Двигатели внутреннего сгорания. Системы поршневых и комбинированных двигателей - Орлин А.С., Круглов М.Г.

Author: Орлин А.С. Круглов М.Г.
Tags: тепловые двигатели (кроме паровых машин и паровых турбин) теплоэнергетика теплотехника физика механика двигатели издательство машиностроение двигатели внутреннего сгорания
Year: 1985
Similar
Теплотехника
Расчет автомобильных и тракторных двигателей
Справочник начинающего слесаря
Text
                    ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
Системы поршневых
и комбинированных
двигателей
Издательство«Машиностроение>>

I
СХЕМА СМАЗОЧНОЙ СИСТЕМЫ
ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ

еВИГАТЕЛИ
НУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
Системы поршневых
и комбинированных двигателей
Третье издание, переработанное и дополненное
Под общей редакцией А. С. Орлина, М. Г. Круглова
ДОПУЩЕНО МИНИСТЕРСТВОМ ВЫСШЕГО И СРЕДНЕГО
СПЕЦИАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ СССР
В КАЧЕСТВЕ УЧЕБНИКА ДЛЯ СТУДЕНТОВ ВУЗОВ,
ОБУЧАЮЩИХСЯ ПО СПЕЦИАЛЬНОСТИ
«ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ»
МОСКВА « МАШИНОСТРОЕНИЕ » 1985
ББК 31.365
Д22
УДК 621.43.(075)
С. И. Ефимов, Н.А. Иващенко, В. И. Ивин, В.П. Алексеев , Д.Н. Вырубов , Л. В. Гре-
хов, М. Г. Круглов, В. И. Крутов, А. Н. Крылов , О. Б. Леонов, А. А. Меднов, Г. Н. Ми-
зернюк, А. С. Орлин, С. Г. Роганов, В. С. Рогов, В. Ф. Федюшин, В. К. Чистяков
Рецензент кафедра «Двигатели внутреннего сгорания» Харьковского политехни-
ческого института им. В. И. Ленина
Двигатели внутреннего сгорания: Системы поршневых
Д22 и комбинированных двигателей. Учебник для вузов по спе-
циальности «Двигатели внутреннего сгорания»/С. И. Ефимов,
Н.А. Иващенко, В.И. Ивин и др.; Под общ. ред. А.С. Орлина,
М.Г. Круглова-3-е изд., перераб. и доп.-М.: Машиностроение,
1985.-456 с., ил.
В пер.: 2 р.
Рассмотрены системы поршневых и комбинированных двигателей, методи-
ки выбора и расчетов основных параметров систем, основанные на численных
методах решения дифференциальных уравнений и использовании ЭВМ, проана-
лизированы конструкции элементов систем. В третьем издании (2-е изд. 1973 г.)
дополнительно рассмотрены вопросы расчета и проектирования охладителей,
технической диагностики, работа систем на неустановившихся режимах, топлив-
ная система при использовании водорода.
_ 2303020200-163 os
Д---------------1оЗ*о5
038(01)-85
ББК 31.365
6П2.24
Север Иванович Ефимов, Николай Антонович Иващенко,
Владимир Иванович Ивин и др.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Системы поршневых и комбинированных двигателей
Редактор Н. Ю. Скачкова
Оформление художника С. С. Водчица
Художественный редактор С. С. Водчиц
Техн, редакторы И. Н. Раченкова, Т. С. Старых
Корректоры Н. Г. Богомолова, О. Е. Мишина
ИБ № 3858
Сдано в набор 05.03.84. Подписано в печать 09.04.85. Т-08057.
Формат 70 хlOO1/»*. Бумага офсетная. Гарнитура тайме. Печать офсетная.
Усл, печ.л. 36,76. Усл.кр.-отт. 151,25. Уч.-изд. л. 37,57.
Т»раж 38000 эю. Заказ 1783. Цена Д/р. /£ —
Оодена Трудового Красного Знамени издательство «Машиностроение»,
*27076. Москва, Стромынский пер., 4
Мажсйсклй толиграфкомбйнат Союэполиграфпрома при Государственном комитете СССР по делам
«злг*егьс*в. полиграфии и книжной торговли, 143200, Можайск, ул. Мира, 93
С—’«‘-с’с-с с готовых диапозитивов в Московской типографии № 5 Союэполиграфпрома
тдав ’эо дарствен ном комитете СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли,
•^ослво- сто-Московская, 21
© Издательство «Машиностроение», 1985 г.
ОГЛАВЛЕНИЕ
УСЛОВНЫЕ
ОБОЗНАЧЕНИЯ
ПО ВСЕЙ КНИГЕ,
КРОМЕ ГЛ. 3.
- Воздух
§
§
§
§
§
§
~ Вода
Масло
Отработавшие
газы
В гл. 3
- Линия
низкого
давления

- Линия
высокого
давления
- Полость
системы
гидрозапирания
Предисловие (М. Г. Круглов).........,........................
Глава 1. Системы впуска и выпуска ...........................
1.	Общие требования ( Д. Н. Вырубов)........................
2.	Воздушные фильтры (М. Г. Круглов, А. А. Меднов)..........
3.	Впускные и выпускные трубопроводы (А. С. Орлин, В. К. Чистяков)
4. Глушители шума (М. Г. Круглов, А. А. Меднов).............
5. Нейтрализаторы токсических компонентов отработавших газов
(В. И. Ивин).............................................
6. Особенности процессов во впускной и выпускной системах при
работе на неустановившихся режимах (О. Б. Леонов) ....
Глава 2. Системы питания двигателей с принудительным за-
жиганием, работающих на жидком топливе ....
Общая схема системы питания карбюраторных двигателей
(М. Г. Круглов)..........................................
Приготовление смеси в карбюраторном двигателе (М. Г. Круглов)
Характеристика элементарного карбюратора (М. Г. Круглов) . .
Характеристика идеального карбюратора (М. Г. Круглов) . . .
Главная дозирующая система карбюратора (М. Г. Круглов) . .
Вспомогательные устройства карбюратора (М. Г. Круглов,
Н. А. Иващенко)..........................................
Многокамерные карбюраторы (Н. А. Иващенко)...............
Общая схема карбюратора (Н. А. Иващенко, А. А. Меднов) . .
Конструкция карбюратора ( В. П. Алексеев )...............
Топливные баки, топливопроводы и топливные фильтры
(М. Г. Круглов).........................................
Топливоподкачивающие насосы (М. Г. Круглов).............
Ограничители максимальной частоты вращения карбюраторных
двигателей (М. Г. Круглов)..............................
Системы питЬния двигателей с впрыскиванием легкого топлива
и принудительным зажиганием ( В. П. Алексеев, Н. А. Иващенко)
§14. Агрегаты системы питания двигателей с впрыскиванием легкого
топлива (Н. А. Иващенко).....................................
15. Особые системы двигателей с принудительным зажиганием смеси
(Н. А. Иващенко)...........................................
16. Особенности смесеобразования в двигателях с принудительным
зажиганием на неустановившихся режимах (О. Б. Леонов,
Н. А. Иващенко)............................................
Глава 3. Топливные системы дизелей...........................
§ 1. Влияние топливоподающей аппаратуры на эффективные и эко-
номические показатели дизеля (Л. В. Грехов)..................
Функции топливных систем и требования, предъявляемые к ним
( А. Н. Крылов )..........................................
Параметры топливоподачи (Л. В. Грехов) ..................
Процесс топливоподачи и сопровождающие его физические явления
(Л. В. Грехов) ..........................................
Конструкция и расчет топливных насосов высокого давления
( Н. И. Костыгов , Л. В. Грехов).........................
Конструкция и расчет форсунок ( Н. И. Костыгов , Л. В. Грехов)
Топливные системы специальных схем и конструкций (Л. В. Грехов)
Расчет процесса топливоподачи (А. Н. Крылов , Л. В. Грехов) . .
Особенности топливоподающей аппаратуры для работы на легких,
тяжелых и сернистых топливах (А. Н. Крылов, Л. В. Грехов). .
. Компоновка основных элементов топливной системы
§
§
§
§
§
§
§
§
§
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10.
§ 13.
§
§
§
§
§
§
§
§
§
§
§
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10.
11.
( Н. И. Костыгов ).........................................
Особенности работы топливоподающей аппаратуры с золотнико-
вым дозированием на неустановившихся режимах (О. Б. Пеонов)
и системы воспламенения горючей смеси газовых дви-
Глава 4. Топливные системы
гателей ....................
§ 1.	Топливные системы газовых двигателей (О. Б. Леонов)................................
§ 2.	Конструкция и расчет устройств для ввода газа в цилиндры двигателя (О. Б. Леонов)
§ 3.	Системы воспламенения газовоздушной смеси (О. Б. Леонов)...........................
§ 4.	Особенности топливных систем двигателей, работающих на водороде (С. Г. Роганов) . . .
7
8
8
9
14
24
29
33
36
36
37
41
47
49
57
74
77
81
93
95
102
107
115
118
121
124
124
126
128
131
140
163
184
191
205
211
214
219
219
223
226
233
5
Глава 5. Смазочные системы............................................................
§ 1.	Требования к смазочным системам и их основные параметры (С. Г. Роганов)..........
§ 2.	Конструкция и расчет агрегатов смазочных систем (С. Г. Роганов)........  .	. . .
§ 3.	Элементы смазочной системы (С. Г. Роганов).......................................
§ 4.	Особенности смазывания узлов трения при работе двигателя на неустановившихся режимах
(О. Б. Леонов)........................................................................
Глава 6. Системы охлаждения (С. Г. Роганов)...........................................
§ 1.	Системы охлаждения и требования, предъявляемые к ним.............................
§ 2.	Конструкция и расчет агрегатов систем охлаждения.................................
§ 3.	Контрольные и другие устройства систем охлаждения................................
Глава 7. Охладители (М. Г. Круглов, С. И« Ефимов).....................................
§ 1.	Охладители поршневых и комбинированных двигателей................................
§ 2.	Расчет и конструирование охладителей.............................................
§ 3.	Охладители наддувочного воздуха..................................................
§ 4.	Охладители охлаждающей жидкости..................................................
§ 5.	Охладители масла.................................................................
§ 6.	Примеры расчета охладителей (В. Ф. Федюшин)......................................
241
241
248
265
267
270
270
278
289
293
293
Г лава 8. Системы пуска и реверсирования............................................
§ 1.	Системы пуска и требования, предъявляемые к ним ( Д. Н. Вырубов , В. К. Чистяков) . .
§ 2.	Минимальная пусковая частота вращения вала (Д. Н. Вырубов).....................
§
3. Динамика пуска ( Д. Н. Вырубов ). . .........................
4. Выбор мощности стартера (Д. Н. Вырубов, В. К. Чистяков) . . .
§ 5.	Цилиндровый пуск { Д. Н. Вырубов , В. К. Чистяков) ......
§ 6.	Устройства для облегчения пуска ( Д. Н. Вырубов , В. К. Чистяков)
§ 7.	Реверсирование двигателей ( Д. Н. Вырубов , В. К. Чистяков) . .
§
Глава 9. Элементы систем автоматического регулирования двигателей (В. И. Крутов) . .
§ 1.	Функциональные схемы элементов и систем автоматического регулирования..............
§ 2.	Устойчивость режимов работы двигателя..............................................
§ 3.	Необходимость установки на двигателе автоматических регуляторов....................
§ 4.	Автоматические регуляторы прямого действия.........................................
§ 5.	Статические характеристики автоматических регуляторов прямого действия.............
§ 6.	Устойчивость режимов работы регулятора.............................................
§ 7.	Статический расчет автоматических регуляторов прямого действия.....................
§ 8.	Автоматические регуляторы непрямого действия.......................................
Глава 10. Динамические свойства элементов систем автоматического регулирования
(В. И. Крутов)........................... ..............................................
§ 1.	Понятие о динамических свойствах элементов.........................................
§ 2.	Дифференциальные уравнения двигателя как регулируемого объекта.....................
§ 3.	Дифференциальное уравнение автоматического регулятора прямого действия.............
§ 4.	Дифференциальное уравнение автоматического регулятора непрямого действия...........
§ 5.	Переходные процессы элементов......................................................
§ 6.	Частотные характеристики элементов.................................................
Глава 11. Системы автоматического регулирования двигателей (В. И. Крутов) .	. .
§ 1.	Регуляторные характеристики двигателя..............................................
§ 2.	Дифференциальные уравнения систем автоматического регулирования....................
§ 3.	Устойчивость систем автоматического регулирования..................................
§ 4.	Критерий устойчивости Рауза-Гурвица................................................
§ 5.	Диаграмма Вышнеградского...........................................................
§ 6.	Критерий устойчивости Михайлова ...................................................
§ 7.	Частотный критерий устойчивости....................................................
§ 8.	Качество работы систем автоматического регулирования...............................
Глава 12. Автоматизация двигателей (Г. Н. Мизернюк)............................. . . . .
§ 1.	Общие положения....................................................................
§ 2.	Элементы автоматических устройств..................................................
§ 3.	Автоматическая сигнализация........................................................
§ 4.	Автоматическая аварийная защита....................................................
§ 5.	Автоматизация пуска двигателей.....................................................
§ 6.	Дистанционное автоматическое управление............................................
Глава 13. Техническая диагностика (В. С. Рогов).........................................
§ 1.	Техническая диагностика и управление качеством двигателей . .......................
§ 2.	Двигатель как объект диагностирования..............................................
§ 3.	Средства и методы диагностирования двигателей......................................
Глава 14. Перспективы развития двигателей внутреннего сгорания..........................
Предметный указатель ...................................................................
312
313
315
321
321
322
323
325
326
332
334
342
342
343
346
347
354
355
356
362
367
367
367
379
382
384
386
389
389
389
391
393
394
396
397
400
403
403
404
415
417
418
423
433
433
435
438
450
454
ПРЕДИСЛОВИЕ
Настоящая книга является завершающей в издании учебни-
ка «Двигатели внутреннего сгорания», созданном коллективом
преподавателей Московского высшего технического училища
имени Н.Э. Баумана.
Задачи, поставленные перед отечественным двигателестрое-
нием, по расширению производства экономичных, надежных
двигателей внутреннего сгорания, обеспечивающих эффектив-
ную защиту окружающей среды путем сокращения выбросов
вредных веществ, улучшения очистки от них отработавших га-
зов, снижения уровня шума двигателей, невозможно решить
без создания систем двигателей с высокими технико-экономи-
ческими показателями. Данный учебник посвящен рассмотре-
нию особенностей работы, конструирования и расчета систем
двигателей. При этом авторы учли передовой опыт, нако-
пленный в двигателестроении в решении указанных вопросов.
В третьем изданйи учебника рассмотрены особенности ра-
боты основных систем двигателей на неустановившихся режи-
мах, принципиально новые системы, например, система пита-
ния двигателей, работающих на водороде, более подробно
описаны способы нейтрализации отработавших газов и спо-
собы глушения шума на впуске и выпуске. Вследствие особой
важности вопросов, связанных с отводом теплоты от двигате-
лей, в книге разделы, посвященные конструированию и расчету
охладителей различных рабочих сред, даны в отдельной главе.
С учетом расширения возможностей измерительной техники
и ЭВМ рассмотрены вопросы контроля, автоматизации управ-
ления, технического диагностирования двигателей.
Авторы с благодарностью примут замечания по данному
изданию учебника, которые следует направлять по адресу:
107005, Москва, 2-я Бауманская, д. 5, МВТУ им. Н.Э. Бау-
мана, кафедра «Двигатели внутреннего сгорания».
ГЛАВА
СИСТЕМЫ ВПУСКА И ВЫПУСКА
§ 1. Общие требования
Системы впуска и выпуска служат для подвода свежего за-
ряда (воздуха или горючей смеси) к цилиндрам двигателя и от-
вода из них отработавших газов. В двигателях с внешним сме-
сеобразованием во впускной системе происходит также образо-
вание смеси, так как процесс испарения жидкого топлива
и смешения его паров с воздухом или смешения горючего газа
с воздухом не успевает завершиться в карбюраторе или
газосмесителе.
Общим требованием, предъявляемым к системам впуска
и выпуска, является по возможности малое сопротивление этих
систем, что необходимо для уменьшения насосных потерь
и увеличения наполнения цилиндров, а также более полного ис-
пользования энергии выпускных газов в газовой турбине. Удо-
влетворить это требование путем только снижения скорости
газов в системах, т. е. путем увеличения проходных сечений, не-
возможно: увеличиваются габаритные размеры и масса двига-
теля. Кроме того, с понижением скорости воздуха уменьшается
его турбулизация, что приводит к ухудшению смесеобразова-
ния в двигателях с внешним смесеобразованием. Наконец,
уменьшение скорости движения выпускных газов в трубопрово-
де по сравнению со скоростью истечения их из клапана в дви-
гателе с турбонаддувом приводит к уменьшению кинетической
энергии газов и ухудшению теплоиспользования.
Уменьшение сопротивлений при высокой скорости газового
потока достигается выполнением каналов плавных очертаний
для предотвращения резких изменений направления потока
и площади проходного сечения. Для равномерного распределе-
ния свежего заряда по цилиндрам впускные трубопроводы де-
лают симметричными, причем в современных многоцилин-
дровых карбюраторных двигателях используют многока-
мерные карбюраторы, каждая камера которых обслуживает
определенную группу цилиндров. Для улучшения испарения
топлива впускную систему обогревают водой, выходящей из
системы охлаждения двигателя. В карбюраторных двигателях
некоторых типов при расположении впускной и выпускной си-
стем с одной стороны двигателя впускной трубопровод подо-
гревают отработавшими газами.
В двигателях с внутренним смесеобразованием, а также
в газовых двигателях подогрев свежего заряда при их работе
8
I
•
При проектировании си-
стем впуска и выпуска
надо учитывать способ
смесеобразования, а также
возможность использова-
ния теплоты выпускных
газов.
не нужен, так как он приводит к уменьшению наполнения.
Подогрев всасываемого воздуха в дизелях желателен только
для облегчения пуска при низкой температуре окружающего
воздуха. С этой целью во впускной системе предусматриваются
специальные подогреватели, включаемые в период подготовки
к пуску. В двигателях с наддувом в системы впуска входят ком-
прессоры и охладители наддувочного воздуха, а в системы вы-
пуска-также и газовые турбины. Для очистки воздуха от пыли
устанавливают воздушные фильтры, которые объединяют
с глушителями шума впуска. Выпускные системы могут быть
снабжены нейтрализаторами отработавших газов, глушителя-
ми шума и фильтрами для очистки газов от твердых частиц
сажи.
В связи со сложностью систем впуска и выпуска особое вни-
мание должно быть уделено выбору размеров этих систем
с целью использования газодинамических явлений для улучше-
ния наполнения цилиндров свежим зарядом и снижения работы
выпуска.
I
В современных комби-
нированных воздушных
фильтрах коэффициент Кп
достигает 0,01%. Больший
коэффициент Кп имеют
одноступенчатые сухие
инерционные воздушные
фильтры, которые не за-
держивают мелкие ча-
стицы пыли.
I
Допустимое гидравли-
ческое сопротивление воз-
душных фильтров автомо-
бильных двигателей (в
кПа):
бензиновых ... 5,0
дизелей..........3,5-4
дизелей с турбо-
наддувом .... 4,5-5
Для тракторных дизе-
лей допустимое сопроти-
вление не должно превы-
шать 7 кПа.
§ 2. Воздушные фильтры
Для оценки совершенства конструкции воздушных фильт-
ров используют различные характеристики: коэффициент
очистки воздуха КОт или коэффициент пропуска пыли Кп> ги-
дравлическое сопротивление воздушного фильтра Ар, время ра-
боты фильтра до технического обслуживания t или пылеем-
кость.
Коэффициент очистки воздуха (в %)
Ко — (G^GJIOO,
где G1 и G2 -массы пыли соответственно поступающей в воз-
душный фильтр и задержанной им.
Эффективность очистки воздуха от пыли характеризуют
также коэффициентом пропуска пыли (в %)
Кп = (G3/G0100 = [(GA - G2)/Gt] 100 = 100 — Ко,
где G3-масса пыли, пропущенная фильтром.
Воздушный фильтр (воздухоочиститель) создает определен-
ное сопротивление движению воздуха во впускном трубопрово-
де двигателя. Характеристикой гидравлического сопротивления
воздушного фильтра является разность давлений Ар до воз-
душного фильтра (атмосферное давление) и после него. Значе-
ние Ар зависит от типа воздушного фильтра и количества
ступеней очистки воздуха.
Повышение гидравлического сопротивления впускного тру-
бопровода приводит к уменьшению коэффициента наполнения
цилиндра двигателя и, следовательно, к падению мощности
и повышению расхода топлива. Экспериментальными исследо-
ваниями установлено, что ухудшение показателей работы дви-
гателя происходит относительно медленно (почти линейно) при
увеличении гидравлического сопротивления воздушного фильт-
ра до некоторого значения Арпр (эту величину называют допу-
9
стимым гидравлическим сопротивлением). Затем показатели
резко ухудшаются. Значение Лрпр выбирают в зависимости от
типа двигателя и степени его форсирования. Отраслевыми
стандартами или нормалями предусматривается ограничение
как начального гидравлического сопротивления Дрнач, так и до-
пустимого Лрпр-
Значение допустимого гидравлического сопротивления
определяет время работы воздушного фильтра до технического
обслуживания или его пылеемкость. Время работы фильтра
выражается в часах, а пылеемкость-в килограммах задержан-
ной пыли до достижения допустимого сопротивления. Для ав-
томобильных двигателей период между техническими обслужи-
ваниями воздушных фильтров определяют в километрах
пробега автомобиля. Пылеемкость фильтра зависит от его ти-
па, конструктивных параметров и запыленности воздуха.
Техническое обслуживание фильтров заключается в смене
масла и промывке мокрых фильтрующих элементов инерцион-
но-масляных воздушных фильтров, в удалении пыли из пылес-
борников циклонов и корпусов фильтра, в продувке сухого
фильтрующего элемента сжатым воздухом в направлении, про-
тивоположном движению воздуха при его работе (если сухой
элемент влагоустойчив, то его промывают водой). Картонные
элементы одноступенчатых воздушных фильтров, как правило,
заменяют новыми. Гидравлическое сопротивление фильтра при
повторном использовании сухого фильтрующего элемента вы-
ше начального, поэтому период до следующего технического
обслуживания сокращается.
Основными взаимосвязанными характеристиками воз-
душных фильтров являются пылеемкость и степень очистки,
правильный выбор которых обусловливает надежность
и долговечность двигателя, а также снижение затрат на его
обслуживание. При недостаточной степени очистки происходит
преждевременное изнашивание двигателя, а при ее увеличении
снижается пылеемкость и сокращается продолжительность ин-
тервалов между очередными обслуживаниями, что повышает
стоимость эксплуатации.
В настоящее время в качестве фильтрующего материала
широко используется картон. Его применение обусловлено
стремлением к повышению моторесурса двигателей, что при
возрастающем форсировании двигателей может быть достиг-
нуто только при практически полном предотвращении попада-
ния в него пыли, и к сокращению периодичности и трудоемко-
сти технического обслуживания воздушных фильтров.
Фильтровальный картон должен обладать минимальным
сопротивлением движению воздуха, равномерной пористостью,
гидростойкостью, достаточным сопротивлением на разрыв
и продавливание, жесткостью. Для удовлетворения последних
требований картон подвергают гофрированию и поперечному
тиснению. Кольцевая гофрированная секция с перфориро-
ванными обечайками, расположенными по наружному и внут-
ренним диаметрам, с торцов заливается эпоксидным компаун-
дом, специальными смолами или пластмассой. Последняя
обеспечивает уплотнение без дополнительных прокладок. Шаг
между гофрами выбирается на основе экспериментальных
данных из условия обеспечения максимальной пылеемкости.
10
!
Средняя запыленность
воздуха для дизелей раз-
личного назначения (в
мг/м3):
судовых:
морских главных . . 0,5-2
морских вспомога-
тельных ..........1,5-4
речных............2-20
стационарных:
в закрытых помеще-
ниях ..............1-5
на открытых пло-
щадках ...........4-10
тепловозных .... 2-80
нефтебуровых устано-
вок ..............5-30
дорожно-строитель-
ных машин . . . .10—
1000
передвижных устано-50-
вок.................1000
и бо-
лее
I
•
По ГОСТ 12627-80 для
вновь проектируемых
тракторных и комбай-
новых дизелей примене-
ние воздухоочистителей
с масляной ванной не до-
пускается.
I
Воздушные фильтры
с картонными элементами
наряду с низким на-
чальным сопротивлением
и относительно большой
пылеемкостью имеют вы-
сокую и стабильную эф-
фективность очистки.
Рис. 1. Воздушный фильтр
трактора фирмы Катерпил-
лер
Наиболее распространенным является картон типа ПКВ,
который изготовляют на основе хлопка с использованием ви-
нола. Картон имеет волокнистую структуру с криволинейными
каналами (порами), по которым движется воздух. Осаждение
частиц пыли происходит при их зацеплении с волокнами карто-
на. Крупные частицы осаждаются на поверхности картона,
а мелкие частицы-на внутренних волокнах в результате дейст-
вия сил инерции при изменении направления движения внутри
пор. Так как силы инерции крупных частиц больше, чем мел-
ких, то в наружных волокнах осаждаются крупные частицы,
а во внутренних-мелкие.
На поверхности фильтрующего элемента образуется свя-
занный слой пыли, который также обладает фильтрующими
свойствами. Причем в этом слое с течением времени размер
пор становится меньше размеров пор в картоне, поэтому эф-
фективность улавливания пыли улучшается (коэффициент про-
пуска уменьшается), однако при этом увеличивается сопротив-
ление фильтра, которое возрастает также при сужении пор
вследствие осаждения на их поверхности частичек пыли. В то
же время такие атмосферные загрязнения, как дым, продукты
неполного сгорания, копоть, не образуют на поверхности эле-
мента пористого образования и снижают его пылеемкость.
Ухудшает фильтровальные свойства картона присутствие
в воздухе капельной влаги.
В настоящее время проводится работа по применению не-
тканых, на основе лавсановых волокон фильтровальных мате-
риалов. Эти материалы равнопрочны в сухом и влажном воз-
духе, температуроустойчивы, гидрофобны, стойки к агрес-
сивным средам, микроорганизмам и бактериям. Однако
пылеемкость нетканых материалов по сравнению с картоном
ниже.
При эксплуатации двигателей в условиях низкой и средней
запыленности воздуха используют одноступенчатый воз-
душный фильтр с элементом из картона, а в условиях повы-
шенной и высокой запыленности дополнительно устанавли-
вают инерционно-центробежные предварительные ступени
очистки (предочистители). Предочистителями могут быть мо-
ноциклоны или мультициклоны. Последние обеспечивают
большую пылеемкость, но их конструкция сложнее и выше тру-
доемкость обслуживания.
На рис. 1 показан сухой комбинированный воздушный
фильтр трактора фирмы Катерпиллер. Он состоит из моноци-
клона 1 (первая ступень очистки) и сменного картонного
фильтрующего элемента 5 (вторая ступень очистки). Враща-
тельное движение воздуха в моноциклоне создается крыльчат-
кой 3; частицы пыли накапливаются в бункере 2. Моноциклон
наиболее эффективно очищает воздух от крупных частиц пыли.
Коэффициент пропуска моноциклона равен 40-50%. В центре
корпуса второй ступени установлен предохранительный кар-
тонный элемент 4 с меньшей площадью, который не снимают
и не обслуживают. Назначение предохранительного элемента
состоит в предотвращении от попадания в двигатель абра-
зивных частиц пыли в случае прорыва основного элемента или
подсасывания воздуха через места уплотнения. Коэффициент
пропуска фильтра равен 0,01%; пылеемкость до ДрПр = 6кПа
11
составляет 3,38 кг; начальное сопротивление при номинальном
расходе воздуха равно 1,8 кПа.
Для автоматического удаления пыли из бункера мультици-
клонных фильтров применяют эжекторы (рис. 2). В эжекторе
воздушного фильтра двигателя СМД-14 (рис. 2, а) отсос пыле-
воздушной смеси происходит отработавшими газами, которым
с помощью крыльчатки 1 придается вращательное движение,
необходимое для лучшей работы искрогасителя 2. На рис. 2, б
показан эжектор воздушного фильтра двигателя, устанавливае-
мого на трактор К-700. Отличительной особенностью этого
эжектора является то, что удаление пыли осуществляется
частью воздуха, подаваемого компрессором.
Для определения времени обслуживания воздушного фильт-
ра и контроля за его техническим состоянием в зарубежной
практике применяют индикаторы допустимого гидравлическо-
го сопротивления. Показанный на рис. 3 индикатор механиче-
ского действия фирмы Бахара состоит из поршня б, соединен-
ного с эластичной мембраной 3. По мере роста сопротивления
воздушного фильтра разрежение передается в пространство
над мембраной, и поршень 6 поднимается вверх. Появление
в смотровом окне корпуса 4 окрашенного поршня свидетель-
ствует о достижении допустимого сопротивления фильтра.
После обслуживания фильтра индикатор возвращается в исход-
ное состояние рычагом 5.
Если воздушный фильтр оборудован предохранительным
фильтрующим элементом, то индикатор допустимого
сопротивления может сигнализировать о нарушении герметич-
ности соединений и прорыве картона фильтрующего элемента.
В этом случае вследствие малой площади поверхности предох-
ранительного элемента резко возрастает его сопротивление
движению воздуха. Применение индикаторов позволяет обслу-
живать воздушные фильтры с учетом запыленности различных
мест эксплуатации, а также предотвратить эксплуатацию дви-
гателей в случае технических неисправностей воздушного филь-
тра.
По сравнению с другими типами воздушный фильтр с эле-
ментами из картона обычно занимает больший объем. Так, на-
пример, при замене инерционно-масляных фильтров трак-
торных двигателей фильтрами с моноциклоном и элементом
из картона объем последнего приблизительно в 1,5 раза боль-
ше. В связи с этим возникают определенные трудности их ком-
поновки с дизелями большой мощности, особенно с тепло-
возными дизелями. Поэтому для данного класса двигателей
распространены инерционно-масляные и циклонные с мокрой
фильтрующей ступенью воздушные фильтры. На рис. 4 пока-
зан инерционно-масляный воздушный фильтр тепловозного
двигателя. Коэффициент пропуска этого фильтра близок к 1,5%
при сопротивлении 1,5-1,8 кПа. Недостатком фильтра является
унос масла воздушным потоком.
Однако имеется положительный опыт использования муль-
тициклонного воздушного фильтра с цилиндрическими кар-
тонными фильтрующими элементами. Так, например, воз-
душный фильтр двигателя 6ЧН 21/21, используемого для
нефтебуровой установки, проработал без обслуживания 1000 ч
в условиях большой загазованности и при наличии в воздухе
12
а)
Рис. 2. Эжекторы для от-
соса пыли из тракторных
мультициклонных воз-
душных фильтров:
а-эжектор с искрогасите-
лем двигателя СМД-14;
б-эжектор трактора К-700;
1 -крыльчатка; 2-искрогаси-
тель; 3-диффузор; 4-камера
смешения; 5 - труба отсоса
пыли; / -отработавшие газы:
II-отсос пыли; III-воздух
из нагнетателя
стнмого гидравлического
сопротивления:
1 - пружина; 2 - смотровое ок-
но; 3-мембрана; 4-корпус;
5-рычаг; 6-поршень; 7-от-
верстие для подвода воздуха

Рис. 4. Инерционно-мас-
ляный воздушный фильтр
тепловозного двигателя:
1 - масляная ванна; 2 - филь-
трующий элемент; /-воздух
из кузова
Рис. 5. Секция воздушно-
го фильтра панельного ти-
па
I
Коэффициент пропуска
и пылеемкость воздушных
фильтров определяют экс-
периментально.
частиц масла и сажи. При этом Дрпр = 6,8 кПа, а коэффициент
пропуска фильтра составил 0,1°о.
Более удобными для компоновки с двигателями большой
мощности являются плоские фильтры панельного типа (рис. 5),
которые имеют большую площадь поверхности для располо-
жения гофрированного фильтровального картона. В зарубеж-
ной практике фильтры панельного типа применяют для
мощных транспортных двигателей, в том числе для локомо-
тивных и газотурбинных двигателей.
В настоящее время нет методов теоретического определения
характеристик воздушных фильтров, так как задача о про-
странственном течении пылевоздушной смеси является слож-
ной как в теоретическом, так и в вычислительном плане.
Существующие расчетные методы в значительной мере ос-
новываются на экспериментальных данных и вследствие идеа-
лизации физических процессов дают результаты, пригодные
для качественной оценки, и требуют экспериментального уточ-
нения.
При расчете воздушного фильтра с элементом из картона
используют удельную воздушную нагрузку [в м3/(ч-м2)]
q = Q/f,
где Q-расход воздуха через двигатель, м3/ч; F-площадь рабо-
чей поверхности картона, м2.
Иногда используют другую величину-скорость фильтрации
(в м/с) и>ф = Q/F.
С увеличением удельной воздушной нагрузки уменьшаются
габариты воздушного фильтра и его пылеемкость. Поэтому
значение q выбирают с учетом типа двигателя и требуемых
норм технического обслуживания воздушного фильтра. Для
двигателей легковых автомобилей принимают q =
- 250 4- 400 м3/(ч * м2);	грузовых автомобилей q =
= 100 4- 200 м3/(ч • м2); тракторных q = 80 4-100 м3/ (ч • м2); ста-
ционарных и тепловозных q = 1004-180 м3/(ч-м2).
Рассмотрим расчет элемента типа «многолучевая звезда» из
картона (рис. 6). Для данного номинального расхода воздуха,
задаваясь удельной воздушной нагрузкой, можно определить
площадь F = Q/q.
Ширина стороны гофра фильтровального элемента опреде-
ляется по экспериментальной формуле b^0,02|/F.
Наилучшие с точки зрения пылеемкости значения шага t ме-
жду складками лежат в интервале 5-8 мм; причем меньшие
значения относятся к меньшим значениям ширины гофра,
а большие-к его большим значениям.
Число гофров равно п — F/ (2ЬН), поэтому в сложенном со-
стоянии площадь боковой поверхности фильтрующего
элемента
F1 = tHF/(2bH) = Fr/(2b).	’
Задаваясь из условий компоновки воздушного фильтра на
двигателе отношением диаметра D элемента к его высоте
Н (обычно D/H = 0,54-5), из равенства Ft = nDH — Ft/ (2b) нахо-
дим величины D и Н, которые округляют до чисел предпочти-
13
тельного ряда. После округления уточняют значение шага t.
Аналогичный расчет можно выполнить для элемента па-
нельного типа (см. рис. 5). Только в этом случае используют
следующую эмпирическую формулу для определения ширины
стороны гофра:
3 г-
b ~ т у F,
где коэффициент т равен 0,015, 0,018 и 0,020 для расходов воз-
духа соответственно Q 0,5; 0,15-1,5 и 1,5 м3/с. Кроме того,
отношение длины элемента к его высоте L/H = 14-2. Из усло-
вий компоновки выбирают также число секций.
Площади проходных сечений воздушных фильтров с эле-
ментами из картона определяют из условий обеспечения опре-
деленных скоростей течения воздуха: на входе в воздушный
фильтр 8-10 м/с, на выходе 30-35 м/с.
Выбор геометрических размеров циклонов осуществляют,
как правило, экспериментальным путем. В настоящее время
нормативно-техническими документами определены соответ-
ствующие ряды типизированных конструкций и размеров ци-
клонов (например, ГОСТ 11707-79 для тракторных дизелей).
Необходимое число циклонов можно определить по форму-
ле
n = Q/(Flw),
где Fx-площадь поперечного сечения входного канала цикло-
на, м2; w - скорость воздуха на входе в циклон, w = 18 4- 30 м/с.
§ 3. Впускные и выпускные трубопроводы
При разработке конструкции впускных и выпускных трубо-
проводов особое внимание уделяют их простоте, технологично-
сти, материалоемкости при малом сопротивлении.
Впускные трубопроводы автотракторных двигателей отли-
вают из серого чугуна или алюминиевого сплава. Фланцы тру-
бопроводов крепят к двигателю на металлоасбестовой про-
кладке гайками на шпильках или болтами.
Схема впускного трубопровода автомобильного V-образно-
го восьмицилиндрового карбюраторного двигателя показана
на рис. 7. Два трубопровода четырехцилиндрового двигателя
расположены на одном уровне и объединены общей продоль-
ной стенкой, соединяются друг с другом балансировочными
отверстиями 10 и 11. Секции I и II карбюратора по верти-
кальным каналам одинаковой длины питают все цилиндры
правого (1-4) и левого (5-5) рядов. Сечение каналов круглое
диаметром 32 мм. Каждый канал имеет два плавных поворота
для снижения аэродинамических потерь, что в сочетании с по-
догревом топливной пленки улучшает гомогенизацию смеси.
Подогрев каналов осуществляется по всей длине участка 9 на-
Рис. 6. Фильтрующий эле-
мент типа «многолучевая
звезда»
I
•
При определении расхо-
да воздуха кроме количе-
ства воздуха, проходяще-
го через цилиндры двига-
теля, необходимо учесть
количество воздуха, за-
трачиваемого на автома-
тическую очистку сухих
инерционных воздушных
фильтров от пыли.
Рис. 7. Схема впускного
трубопровода автомобиль-
ного V-образного восьми-
цилиндрового карбюратор-
ного двигателя
14
I
•
Впускные трубопро-
воды карбюраторных дви-
гателей обычно снабжают
системой подогрева отра-
ботавшими газами или во-
дой из системы охлажде-
ния для лучшего испаре-
ния топлива и предотвра-
щения его конденсации.
Подогрев регулируется
вручную или автоматиче-
ски в зависимости от тем-
пературы окружающей
среды.
/
!
Впускные трубопро-
воды четырехтактных ди-
зелей с наддувом и без не-
го аналогичны по кон-
струкции.
гретой водой, поступающей из головок цилиндров. Коэффи-
циент расхода воздуха трубопровода по результатам статиче-
ской продувки составляет 0,78-0,84.
На впускной трубопровод карбюраторных двигателей иног-
да устанавливают воздушный клапан, который сообщает
впускной трубопровод с атмосферой при более высоком, чем
обычно, разрежении в нем. Такой клапан позволяет предотвра-
тить переобогащение смеси во время работы двигателя на ре-
жиме принудительного холостого хода и снизить расход кар-
терного масла.
Конструктивные формы впускных систем автотракторных
дизелей без наддува обычно проще, чем карбюраторных двига-
телей, так как для дизелей требования в отношении равномер-
ности распределения свежего заряда по цилиндрам менее жест-
кие. Часто впускной трубопровод представляет собой простую
трубу с приваренными патрубками, подводящими воздух к от-
дельным цилиндрам. Входное отверстие впускного трубопрово-
да защищают сеткой или на нем устанавливают воздухоочис-
титель с глушителем шума системы впуска.
Размеры сечений впускных трубопроводов автотракторных
двигателей, как правило, выбирают на основании эмпирических
соотношений. Окончательная их доводка по величине аэроди-
намических потерь, экономичности двигателя, работе двигателя
при различных частотах вращения коленчатого вала, токсично-
сти отработавших газов, пусковым и динамическим качествам
двигателя, распределению свежего заряда по цилиндрам, анти-
детонационным качествам и надежности в сочетании с фазами
газораспределения может быть проведена только эксперимен-
тально.
В автомобильных карбюраторных четырехтактных двигате-
лях диаметр впускного трубопровода (или диаметр круга, рав-
ного по площади сечению некруглого трубопровода) соста-
вляет (0,3-0,5) А а в автотракторных дизелях без наддува
(0,4-0,5)D (где D -диаметр цилиндра).
Увеличение расхода воздуха, поступающего в цилиндр,
можно получить используя динамические явления во впускной
системе. Каждый поршень в начале процесса впуска создает
импульс волны разрежения, которая распространяется во
впускной системе и отражается от открытого конца трубопро-
вода волной давления. Подбирая размеры системы таким
образом, чтобы волна давления подходила к впускным орга-
нам во второй половине процесса впуска, можно получить из-
быточное давление перед ними. Дополнительное усиление им-
пульса получают в результате резонансных явлений, устанавли-
вая на впуске специально подобранные ресиверы и трубы.
Наиболее просто осуществляется доводка впускных систем
с индивидуальными патрубками на каждый цилиндр. Однако
при фиксированных длинах и объемах ресиверов и труб на-
стройка системы является эффективной только для определен-
ного узкого диапазона режимов работы двигателя, на других
же режимах такая настройка системы может оказать отрица-
тельное влияние. Динамическая система наддува более гро-
моздка, чем обычная, а необходимость ее регулирования значи-
тельно усложняет систему.
15
Основным элементом впускной системы четырехтактных су-
довых, тепловозных и стационарных дизелей обычно является
цилиндрический ресивер, в который воздух поступает с торца
и направляется в цилиндры по отдельным патрубкам. В совре-
менных двигателях ресиверы обычно выполняют сварными;
толщину стенок рассчитывают по давлению в ресивере с уче-
том технологических и монтажных условий, а также с учетом
расположения компрессоров и охладителей воздуха.
Диаметры ресиверов четырехтактных дизелей без наддува
при п = 2004-500 об/мин примерно равны (0,5-0,6)2), при п =
= 600-41500 об/мин они составляют (0,6-4),7)D.
Ресиверы для продувочного воздуха двухтактных двигате-
лей выполняют в виде отдельных литых или сварных конструк-
ций, либо используют пространство между блоками цилиндров
в двигателях V-образноц^ Н-образной и других конструк-
ционных схем. Для снижения пульсаций давления во впускном
ресивере и обеспечения равномерного подвода воздуха ко всем
впускным окнам диаметры ресиверов имеют размеры до
(1,2-1,5)D, а в некоторых случаях и более.
Впускные трубопроводы газовых двигателей в отличие от
дизелей содержат либо газовый ресивер и общий на все ци-
линдры двитателя газовоздушный смеситель с регулирующим
органом золотникового типа, из которого смесь поступает
в цилиндры двигателя, либо газовоздушный трубопровод,
имеющий раздельные газовые и воздушные полости, и коробки
регулирующих дросселей, установленных на каждом цилиндре
и связанных валом с регулятором. Газодизели, работающие на
газе с присадкой запального дизельного топлива или только на
дизельном топливе, обычно имеют общую на все цилиндры
двигателя газовоздушную систему с общим смесительно-регу-
лировочным устройством. При работе двигателя по дизельно-
му циклу газ во впускную систему не подается.
Выпускные трубопроводы двигателей можно разделить на
трубопроводы для двигателей без наддува и с наддувом. Для
двигателей с наддувом применяют трубопроводы с пере-
менным (импульсным) и постоянным давлением. По конструк-
ции их разделяют на охлаждаемые и неохлаждаемые.
Выпускные трубопроводы автотракторных двигателей без
наддува выполняют цельными литыми из серого или жаро-
стойкого чугуна. Диаметры выпускных трубопроводов выби-
рают равными (0,35-0,5) D.	\
Выпускные трубопроводы четырехтактных судовых, стацио|-
парных и тепловозных дизелей без наддува обычно выполняю^
в виде одного цилиндрического, овального или прямоугольно-
го трубопровода с патрубками, крепящимися фланцами
к крышкам или блоку цилиндров двигателя. Диаметры вы-
пускных трубопроводов дизелей с четырьмя-шестью цилин-
драми при и = 200 — 500 об/мин выбирают равными (0,4-0,6)/>,
при шести-восьми цилиндрах и п — 600—1500 об/мин диа-
метры выпускных трубопроводов составляют (0,5-0,7)£>.
При проектировании выпускных трубопроводов двигателей
с наддувом необходимо учитывать следующие требования:
1) потери энергии выпускных газов в трубопроводах от вы-
пускных органов до соплового аппарата газовой турбины дол-
жны быть минимальными;
7	л
I
•
Выпускные трубопро-
воды двигателей с надду-
вом выполняют мини-
мальной длины, без резких
поворотов и изменений се-
чений.
I
•
Изменение давления
в выпускном трубопрово-
де двигателя зависит от
числа цилиндров, объеди-
няемых одним трубопро-
водом, от интервала ме-
жду вспышками в от-
дельных цилиндрах, объе-
ма, диаметра и длины тру-
бопровода.
I
•
Выпускные трубопро-
воды судовых, тепло-
возных и стационарных
дизелей без наддува по-
крывают теплоизоля-
ционным слоем или снаб-
жают водяной рубашкой
для обеспечения безопас-
ности эксплуатации.
. .. <•  'А
в)
в)
Рис. 8. Схемы соединения
цилиндров с турбокомпрес-
сорами (ТК) различных ди-
зелей:
а-рядных; б-У-образных
с одним ТК; e-V-образных
с двумя ТК
2) процесс выпуска из одного цилиндра двигателя не дол-
жен затруднять газообмен в других цилиндрах;
3) в двигателях, значительную часть времени работающих
на переходных режимах, объем выпускного трубопровода дол-
жен быть минимально допустимым для уменьшения влияния
инерционности системы и увеличения импульса давления выпу-
I
'Х При импульсной систе-
^0 ме наддува используется
потенциальная и кинети-
ческая энергия выпускных
газов.
ска.
При использовании импульсной системы наддува делают 1
несколько выпускных трубопроводов, объединяющих выпуски
из цилиндров, сдвинутые по возможности н& больший угол по-
ворота коленчатого вала равномерно по фазе так, чтобы такт
выпуска в одном цилиндре заканчивался до того, как начинает-
ся такт выпуска в следующем по порядку работы цилиндре, _
присоединенном к данному выпускному трубопроводу. Схемы
соединения секций выпускных трубопроводов с цилиндрами
и турбокомпрессором для некоторых типов дизелей показаны
на рис. 8. Каждый из выпускных трубопроводов служит для
подвода газов или к отдельной газовой турбине, или отдельной
секции соплового аппарата общей газовой турбины. Стремле-
Рис. 9. Схема системы
динамического комбиниро-
ПОМ/>ГЖ1|№Г^Я л j ц
I БИБЛИОТЕКА
I Первомайского п^зиге^никума
ние сократить длину выпускных трубопроводов обусловливает
использование на двигателе нескольких турбокомпрессоров,
устанавливаемых по возможности ближе к цилиндрам, вы-
пускные газы из которых поступают в присоединенную к ним
турбину.
Во впускной системе двигателя с наддувом могут быть так-
(jKe использованы динамические явления. Например, по схеме,
показанной на рис. 9, для шестицилиндрового четырехтактного
двигателя 2 впускные патрубки 3 объединяют по три двумя ре-
зонансными ресиверами 4, которые через две резонансные
трубы 5 соединены с успокоительным ресивером 6, куда пода-
ется сжатый воздух от компрессора 1. При резонансе, т.е. при!
совпадении частоты распространения волн давления наддувоч-
ного воздуха с собственной частотой резонансной системы,
перед впускным клапаном создается избыточное давление, наи-
большее значение которого выше давления наддува. Для дви-
гателя с Vh — 2,4 л при п = 2400 об/мин оптимальные размеры
впускной системы следующие: диаметр впускного патрубка
42 мм, его длина 250 мм; объем резонансного ресивера 1 л;
  .щ ..... .. •	О
;	~ ‘ ‘	;	17
диаметр резонансного патрубка 42 мм, его длина 520 мм;
объем успокоительного ресивера 1,5 л, его длина 240.мм. При
частоте вращения коленчатого вала большей указанной выше
эффективнее обычная система наддува без резонаторов.
В ряде случаев газовые потоки от нескольких цилиндров
иногда объединяют в одном трубопроводе в общий поток, дви-
жущийся с высокой скоростью и не препятствующий движению
потоков газа из разных цилиндров (рис. 10). Соединяя выпуск-
ной трубопровод с несколькими цилиндрами, можно добиться
того, чтобы активный выпуск (т.е. выпуск в течение времени,
соответствующего 60-70° угла поворота коленчатого вала) про-
исходил из одного цилиндра; в это время в других цилиндрах
будет происходить наполнение и принудительный выпуск. Вы-
пускной трубопровод в этом случае делают в виде асимметрич-
ного эжектора, который во время активного выпуска из одного
цилиндра подсасывает газы из другого. В выпускном трубо-
проводе устанавливают поворотные лопатки. Кинетическая
энергия потока используется непосредственно на лопатках тур-
бины, работающей при большом динамическом перепаде да-
влений.
На рис. 11 изображена выпускная система двухтактного
тепловозного дизеля, в которой общий для всех цилиндров
Рис. 10. Выпускной трубо-
провод дизеля:
/ - теплоизоляция; 2 - кожух;
3 - защитная сетка; 4 -силь-
фон
I
•
Использованием вол-
новых явлений в выпуск-
ной системе при импульс-
ной системе наддува мож-
но улучшить наполнение
цилиндра в результате
увеличения давления на
выпуске у цилиндра перед
закрытием выпускных ор-
ганов.
18
Рис. 11. Выпускная систе-
ма двухтактного теп-
ловозного дизеля:
1 - цилиндр; 2 - газоприемный
корпус турбины с сопловым
аппаратом; 3 - лопатка; 4 - ра
бочее колесо; 5 и 6-соответ
ственно нижний и верхний
трубопроводы; 7-шибер
Рис. 12. Схема системы
ступенчатого отбора газа
из выпускных органов дви-
гателя
I
•
Вследствие большой
сложности газодинамиче-
ских процессов, протекаю-
щих в выпускных трубо-
проводах двигателей
с наддувом, их доводку
производят на основании
результатов эксперимен-
тальных исследований.
трубопровод имеет площадь сечения, превышающую площадь
сечения выпускных органов. Выпускные газы из отдельных ци-
линдров поступают в трубопровод по патрубкам, располо-
женным под углом к оси трубопровода.
Схема системы с использованием энергии выпускных газов
путем ступенчатого отбора их из выпускных органов при выпу-
ске показана на рис. 12. В этой системе в процессе свободного
выпуска (или предварения выпуска) из цилиндра 1 двигателя
через выпускные окна 2 отводится в газовую турбину по трубо-
проводу 3, где установлены направляющие лопатки 5, часть га-
зов со средним давлением, несколько превышающим давление
наддува. Другая часть газов в период свободного и принуди-
тельного выпуска может быть подана по отдельному выпуск-
ному трубопроводу 4 в другую турбину или в другую ступень
общей турбины с давлением ниже давления продувочного воз-
духа. В обоих случаях в турбинах используется энергия всех
выпускных газов двигателя, т. е. из обоих трубопроводов.
В первом случае отдельные турбины работают независимо, па-
раллельно (по току газов), во втором-последовательно, т. е. все
газы первой турбины поступают во вторую.
Возможен также вариант, при котором используются в тур-
бине газы только высокого давления, т. е. первичного выпуска.
При этом из второго трубопровода газы направляются непос-
редственно в атмосферу, что обеспечивает хорошие условия
продувки цилиндра. Одним из преимуществ раздельного
выпуска является уменьшение потерь от дросселирования газов
при выпуске, что способствует увеличению эффективности ис- 4
пользования энергии выпускных газов. Две первые схемы целе-
сообразно применять как в четырехтактных, так и в двух-
тактных двигателях. Третья схема более перспективна для
двухтактных двигателей с невысоким давлением наддува.
При импульсной системе наддува особенно в двухтактных
двигателях параметры газов в выпускном трубопроводе изме-
няются в широких пределах в течение цикла работы двигателя.
В общем случае при выпуске формируется волна газа, имеюще-
го переменные параметры, которая распространяется в выпуск-
ном трубопроводе сложной конфигурации, отражается от его
стенок и концов, причем происходит наложение прямых и от-
раженных волн. На волны выпуска из одного цилиндра на-
кладываются волны выпуска из других цилиндров. Волновые
явления в выпускной системе могут оказывать значительное
влияние на наполнение цилиндра. Настраивая выпускную си-
стему таким образом, чтобы у выпускных органов следующего
19
по порядку работы цилиндра создавалось пониженное давле-
ние газов, можно улучшить очистку цилиндра от выпускных
газов.
' Изменение параметров газов в выпускной системе в общем
виде описывается дифференциальными уравнениями движения,
неразрывности, энергии и состояния. При этом считают, что
поток газа при резком изменении площади поперечного сече-
ния трубопровода, в разветвлениях, у концов трубопровода
и т.д. претерпевает разрывы. Это позволяет использовать для
описания граничных и начальных условий метод распада про-
извольного разрыва. Решение уравнений проводят методом ха-
рактеристик с использованием ЭВМ.
В случае, когда необходимо определить только параметры
газов перед турбиной или объем выпускной системы, можно
использовать квазистационарный метод баланса масс газов.
В этом методе параметры газов в отдельных объемах выпуск-
ной системы, на которые условно делится выпускная система,
считаются постоянными. Трением и теплообменом газа со
стенками трубопровода пренебрегают. Уравнение баланса масс
газа в этом случае
dGp - <p(MB)dGa - ф(МТ)^аТ,	(1)
где Gp-масса газа в выпускной системе; Ga и Сат-массы газа,
вытекающего соответственно из цилиндра и через турбину при
скоростях газа, равных скорости звука в соответствующих ор-
ганах, т.е. dGa = Рв/в«Р^; dGaT = Ит/тдтРтЛ; Л/в И Мд-числа
Маха, Цв/в и цт/т-эФФеггивные проходные сечения, а и
ат-скорости звука, р и рт- плотности газа соответственно
в выпускных органах и турбине.
Коэффициенты, учитывающие изменение расхода газа при
различных условиях истечения, в критериальной форме можно
записать в следующем виде:
при надкритическом перепаде давлений
[2/(k+	1>/Е2(fc-14;	(2)
Г
при подкритическом отношении давлений
Ф(М) = |/[2k/(k - 1)] [(р/Р1 )2'* - (р/Р1)(к+1)Л],	(3)
где р и Pi -давления до и после соответствующих органов.
Используя уравнение состояния, после преобразований для
конечного промежутка времени можно записать
ЛрР к\/Тр/Т,(пн/п) Г
Рр	f Дн
х Нт/т
- <р(Мт)—-—
11в/» / Р \(k+1)/<2k)
Р-)
Jp \ppj
(4)
где лн и /н-соответственно частота вращения коленчатого вала
и длина участка выпускного трубопровода, проходимого вол-
ной возмущения за время Дгн на номинальном режиме, /н =
= ав Д tH; I' - приведенная длина выпускной системы, Г = Vp /fp;
20
I
•
. В преобразователе им-
пульсов кинетическая
энергия газов преобра-
зуется в давление таким
образом, что давление
перед турбиной становит-
ся больше среднего давле-
ния импульсов в выпуск-
ном трубопроводе.
Vp и соответственно объем и площадь сечения выпускного
трубопровода.
Изменение параметров газа в цилиндре двигателя и эффек-
тивные проходные сечения выпускных органов и турбины
в данном случае считаются известными.
При расчете весь период выпуска условно делят на неболь-
шие промежутки продолжительностью 2-5° угла поворота ко-
ленчатого вала, в течение которых параметры газа считают по-
стоянными. Зная параметры газа в начале выбранного проме-
жутка времени, по уравнению (4) определяют значение пара-
метров в конце промежутка. Затем определяют температуру
газа в выпускной системе в зависимости от параметров газа
в цилиндре по уравнению
TP=T(pp/pf-^k	(5)
и определяют параметры газа в конце следующего промежутка
времени и т.д.
Площадь поперечного сечения выпускного трубопровода
при объединении в одном трубопроводе двух-трех неперекры-
вающихся по фазе выпусков при импульсном наддуве в выпол-
ненных конструкциях четырехтактных дизелей с наддувом
(рк — 0,24-0,25 МПа) равна 1,0-1,3 максимальной площади про-
ходного сечения выпускных клапанов. При этом площадь
соплового аппарата турбины на один трубопровод составляет
0,4-0,5 максимальной площади проходного сечения выпускных
клапанов.
Выпускные трубопроводы двухтактных дизелей для улучше-
ния качества газообмена изготовляют значительно большего
сечения: для малооборотных двигателей (и — 1254-250 об/мин)
диаметр трубопровода составляет около (1,0-1,2) D, а для высо-
кооборотных (1,5-1,6) В. Средние скорости газов в выпускном
трубопроводе для малооборотных дизелей равны 30-40 м/с,
для среднеоборотных и высокооборотных дизелей 40-80 м/с,
для комбинированных двигателей 70-100 м/с. Для повышения
точности расчета рассматривают всю газовоздушную систему
в целом, включая цилиндры двигателя и турбокомпрессор.
При импульсной системе наддува параметры газа перед
турбиной изменяются в широких пределах в течение цикла ра-
боты двигателя, значительно отличаясь от средних, поэтому
КПД турбины при импульсной системе наддува ниже, чем при
системе с постоянным давлением. Кроме того, под действием
колебаний давления возникают вынужденные колебания лопа-
ток турбины, в результате чего может произойти их разруше-
ние, что особенно важно учитывать в высокофорсированных по'
рабочему процессу двигателях.
В большинстве двухтактных малооборотных дизелях с р€ >
> 0,9 МПа более рациональной оказывается система наддува
с постоянным давлением, как более простая и обеспечивающая
заметное повышение давления продувки и удельного расхода
воздуха, чем импульсная.
Выпускные трубопроводы систем с постоянным давлением
выполняют в виде коллектора значительного объема-общего
для всех цилиндров двигателя, в котором устанавливается при-
мерно постоянное давление газа. Размеры выпускных трубо-
21
проводов таких систем колеблются в более широких пределах.
Ориентировочно диаметр выпускного трубопровода в этом
случае равен (0,4-0,6) D.
Трубопровод, показанный на рис. 13, представляет собой
ряд цилиндрических обечаек 1, соединенных сильфонными ком-
пенсаторами 2. Патрубок 4 каждой обечайки крепится фланцем
к крышкам цилиндров. Изоляция трубопровода состоит из вну-
треннего слоя асбестового полотна, покрытого металлической
сеткой, поверх которой наложен слой изоляции 3 из волокни-
стого асбеста и связующего состава.
Необходимость улучшения условий газообмена в двух-
тактных двигателях в случае применения простой системы тур-
бонаддува при постоянном давлении привела к созданию так
называемого преобразователя импульсов (рис. 14). В этом пре-
образователе выпускные газы по патрубкам 1 подводятся в со-
пла 2, причем в один трубопровод объединяются выпуски из
цилиндров, фазы которых не накладываются одна на другую.
В определенный момент времени импульс давления в одном
трубопроводе достигает максимума. В этот же момент дости-
гает максимума и скорость газа в одном из сопел, что приво-
дит к разрежению в другом трубопроводе и облегчает продув-
ку цилиндров, присоединенных к нему. Процесс истечения из
Рис. 13. Выпускной трубо-
провод одного из блоков V-
образного восьмицилин-
дрового четырехтактного
двигателя 8ЧН 26/26 с си-
стемой наддува постоянно-
го давления
Для уменьшения отвода
теплоты от дизеля в систе-
му охлаждения и повыше-
ния эффективности си-
стемы турбонаддува мож-
но применять неохла-
ждаемые выпускные тру-
бопроводы. Однако в этом
случае предъявляются по-
вышенные требования
к обеспечению их надеж-
ности и пожарной безопас-
ности.
сопел повторяется с большой частотой, поэтому в камере
3 образуется равномерный поток, кинетическая энергия которо-
го в диффузоре 4 преобразуется в давление. Из трубопровода
5 газы поступают в турбину при почти постоянном давлении.
Удачная конструктивная схема преобразователя импульсов,
состоящего из специальных сопел 2 на концах выпускных па-
трубков 7, объединяемых общим диффузором 3, показана на
рис. 15. В этом преобразователе амплитуды пульсаций давле-
ния в патрубках значительны, так как объемы патрубков сос-
тавляют не более 0,3-0,4 объема цилиндра и сопла устано-
влены непосредственно вблизи цилиндров. Однако вследствие
большой частоты импульсов в многоцилиндровом двигателе	1 2 3 4	5
давление после диффузора приближается к постоянному. Выте- п г п г п / г / \ \ п f/£
кая из сопел с большой скоростью в трубопровод небольшого \ \	Г\—i
сечения, поток газов облегчает благодаря эжекции продувку -X -^=г-—---
цилиндров.	х	 -—
Для уменьшения потерь теплоты выпускные трубопроводы ^
двигателей с турбонадцувом изолируют или снабжают двойны- рнС> 14. Схема преобразо-
ми рубашками, причем в наружной рубашке циркулирует вода, вателя импульсов
22
Рис. 15. Схема преобразо-
вателя импульсов
в
Рис. 16. Соединение флан-
цев:'
1 -хомут; 2-прокладка;
3 -фланцы трубопровода
Рис. 17. Сильфонный ком-
пенсатор:
1 - экранирующая газовая
труба; 2-сильфон; 3-кожух;
4 и 6-фланцы; 5-накладка;
7-спирально навитая про-
кладка
а внутренняя рубашка, окружающая трубопровод, образует
воздушную изоляционную прослойку, уменьшающую охлажде-
ние газов. Фланцы трубопровода в этом случае соединяют
с помощью хомутов и уплотняют сталеасбестовыми спирально
навитыми прокладками (рис. 16).
—- Ввиду высокого нагрева выпускных трубопроводов при ра-
боте двигателя их снабжают для компенсации температурных
деформаций устройствами сильфонного, сальникового или
поршневого типа. Сильфонные многослойные и однослойные
компенсаторы (рис. 17) наиболее полно отвечают требованиям
газоплотности и обеспечения длительной необслуживаемой экс-
плуатации. Однако их надежность ниже, чем надежность трубо-
проводов, поэтому их выполняют не вваренными в трубопро-
вод, а съемными, легко заменяемыми. Во избежание механиче-
ских повреждений при монтаже и обслуживании двигателя
многослойный компенсатор имеет защитный кожух для предо-
хранения сильфона, а также ограничитель деформаций при
сжатии, расширении и радиальном смещении фланцев. Для
снижения рабочей температуры сильфона его выполняют без
наружной теплоизоляции. Для устранения концентрации напря-
жений в сильфоне фланцы, к которым приваривают сильфон,
выполняют фигурными по форме сильфона без резких перехо-
дов.
Многослойный сильфон, обеспечивая герметичность, не мо-
жет воспринимать внешних усилий. Поэтому устанавливают
экранирующую газовую трубу, которую в случае установки
сильфона между патрубками выпускного трубопровода,
каждый из которых закреплен наподвижно на крышке (головке)
цилиндра или на турбокомпрессоре, выполняют плавающего
типа. В случае консольного выполнения участков за сильфоном
экранирующую газовую трубу приваривают к одному из флащ
цев, который воспринимает вес. Разгрузку компенсаторов от
веса выпускной системы производят также с помощью внеш-
них тяг, которые воспринимают этот вес. У"
В дизелях большой мощности диаметр выпускного трубо-
провода для системы наддува с постоянным давлением газа
перед турбиной оказывается достаточно большим, что затруд-
няет изготовление и установку сильфонных компенсаторов.
В этом случае компенсаторы устанавливают между крышкой
цилиндра и трубопроводом, патрубки которого имеют сущест-
венно меныпий диаметр, чем трубопровод. Трубопровод боль-
шого диаметра не имеет компенсаторов и снабжен подвижной
23
подвеской, воспринимающей его вес и обеспечивающей свобод-
ное удлинение трубопровода при нагревании. Такая конструк-
ция обусловливает возможность смещения в результате те-
пловых удлинений входных отверстий трубопровода большого
диаметра относительно соответствующих крышек цилиндров
до 100 мм и более. Для того чтобы не возникали трещины
в местах сварки разнородных металлов, выпускные трубопро-
воды отливают за одно целое с внутренней теплоизоляцией.
Перспективными в некоторых случаях могут быть двухслойные
выпускные трубопроводы из листовой коррозионно-стойкой
стали. Они имеют значительно меньшую массу, чем литые из
чугуна, а также способствуют снижению уровня шума двигате-
ля.
§ 4. Глушители шума
Г*
Шум, возникающий при работе двигателя, в зависимости от
его источника делят на две группы-аэродинамический и меха-
нический. Аэродинамический шум возникает в результате осу-
ществления процессов газообмена и взаимодействия лопастей
вентиляторов с воздушной средой. Источниками механического
шума являются процесс сгорания и рабочие динамические про-
цессы в различных механизмах и системах: кривошипно-шатун-
ном, газораспределительном, смазочной системе, системе пита-
[ния и т.д. Такое деление источников шума обусловлено
различием поверхностей излучения. Аэродинамический шум
передается газовоздушной средой на входе и выходе впускной
и выпускной систем и в месте расположения вентилятора. Ме-
ханический шум передается наружными поверхностями дви-
гателя.
Измерение общего уровня шума и уровней в частотных по-
лосах производится в нескольких точках, расположенных на
расстоянии 1 м от излучающих поверхностей. Число точек из-
мерения уровней шума устанавливается в зависимости от типа
и габаритных размеров двигателя. Однако число точек измере-
ния должно быть не менее пяти: четыре точки измерения по
контуру двигателя в горизонтальной плоскости и одна точка
над двигателем. Измерение уровня аэродинамического шума
производится на расстоянии 0,25 м от отверстий для впуска
воздуха и выпуска газов. Оценка уровня шума с точки зрения
соответствия действующим нормативам производится по мак-
симальному уровню из всех точек измерений.
Уровень аэродинамического шума выше уровня механиче-
ского шума (уровень шума вентилятора выше уровня механи-
ческого шума двигателя с воздушным охлаждением). Так, на-
пример, для четырехтактного дизеля без наддува уровень шума
открытого всасывания на 5—10 дБ выше уровня механического
шума, для двухтактного двигателя с поршневым продувочным
насосом-на 8-12 дБ, для центробежных компрессоров на
15-25 дБ.
Основным способом снижения уровня шума при всасыва-
нии воздуха и выпуске газов является применение глушителей.
Общие требования к глушителям шума системы впуска стацио-
нарных, судовых и тепловозных дизелей регламентированы
I
•
Уровни шума опреде-
ляют в полосах со средне-
геометрическими частота-
ми 63, 125, 250, 500, 1000,
2000, 4000 и 8000 Гц.
Рис. 18. Глушитель шума
системы впуска с клиновы-
ми элементами
24
1
Рис. 19. Схема глушителя
шума системы впуска ди-
зеля М50Ф-1:
1 -звукопоглощающий мате-
риал; 2-корпус глушителя
I
•
Сопловой глушитель
состоит из нескольких со-
пел, в которых поток воз-
духа разгоняется до скоро-
стей, равных скорости зву-
ка.
I
•
Расчет уровня шума по-
зволяет на стадии проек-
тирования наметить меро-
приятия по снижению его
уровня.
Рис. 20. Схема резонанс-
ного глушителя системы
впуска
ГОСТ 12647-67*. Этим ГОСТом рекомендованы типы глуши-
телей шума для различных систем впуска двигателей. Для си-
стем с турбокомпрессором или приводным центробежным на-
гнетателем рекомендуется щелевой активный глушитель
(рис. 18). Применяют также активный глушитель грибкового
типа (рис. 19). Для систем с поршневым продувочным насосом
или приводным объемным нагнетателем используют резо-
нансные (рис. 20)', активно-резонансные, сопловые глушители;
для систем с комбинированной системой наддува-активно-ре-
зонансные или сочетание расширительной камеры с щелевым
активным глушителем; для систем без наддува - расшири-
тельные камеры.
Глушители должны обеспечивать снижение аэродинамиче-
ского шума всасывания до уровня, на 2-3 дБ меньшего общего
уровня механического шума. Сопротивление глушителей на
номинальном режиме работы двигателя должно быть не более
3 кПа при нормальных атмосферных условиях. В автомо-
бильных и тракторных двигателях применяют глушители типа
расширительной камеры, которые конструктивно объединяют
с воздушными фильтрами.
При проектировании двигателей и расчете глушителей шу-
ма требуется определить уровень шума. Наиболее универсаль-
ной формулой для расчета общего уровня механического шума
является следующая:
L — 10 lg п + 5,5 lg +55,
где L-общий уровень механического шума по шкале А, дБ;
n-частота вращения, об/мин; Ne~эффективная мощность, л.с.
Для дизелей, используемых на тракторах, дорожно-строи-
тельных машинах, комбайнах, экскаваторах и погрузчиках, при-
меняют следующее выражение:
L = 10 (31g п + 0,551g pt - 1,51g ту) + 30,5,	(6)
где рг“среднее индикаторное давление, МПа; ту-удельная
литровая масса двигателя, кг/л.
В формуле (6) дополнительно учитываются масса двигателя
и площадь шумоизлучающей поверхности (для однотипных
двигателей площадь этой поверхности пропорциональна рабо-
чему объему). Эта формула получена с использованием теории
подобия по результатам экспериментальных замеров уровней
шума нескольких двигателей и дает результаты, более близкие
к экспериментальным данным для двигателей указанных выше
типов.
Уровень шума (в дБ) открытого всасывания
для дизеля без наддува
1^=10^41 + 70,
где ст-средняя скорость поршня, м/с; i-число цилиндров;
для двухтактного дизеля с поршневым продувочным на-
сосом
L^c = 101g in + 110,
где сп~средняя скорость поршня продувочного насоса, м/с;
in-число полостей продувочного насоса;
25
для дизелей с центробежным компрессором с безлопа-
точным диффузором
LBC = 501g и + 3,
где «-окружная скорость конца лопатки колеса компрессора,
м/с;
для дизелей с центробежным компрессором с лопаточным
диффузором
Lbc - 501g и + 101g гд + 3,
где 2Д-число лопаток диффузора.
Камерный глушитель состоит из расширительных камер,
соединенных между собой трубопроводом. Глушитель пропу-
скает звуковые колебания ниже некоторой граничной частоты
/Гр и поглощает колебания, частота которых выше граничной.
Объем расширительной камеры (при условии, что поперечный
размер камеры меньше половины длины волны каждого заглу-
шаемого звука) определяется по формуле
\ yK = c2FTp/(4fr2p/1n2),
где FK-объем расширительной камеры, м3; Гтр-площадь по-
перечного сечения трубопровода, м2; с-скорость звука, м/с;
/ -расстояние ближайшего впускного или выпускного кла-
пана (или окна) до расширительной камеры. и
Граничную частоту для глушения шума системы выпуска
принимают равной 100-125 Гц, для глушения шума системы
впуска 25 Гц (по ГОСТ 12647-67*) или определяют по фор-
муле	;
/гр = Tttz/60,
где т-коэффициент тактности, для двигателя без наддува т —
= 0,5, для двигателя с поршневым продувочным насосом
и центробежным компрессором т = 1; и-частота вращения ко-
ленчатого вала двигателя без наддува, или число ходов поршня
продувочного насоса, или частота вращения центробежного
компрессора; i-число цилиндров двигателя без наддува, или
число полостей продувочного поршневого насоса, или число
лопаток колеса центробежного компрессора.
Диаметр входа и выхода глушителя выбирают таким обра-
зом, чтобы средняя скорость потока газа находилась в пре-
делах 60-85 м/с.
Снижение уровня шума камерой определяют по формуле
хч AL = 101g {1 +	[m - (1 /т)]2 sin2 kl},
где т- отношение площади сечения камеры к площади сечения
трубопровода; к = 2л/с-волновое число; /-длина расшири-
тельной камеры, м.
Эффективность глушения шума однокамерным резо-
нансным глушителем (см. рис. 20)
AL = 101g {1 + COV [2FTp (f/fp -fp/f)]~2 },
26
I
Глушители небольшой
длины и сравнительно
больших диаметров обес-
печивают хорошее сниже-
ние уровня шума в узком
диапазоне частот, а глу-
шители большой длины
и малых диаметров-в бо-
лее широком диапазоне,
но на меньшую величину.
Наиболее распространены
глушители, у которых от-
ношение длины к диаме-
тру находится в пределах
4-8.
I
Для обеспечения широ-
кой полосы снижения
уровня шума рекомен-
дуется выполнять перфо-
рации различных разме-
ров и форм.
I
Активные глушители
наиболее эффективно сни-
жают уровень высокоча-
стотного шума; ослабле-
ние уровня низкочастот-
ного шума сравнительно
невелико.
где С о = 0,25 тс [/с + я J/(4<p)] ’1 -проводимость отверстий, м;
d-диаметр отверстий, м; j-число отверстий; 1С-длина отвер-
стия, равная толщине стенки трубопровода, м; ср =
— (р (Q-функция Фока; V-объем резонансной камеры, м3;
FTp-B м2;	/р-резонансная частота глушителя, /р =
= [с/(2л)]|/с^У.
Функция Фока (рис. 21) является поправкой на взаимное
расположение отверстий. Аргумент £ функции Фока
^ = d/h,
где h- расстояние между центрами соседних отверстий, м.
Эффективность глушения шума резонансным многока-
мерным глушителем
AL = 8,69N arch {cos (lkf/f?) +
+ yfc^v [2FTp (/% +/p//)]-1 sin (Hc/Z/p)},

где У-число камер; к—1, 2, 3, ...-порядок гармонических со-
ставляющих колебаний; /-расстояние между соединительными
отверстиями соседних камер, м.
Снижение уровня шума активным глушителем с парал-
лельным включением активного сопротивления можно оценить
по формуле Паркинсона
AL = 5,12|/p/FTp/lg(l-a),
где Р-периметр поперечного сечения глушителя, м; /-длина
глушителя, м; а-коэффициент звукопоглощения.
Значения коэффициента звукопоглощения различных мате-
риалов даны в специальной литературе. В табл. 1 приведены
1. ЗНАЧЕНИЯ КОЭФФИЦИЕНТА ЗВУКОПОГЛОЩЕНИЯ
Тол-	Частота звука, Гц
щииа	,
мате- --------------------------------------------------------------------------------------------------------
риала, 200	600	1000	1400	1800	2200	2600	3000	3400	3800	4200	4600	5000
мм
Алюминиевый войлок (плотность 0,12 г/см3)
5	0,10	0,20	0,30	0,43	0,53	0,62	0,70	0,820	0,900	0,953	0,960	0,964	0,968
10	0,15	0,25	0,35	0,45	0,55	0,66	0,78	0,880	0,930	0,945	0,953	0,956	0,962
20	0,21	0,30	0,40	0,50	0,60	0,80	0,88	0,950	0,940	0,952	0,961	0,965	0,909
30	0,25	0,35	0,45	0,55	0,75	0,83	0,90	0,930	0,950	0,961	0,970	0,975	0,980
40	0,30	0,40	0,50	0,60	0,79	0,88	0,92	0,940	0,955	0,968	0,977	0,983	0,987
50	0,35	0,45	0,55	0,67	0,81	0,89	0,93	0,950	0,963	0,975	0,985	0,991	0,991
60	0,40	0,50	0,60	0,69	0,83	0,90	0,94	0,938	0,970	0,982	0,992	0,992	0,992
70	0,45	0,55	0,63	0,70	0,85	0,91	0,94	0,963	0,978	0,988	0,992	0,993	0,993
				Асбопухшнур (плотность 0,2 г/см3)									
5	0,08	0,18	0,30	0,45	0,580	0,700	0,880	0,935	0,950	0,958	0,950	0,941	0,931
10	0,10	0,28	0,41	0,55	0,650	0,750	0,870	0,930	0,948	0,954	0,948	0,944	0,930
20	0,20	0,43	0,52	0,63	0,720	0,800	0,870	0,915	0,935	0,947	0,942	0,935	0,925
30	0,24	0,45	0,58	0,67	0,750	0,815	0,870	0,905	0,931	0,938	0,937	0,930	0,918
40	0,26	0,50	0,62	0,70	0,780	0,820	0,868	0,896	0,921	0,932	0,931	0,921	0,910
50	0,30	0,54	0,66	0,73	0,800	0,835	0,966	0,889	0,912	0,921	0,921	0,910	0,899
60	0,31	0,61	0,70	0,75	0,808	0,836	0,865	0,881	0,900	0,910	0,909	0,900	0,890
70	0,35	0,63	0,74	0,80	0,820	0,855	0,872	0,885	0,892	0,894	0,890	0,890	0,870
27
значения коэффициента а для двух наиболее распространенных
материалов.
Расчет элементов конструкции клинового активного глуши-
теля (см. рис. 18) можно выполнить по формуле
AL = 12,7 lg/+ 1g тгл + 0,8ф (а)//а,
где тгл-удельная масса глушителя (отнесенная к площади по-
верхности его стенки), кг/м2; /-высота клина, м; а-расстояние
между секциями клиньев, м; <р (а)-функция коэффициента зву-
копоглощения.
Ниже приведены значения <р(а).
а......................... 0,1	0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1
Ф(а)...................... 0,1	0,2 0,35 0,5 0,65 0,9 1,2 1,6 2,0 4,0
I
•
Коэффициент звукопо-
глощения а представляет
собой отношение погло-
щенной материалом зву-
ковой энергии к звуковой
энергии, передаваемой га-
зами к поверхности мате-
риала.
Эффективность клинового активного глушителя возрастает
с увеличением диаметра клина. Высота клина должна быть
равна половине длины волны, на частоте которой требуется на-
ибольшее снижение уровня шума, т. е. I = с/ (4f). Ширина b ос-
нования клина принимается из конструктивных соображений
равной (0,14-0,28)/.
При выборе типа глушителя учитывают в основном воз-
можности его компоновки на силовой установке, требуемую
акустическую эффективность, необходимость в техническом
обслуживании и допустимое значение гидравлического сопро-
тивления. Для любого двигателя может быть рассчитан и изго-
товлен глушитель камерного типа, имеющий необходимую
акустическую эффективность и минимальное сопротивление.
Однако глушитель такой конструкции может иметь большие
размеры, что практически исключает возможность его исполь-
зования на силовой установке.
Комбинированные глушители имеют приемлемые габа-
ритные размеры и гидравлическое сопротивление. Наиболее
эффективным и имеющим минимальные размеры является кли-
новой активный глушитель, но он имеет также большое гидра-
влическое сопротивление и сложен в изготовлении. Активно-
реактивные глушители со звукопоглощающими материалами
для глушения шума системы выпуска применяют редко, так
как в них происходит засмоление материала и снижается акус-
тическая эффективность. Такие глушители требуют периодиче-
ской очистки звукопоглощающих элементов. Поэтому в каче-
Рис. 22. Камерно-резонан-
сный глушитель шума сис-
темы выпуска:
1 - корпус; 2 - звукопогло-
щающий материал; 3 - расши-
рительная камера
28
стве глушителей шума системы выпуска используют камерно-
резонансные (рис. 22) или камерные с перфорированными
активными элементами глушители.
I
«
Каталитические нейтра-
лизаторы устанавливают
на автомобили в тех слу-
чаях, когда путем усовер-
шенствования процессов
смесеобразования и сгора-
ния невозможно снизить
выбросы вредных веществ
с отработавшими газами
до установленных в кон-
кретных условиях эксплуа-
тации норм.
I
в
Окисные катализаторы
обеспечивают приемле-
мую степень превращения
продуктов неполного сго-
рания топлива при темпе-
ратуре на 90-150°С выше,
чем катализаторы из бла-
городных металлов.
200	300 f*C
Рис. 23. Зависимость сте-
пени превращения окиси
углерода от температуры
для различных катализа-
торов:
1 - окисных;	2 - из благо-
родных металлов
I
в
В ’каталитическом ней-
трализаторе могут уси-
ливаться нежелательные
реакции с образованием
аммиака и серного ан-
гидрида.
§ 5. Нейтрализаторы токсических
компонентов отработавших газов
В нейтрализаторе основные токсические компоненты отра-
ботавших газов двигателя-окись углерода СО, углеводороды
СН и окись азота NO-образуют нетоксические газы в резуль-
тате химических реакций с кислородом, между собой или
с другими газами, добавляемыми в отработавшие газы. На ав-
томобилях находят применение главным образом каталитиче-
ские нейтрализаторы отработавших газов. В присутствии
твердых катализаторов реакции нейтрализации токсических
компонентов протекают эффективно при относительно низких
температурах. Поэтому каталитические нейтрализаторы имеют
низкую температуру начала эффективной работы (температуру
зажигания) 250-270°С и обладают следующими свойствами, не-
обходимыми в условиях эксплуатации силовых установок авто-
мобилей: быстро вступают в действие после пуска холодного
двигателя; имеют небольшие размеры и массу, так как реакции
нейтрализации эффективно протекают при высокой скорости
газов у поверхности катализатора; эффективно действуют во
всем диапазоне режимов работы автомобильных двигателей;
не вызывают снижение мощности двигателя и повышение рас-
хода топлива; имеют достаточный срок службы.
В качестве катализаторов применяют преимущественно бла-
городные металлы-платину, палладий, платинопалладиевые
сплавы. Лучшими свойствами обладают катализаторы из пла-
тины и палладия с добавками родия, рутения, иридия. Ограни-
ченное применение находят также окисные катализаторы, пред-
ставляющие собой соединения металлов переходной группы,
например, окислы кобальта СО3О4, марганца МпО2, никеля
NiO, меди СиО, хрома Сг2О3 и др. По основным показателям
эффективности (активности и селективности) окисные катализа-
торы уступают катализаторам из благородных металлов. Их
стойкость при высоких температурах ниже, они не обеспечи-
вают достаточно устойчивого протекания реакций при повы-
шенной скорости реагирующих газов.
Активность катализатора характеризуется степенью превра-
щения исходных веществ в реакции при определенной темпера-
туре:
П = АС/С0 = (Со - О/С0 = 1 - С/Со,
где Со и С-начальная и конечная концентрации исходных ве-
ществ (например, окиси углерода, углеводородов в реакциях
нейтрализации отработавших газов).
Для сравнения и оценки активности катализаторов строят
экспериментальные зависимости степени превращения веществ
(в данном случае газовых токсических компонентов) от темпе-
ратуры в зоне реакции (рис. 23) при одинаковых условиях,
в общем случае-при бесконечно большом времени реакции.
29
Используя эти зависимости, сравнение активности различных
катализаторов проводят по температуре, при которой степень
превращения достигает заданной величины, или, наоборот,
сравнивают значения степени превращения при заданной, ха-
рактерной для изучаемого процесса температуре.
Понятие степень превращения (или степень очистки, степень
нейтрализации) применяют также для оценки эффективности
каталитического нейтрализатора, хотя степень превращения
токсических веществ зависит не только от свойств катализато-
ра, но и от условий протекания физико-химических процессов.
В частности, она зависит от времени пребывания газов у по-
верхности катализатора (рис. 24), которое характеризуется
объемной скоростью г, равной отношению часового объемного
расхода газа, приведенного к нормальным условиям, к насып-
ному объему катализатора. Время пребывания (в с)-величина,
обратная объемной скорости, т.е. т = 36ОО/г. Максимальное
значение объемной скорости не превышает 105 ч-1.
Селективностью катализатора применительно к процессам
нейтрализации отработавших газов называют его способность
ускорять только те реакции, конечные продукты которых не-
токсичны. Платина и палладий обладают достаточно высокой
селективностью. Установлено, что селективность родия, руте-
ния, осмия и иридия в реакциях нейтрализации основных ток-
сических веществ выше, чем платины и палладия. Добавка этих
катализаторов позволяет уменьшить образование аммиака
и серного ангидрида в побочных реакциях, а родий и рутений
повышают также эффективность восстановления окиси азота.
Рис. 24. Зависимость тем-
пературы 90%-ной степени
превращения окиси углеро-
да СО от объемной скоро-
сти газа для различных
катализаторов:
1 “ окисного; 2 - платинового
f
Время пребывания рав-
но времени, за которое че-
рез нейтрализатор прохо-
дит объем газа, равный
объему нейтрализатора.
Сокращение времени
пребывания (или повыше-
ние объемной скорости)
позволяет уменьшить раз-
меры и массу нейтрализа-
тора.
Конструкция каталитических нейтрализаторов
Реакции окисления или восстановления токсических веществ
происходят в поверхностном слое катализатора, и их скорость
определяется обычно процессами массопереноса реагирующих
веществ к поверхности катализатора. В связи с этим оказывает-
ся целесообразным применение катализаторов, нанесенных
тонким слоем на внешнюю поверхность химически инертного
материала, называемого носителем.
По виду геометрических форм носителя различают катали-
тические нейтрализаторы с гранулированным носителем
и блочным или монолитным носителем. Гранулированный но-
ситель выполняют чаще в форме шариков диаметром 2-5 мм,
а также в форме цилиндрических тел, колец и т. п. Чем меньше
размеры гранул, тем выше степень превращения. Однако сле-
дует учитывать, что с уменьшением размеров гранул возра-
стает гидравлическое сопротивление нейтрализатора.
Гранулы изготавливают обычно из окиси алюминия А12О3,
алюмосиликатов или из окислов кальция, циркония, бериллия.
Насыпная масса гранулированного носителя составляет
0,4-0,8 г/см3; удельная площадь «активной» поверхности, вы-
численная по поверхности пор, 50-100 м2/г.
Гранулы с нанесенным на их поверхности катализатором
помещают в пространство между двумя перфорированными
I
•
В нейтрализаторах
с гранулированным носи-
телем скорость газа, вы-
численная для общей
фронтальной площади ре-
актора, не превышает
1 м/с.
30
Скорость газа в каналах
нейтрализатора с блоч-
ным носителем составля-
ет не более 10 м/с.
I
•
Срок службы катализа-
торов из благородных ме-
таллов в нейтрализаторе
легкового автомобиля со-
ставляет 2000 ч, или
80 тыс. км пробега.
Рис. 25. Схема каталити-
ческого нейтрализатора ав-
томобильного типа:
1 - входной патрубок; 2-кор-
пус ; 3 - реактор; 4 - выходной
патрубок
решетками из листовой жаропрочной стали с приваренной
к ним металлической сеткой. Этот узел каталитического ней-
трализатора называют реактором. Реактор устанавливают
в корпусе из жаропрочной стали, который имеет входной и вы-
ходной патрубки (рис. 25).
В блочном или монолитном носителе отработавшие газы
проходят по поперечным каналам, образованным тонкими
стенками единого, монолитного тела-блока. В поперечном се-
чении каналы имеют треугольную, прямоугольную или кру-
глую форму. Гидравлический диаметр каналов равен 1-2 мм.
Чем меньше размеры поперечного сечения и тоньше стенки ка-
налов, тем больше число каналов, приходящихся на единицу
площади блока (плотность расположения ячеек), и тем больше
площадь активной поверхности катализатора, меньше размеры
и масса реактора и нейтрализатора при заданном расходе от-
работавших газов.
Плотность расположения ячеек нейтрализаторов составляет
30-60 1/см2, а в некоторых конструкциях она повышена до
95 1/см2. Отношение суммарной площади поперечного сечения
каналов к общей площади блока равно 0,65-0,7. Необходимо
учитывать, что по мере уменьшения размеров поперечного се-
чения канала повышается их гидравлическое сопротивление.
Блочные носители изготовляют из окиси алюминия, кордие-
рита, муллита и т. п. Площадь активной поверхности материа-
ла носителя, как правило, недостаточна (до 0,5 м2/г), поэтому
эффективность нейтрализатора оказывается невысокой, если
слои катализатора наносят непосредственно на материал носи-
теля. Чтобы повысить площадь активной поверхности катали-
затора до необходимой величины (8-10 м2/г), поверхность но-
сителя покрывают тонким слоем окиси алюминия.
Масса блочного носителя обычно меньше, чем гранулиро-
ванного, поэтому нейтрализатор с блочным носителем быстрее
нагревается и быстрее вступает в действие после пуска двигате-
ля. Нейтрализаторам с блочными и гранулированными носите-
лями присущи свои преимущества и недостатки. Нейтрализа-
торы с блочными носителями применяют на автомобилях
с двигателями небольшой мощности, отработавшие газы ко-
торых имеют высокую температуру, а с гранулированными но-
сителями используют для двигателей большой мощности
с умеренной температурой газов.
Эффективность действия каталитического нейтрализатора
в значительной степени зависит от равномерности распределе-
ния расхода газа в поперечном сечении реактора. Чтобы обес-
печить приемлемую равномерность потока, скорость газов во
входном и выходном патрубках нейтрализатора выбирают от-
носительно невысокой. Гидравлическое сопротивление реакто-
ра должно составлять не менее 30-40% общего сопротивления
нейтрализатора.
31
Применение каталитических нейтрализаторов
В зависимости от состава отработавших газов, который
определяется составом горючей смеси, т. е. коэффициентом из-
бытка воздуха а, в нейтрализаторе протекают преимуществен-
но окислительные или восстановительные реакции. В узком
диапазоне состава горючей смеси, близкого к стехиометриче-
скому (при 0,95 < а < 0,98), с высокой скоростью протекают как
окислительные, так и восстановительные реакции, и происхо-
дит эффективная нейтрализация всех трех основных токсиче-
ских компонентов (рис. 26). Окись углерода и углеводороды
окисляются с образованием конечных продуктов сгорания
топлива-углекислого газа и воды, а окись азота восста-
навливается преимущественно в реакции с окисью углерода
2NO + 2СО -► N2 + 2СО2.
В автомобильных двигателях с принудительным воспламе-
нением и в дизелях широко применяют окислительные катали-
тические нейтрализаторы (дожигатели). Высокую степень пре-
вращения окиси углерода и углеводородов в каталитическом
нейтрализаторе можно получить при наличии избытка кисло-
рода в отработавших газах (см. рис. 26), т.е. при а > 1, поэтому
в случае применения окислительных нейтрализаторов на двига-
телях с принудительным воспламенением осуществляют по-
дачу дополнительного воздуха в выпускной трубопровод при
работе двигателя на богатой смеси (при а < 1). В отработавших
газах дизелей необходимое количество свободного кислорода
содержится при всех режимах и подача дополнительного воз-
духа не требуется.
Восстановление окиси азота происходит с достаточной эф-
фективностью при работе на слегка обогащенной смеси (см.
рис. 26), т. е. возможно лишь на двигателях с принудительным
воспламенением. В настоящее время на легковых автомобилях
с такими двигателями находят применение каталитические
нейтрализаторы тройного действия. Для эффективной нейтрали-
зации всех трех основных токсических компонентов состав го-
рючей смеси должен изменяться в узких пределах. Например,
если применяется платинородиевый катализатор, наиболее ак-
тивный в нейтрализаторе тройного действия, то коэффициент
избытка воздуха должен быть равен 0,96 + 0,03.
Современные системы смесеобразования с карбюратором
не способны поддерживать состав смеси в требуемых узких
пределах, поэтому на двигателях с каталитическим нейтрализа-
тором тройного действия чаще применяют систему смесеобра-
зования с впрыскиванием бензина. Возможно применение си-
стем с карбюратором, отрегулированным на всех режимах на
богатую смесь. Необходимый для действия катализатора трой-
ного действия состав отработавших газов обеспечивают по-
дачей дополнительного воздуха на входе в нейтрализатор.
И в том и в другом случае необходима электронная система
регулирования, включающая электронное анализирующее
устройство, кислородный датчик, уровень импульса которого
соответствует концентрации кислорода в отработавших газах,
и исполнительное устройство, которое в системе с впрыскива-
нием бензина воздействует на орган регулирования цикловой
80
Рис. 26. Зависимость сте-
пени превращения ц токси-
ческих компонентов отра-
ботавших газов от коэф-
фициента а:
/-окиси азота; 2-углеводо-
родов; 3-окиси углерода
I
•
В результате дожигания
продуктов неполного сго-
рания топлива при работе
двигателей с принуди-
тельным зажиганием на
богатой смеси температу-
ра газов может повышать-
ся до 900-1100°С. В таких
системах предусматри-
вают автоматическую си-
стему защиты нейтрализа-
тора от перегрева.
I
Фосфор, магний, каль-
ций и другие элементы со-
держатся в присадках
к маслу и топливу, повы-
шающих их качество.
32
подачи топлива, а в системе с дополнительной подачей возду-
ха-на клапан, регулирующий расход воздуха.
Активность катализатора существенно уменьшается со вре-
менем, если в отработавших газах содержится свинец (напри-
мер, при работе на этилированном бензине), фосфор и сера. За-
метное отрицательное действие оказывают также соединения
магния, бария, цинка, кальция.
§ 6. Особенности процессов
во впускной и выпускной системах
при работе двигателя
на неустановившихся режимах
I
•
Возможное относитель-
ное уменьшение подачи
топлива в сходственных
циклах переходного режи-
ма также способствует
снижению температуры
выпускных газов.
Рис. 27. Изменение отно-
шения располагаемых ра-
бот выпускных газов перед
турбиной при работе дизеля
6ЧН 15/18 по динамиче-
ской и статической внеш-
ним скоростным характе-
ристикам
Движение газа во впускном и выпускном трубопроводах на
установившихся режимах работы является нестационарным
вследствие цикличности рабочего процесса поршневого двига-
теля.
На неустановившихся режимах работы двигателя нестацио-
нарный характер движения газовых потоков обусловлен не
только цикличностью работы двигателя, но и изменением
в каждом последующем цикле (по порядку работы цилиндров)
параметров рабочего процесса, время-сечения органов газорас-
пределения и условий теплообмена. При этом характер неста-
ционарности движения газовых потоков зависит от вида пере-
ходного режима и особенностей конструкций впускной
и выпускной систем и может оказывать значительное влияние
на показатели работы двигателя, в особенности комбинирован-
ного с газовой связью.
Уменьшение общего коэффициента избытка воздуха в нача-
ле переходного режима комбинированного двигателя с газовой
связью, вызванное максимальным возрастанием цикловой по-
дачи топлива, увеличивает количество теплоты, приходящейся
на единицу массы рабочего тела, что способствует повышению
температуры выпускных газов перед турбиной. Однако ее зна-
чение в циклах переходного режима не достигает величин, со-
ответствующих сходственным циклам установившихся режи-
мов работы. Это связано с различиями в условиях смесеобра-
зования, сгорания и теплообмена. При наличии в камере
сгорания местных зон с а < 1 топливо полностью не сгорает
к моменту открытия выпускных органов, что наряду с более
интенсивным теплоотводом в стенки камеры сгорания и
выпускного трубопровода по сравнению . с теплообменом
в сходственных циклах установившихся режимов снижает тем-
пературу выпускных газов. Характер изменения импульсов да-
вления выпускных газов определяется теми же факторами, что
и характер изменения их температуры. Давление выпускных га-
зов перед турбиной в циклах переходных режимов меньше, чем
в сходственных циклах установившихся режимов при равных
давлениях газа за турбиной.
С увеличением воздушного заряда цилиндров и повыше-
нием температурного состояния двигателя разница в параме-
трах выпускных газов и их располагаемой работе перед турби-
ной в сходственных циклах уменьшается. На рис. 27 в качестве
33
примера показано соотношение (Хд) цикловых (за рабочий
цикл двигателя) располагаемых работ выпускных газов перед
входом в турбокомпрессор ТКР-14Н-2Б дизеля 6ЧН 15/18
в сходственных условиях работы по динамической (разгон)
и статической внешним скоростным характеристикам. Недоста-
точная располагаемая работа выпускных газов перед турбиной
является одной из основных причин более низкой производи-
тельности турбокомпрессора по сравнению с его производи-
тельностью при работе на сходственных установившихся режи-
мах.
Влияние впускной системы на работу двигателя в условиях
неустановившихся режимов проявляется в характере неравно-
мерности распределения воздушного заряда по цилиндрам. Не-
прерывное изменение для каждого из цилиндров, объеди-
ненных общим трубопроводом, время-сечения впускных орга-
нов и колебаний давления воздуха перед ними, зависящих от
производительности турбокомпрессора и процесса наполнения
предыдущего (по порядку работы) цилиндра, обусловливает
различие в количествах поступающего в них воздуха.
На рис. 28 показана неравномерность распределения свеже-
го заряда по цилиндрам двигателя 6ЧН 15/18 при его работе
по статической и динамической (в период разгона) внешним
скоростным характеристикам. При работе двигателя по дина-
I
•
Одним из возможных
путей повышения про-
изводительности турбо-
компрессора для обеспече-
ния требуемых параме-
тров наддувочного возду-
ха в циклах переходных
режимов может быть по-
вышение располагаемой
работы выпускных газов
перед турбиной.
I
•
При 'дополнительном
повышении располагае-
мой работы газов следует
учитывать ее затраты на
увеличение кинетической
энергии ротора турбоком-
прессора и потери в турби-
не.
Рис. 28. Неравномерность
распределения свежего за-
ряда 8G по цилиндрам при
работе дизеля 6ЧН15/18 по
скоростным характеристи-
кам (номер кривой соответ-
ствует номеру цилиндра):
а внешней; б-динамической
(разгон)
34
I
•
Неравномерность на-
полнения цилиндров наря-
ду с рассогласованием ци-
кловых подач топлива
и воздуха служит допол-
нительной причиной за-
медленного нарастания
эффективного крутящего
момента двигателя в усло-
виях переходных режимов.
мической характеристике наибольшая неравномерность напол-
нения цилиндров (~ 12%) наблюдается для третьего цилиндра,
тогда как на установившихся режимах наибольшая неравно-
мерность (~ 6%) соответствует первому цилиндру.
Проектирование впускных и выпускных систем комбиниро-
ванных двигателей с газовой связью, как уже указывалось, про-
изводится на основе экспериментальных исследований. При
этом необходимо учитывать равномерность наполнения цилин-
дров и на неустановившихся режимах работы. Например, улуч-
шение равномерности наполнения цилиндров двигателя 6ЧН
15/18 на переходном режиме разгона введением наддувочного
воздуха во впускной трубопровод в районе третьего цилиндра
(вместо торцового у серийного двигателя) увеличило эффек-
тивный крутящий момент в среднем на 7% и сократило время
переходного режима на 15%. При этом ухудшения равномерно-
сти наполнения цилиндров на установившихся режимах работы
не наблюдалось.
ГЛАВА
СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
С ПРИНУДИТЕЛЬНЫМ
ЗАЖИГАНИЕМ, РАБОТАЮЩИХ
НА ЖИДКОМ ТОПЛИВЕ
§ 1.	Общая схема системы питания
карбюраторных двигателей
Система питания предназначена для приготовления горючей
смеси определенного состава и подачи ее в цилиндры в необхо-
димом количестве в соответствии с режимом работы двигате-
ля. В систему питания входят приборы и устройства для хране-
ния определенного запаса топлива, подачи его в карбюратор
и контроля за его расходом, устройства для очистки топлива
и подачи воздуха, а также для дозирования топлива и' воздуха
при образовании смеси и подачи этой смеси в цилиндры
двигателя.
В зависимости от способа подачи топлива в карбюратор
различают две системы питания: принудительную и самоте-
ком. По характеру подачи воздуха в цилиндры карбюраторные
двигатели могут быть без наддува и с наддувом. На рис. 29
показана схема системы питания с принудительной подачей
топлива автомобильного карбюраторного двигателя. Карбю-
раторные двигатели другого назначения (стационарные, трак-
торные, мотоциклетные и т.п.) имеют систему питания с по-
дачей топлива самотеком. При такой системе питания бак
обычно располагают выше двигателя на 300-500 мм.
В комбинированных карбюраторных двигателях в систему
питания включается компрессор. Он может быть расположен
после карбюратора или до него. В первом случае в компрессо-
ре сжимается смесь воздуха с парами и каплями топлива, что
I
•
Выбор системы питания
определяется главным
образом назначением дви-
гателя. Размещение агре-
гатов и устройств зависит
от выбранной системы пи-
тания и компоновки уста-
новки, для которой пред-
назначен двигатель.
Рис. 29. Схема системы
питания с принудительной
подачей топлива автомо-
бильного карбюраторного
двигателя:
1 - заливная труба; 2 - залив-
ная горловина с пробкой;
3-воздушная трубка; 4-то-
пливный бак; 5 - щуп; 6 - запи-
рающий кран; 7 - фильтр;
8 - подкачивающий насос;
9 - воздушный фильтр;
10 -карбюратор
36
I
Топливная система кар-
бюраторного двигателя
должна быть полностью
герметичной; при наруше-
нии плотности возможно
возникновение пожара.
обеспечивает хорошее перемешивание их. Одновременно про-
исходит испарение капель топлива, вследствие чего снижается
температура смеси. Последнее позволяет при одной и той же
адиабатной работе компрессора увеличить степень повышения
давления в нем.
Недостатком этой схемы является возможность поврежде-
ния компрессора при обратных вспышках (в случае обеднения
смеси и при работе на малых нагрузках двигателей с большим
перекрытием клапанов). Поэтому во впускных патрубках уста-
навливают специальные сетки, препятствующие проникнове-
нию пламени во впускной трубопровод, что увеличивает сопро-
тивление на впуске. Недостатком расположения компрессора
после карбюратора является также то, что при работе на режи-
мах малых нагрузок недостаточно хорошо распыленное топли-
во фракционируется в компрессоре, т.е. неиспарившиеся тя-
желые фракции оседают на стенках диффузора и улитки, а
в цилиндр уносятся только пары легких фракций. При увеличе-
нии частоты вращения коленчатого вала и нагрузки двигателя
осевшие на стенках компрессора жидкие тяжелые фракции
топлива подхватываются воздухом. Это приводит к обогаще-
нию смеси и к нарушению нормальной работы двигателя.
Преимуществом установки компрессора до карбюратора
является более близкое расположение последнего к цилиндрам,
что обеспечивает хорошую приемистость двигателя. Нагретый
вследствие сжатия в компрессоре воздух улучшает испарение
топлива в карбюраторе. Компрессор менее подвержен вредно-
му влиянию обратных вспышек. Кроме того, уменьшаются
размеры диффузора карбюратора, так как плотность смеси уве-
личивается. Однако при такой схеме карбюратор и вся топлив-
ная система находятся под давлением.
§ 2.	Приготовление смеси
в карбюраторном двигателе
Процесс приготовления смеси в карбюраторных двигателях
можно рассматривать состоящим из распыливания топлива,
его испарения и перемешивания с воздухом. Все процессы про-
текают одновременно. В карбюраторе невозможно добиться
полного испарения топлива. Этот процесс начинается в карбю-
раторе, продолжается во впускном трубопроводе и заканчи-
вается в цилиндре двигателя.
На процесс образования горючей смеси из топлива и возду-
ха, который называют карбюрацией, влияют следующие ос-
новные факторы.
1.	Время, отводимое на приготовление горючей смеси. Чем
больше частота вращения вала двигателя, тем меньше времени
занимает процесс смесеобразования./Так, например, при часто-
те вращения коленчатого вала "ЙЙО об/мин время на смесе-
образование составляет около 0,01 с. В связи с этим возникают
трудности с обеспечением полного испарения топлива, хороше-
го перемешивания топлива с воздухом, равномерного распре-
деления паров топлива в воздухе и смеси по цилиндрам двига-
теля и т.д.
2.	Температура окружающей среды и тепловое состояние
двигателя. В зависимости от температуры воздуха и двигателя
37
при прочих одинаковых условиях изменяется температура сме-
^си/Сростом температуры смеси улучшается испарение топ-
лива, а следовательно, и качество смеси, но уменьшается мас-
совое наполнение цилиндра. Последнее приводит к снижению
мощности двигателя.
3.	Схема и конструкция карбюратора и впускной системы
двигателя, а также форма его камеры сгорания. Конструк-
тивные особенности этих элементов влияют не только на каче-
ство смесеобразования, но в значительной мере определяют
равномерность распределения смеси по цилиндрам и идентич-
ность ее состава в них на разных режимах работы двигателя.
4.	Качество применяемого топлива. Например, повышенное
содержание в бензине легкоиспаряющихся фракций обусловли-
вает лучшую равномерность распределения бензина в воздухе
и более высокое содержание его паров в CMec|L__
Распиливание топлива может происходить только при на-
личии разности скоростей течения воздуха и топлива: с увели-
чением относительной скорости движения воздуха распилива-
ние улучшается. Опыты показывают, что распад струи топлива
начинается при скорости воздуха относительно струи топлива
около 4-6 м/с. При относительной скорости, равной 30 м/с,
обеспечивается почти полное распыливание струи.
Топливо, поступившее из распылителя карбюратора, дро-
бится на капли. Размер капель зависит от относительной скоро-
сти воздуха и топлива, а также от свойств последнего. Напри-
мер, топливо с высоким коэффициентом поверхностного
натяжения при прочих одинаковых параметрах дробится на бо-
лее крупные капли, которые более интенсивно оседают на стен-
ках смесительной камеры и трубопровода. Мелкость дробле-
ния топлива улучшается с повышением его температуры
(уменьшается коэффициент поверхностного натяжения) и отно-
сительной скорости движения топлива и воздуха.
С поверхности капель в первую очередь испаряются наибо-
лее легкокипящие составляющие топлива. При этом, чем выше
скорость воздуха, тем интенсивнее испарение. Несмотря на
сравнительно высокие скорости движения топлива, в диффузо-
ре и смесительной камере карбюратора испаряется лишь не-
большая часть топлива. Капли жидкого топлива во время дви-
жения частично оседают на стенках впускного трубопровода,
а частично во взвешенном состоянии движутся млеете с пото-
ком воздуха. Наиболее интенсивно капли топлива оседают на
стенках сразу же после выхода из диффузора. На некоторых ре-
жимах работы двигателя в этом месте оседает до 20-30% топ-
лива, вытекающего из распылителей. Оседание капель происхо-
дит и при дальнейшем движении их по трубопроводу. При
движении пленки и капель топлива по впускному трубопроводу
происходит испарение топлива.
Для обеспечения нормального протекания рабочего процес-
са двигателя необходимо, чтобы жидкая пленка не достигала
впускных клапанов. В противном случае резко увеличится неод-
нородность состава смеси в отдельных цилиндрах. Опыты по-
казывают, например, что в шестицилиндровом рядном двигате-
ле до 70% всей жидкой пленки бензина, движущейся по стенке
впускного трубопровода, может поступить в один цилиндр и,
таким образом, привести к чрезмерному переобогащению сме-
I
Скорость воздуха в диф-
фузорах карбюраторов со-
временных двигателей до-
стигает 150-200 м/с. Ско-
рость истечения топлива
из распылителя примерно
в 25 раз меньше скорости
воздуха у распылителя,
т. е. при максимальной ча-
стоте вращения вала дви-
гателя составляет около
6-9 м/с.
I
Подача топлива через
распылитель в виде топли-
вовоздушной эмульсии
также улучшает его дро-
бление на капли.
I
•
Топливо, осевшее на
стенку, образует пленку,
которая движется по на-
правлению к цилиндрам
со скоростью, примерно
в 50 раз меньшей, чем ско-
рость движения смеси.
38
I
9
По экспериментальным
данным, оптимальные
средние скорости движе-
ния горючей смеси по
впускному трубопроводу
находятся в пределах
15-20 м/с.
Рис. 30. Нагрузочные ха-
рактеристики в зависимо-
сти от площади проходного
сечения диффузора:
1-f =175 мм2; 2-/д =
= 3^0 мм2 ; 3-f = 685 мм2;
4-f =805 мм2 д
си в нем. Следовательно, пленка должна полностью испаряться
во впускном трубопроводе. Идеальной является смесь, в кото-
рой все топливо находится в паровой фазе и равномерно пере-
мешано с воздухом. Однако в действительности часть топлива
поступает в цилиндры неиспарившейся.
Процесс испарения топлива в значительной степени зависит
от скорости движения смеси во впускном трубопроводе. При
очень малой скорости движения смеси капли жидкого топлива
интенсивно оседают на стенках трубопровода. В результате
этого смесь, поступающая в цилиндр, может переобедниться.
Увеличение скорости воздуха в диффузоре карбюратора не-
значительно влияет на работу двигателя. На рис. 30 показаны
нагрузочные характеристики карбюраторного двигателя, полу-
ченные при четырех фиксированных положениях створок диф-
фузора карбюратора (проходное сечение диффузора перемен-
ное). Характеристики полностью накладываются одна на
другую только в той зоне, в которой показатели работы двига-
теля определяются наполнением цилиндра, ограничиваемым
проходным сечением диффузора. Несмотря на увеличение ско-
рости воздуха в диффузоре почти в 5 раз, т. е. несмотря на раз-
личную интенсивность распыливания, показатели работы дви-
гателя остаются постоянными. Это позволяет сделать вывод,
что при больших скоростях воздуха (больше 15 м/с) карбюра-
тор на установившемся режиме работы двигателя в основном
должен обеспечивать требуемое дозирование топлива. Мощ-
ностные и экономические показатели двигателя на всех режи-
мах, кроме режимов холостого хода и малой частоты враще-
ния, не зависят от скорости воздуха в диффузоре.
Испарение топлива сопровождается понижением темпера-
туры смеси. Количество теплоты (в кДж/с), затрачиваемой на
испарение топлива,
39
бисп — xTrTGT,
где хт-доля испарившегося топлива; гт-скрытая теплота испа-
рения, кДж/кг; GT-расход топлива, кг/с.
При отсутствии подогрева смеси испарение топлива проис-
ходит за счет теплоты топлива и воздуха. В результате их тем-
пература понижается. Количество теплоты, полученное при
этом,
Сохл = ATtCtGt + ATBCpBGB,
где АТт и А Тв- понижение температуры топлива и воздуха при
испарении топлива, К; Ст и Срв-удельные теплоемкости топ-
лива и воздуха, кДжДкг-К); GB- расход воздуха, кг/с.
Принимая A7i = A7i = A7i, из условия бисп = бохл после
преобразований получим А7^ = хтгт/(Ст + а/0Срв).
В этой формуле теплоемкость Срв = 1,005 кДж/(кг-К). Те-
плоемкость Ст, стехиометрическое количество воздуха 10
и скрытая теплота гт испарения зависят от сорта топлива.
Минимальная температура смеси, при которой возможен
пуск двигателя, зависит от парциального давления рт паров
топлива в смеси.
По закону Дальтона давление в смеси
Рк = Рт + Рв,
где рв-парциальное давление воздуха в смеси.
Пусть смесь занимает объем V при температуре Т. Тогда,
пренебрегая объемом топлива в жидкой фазе и принимая его
пары за идеальный газ, имеем
рв ~ GBRBT/V и рт = xTGTRT77K
где RB и RT- газовые постоянные воздуха и паров топлива.
Подставляя величины рв и рт в выражения для определения
рк, получим
Рк/Рт = 1 + GBRB/ (xTGTRT),
где RB = 8314/цв; RT = 8314/pT; GB/GT = а/0 ; цв и рт-моляр-
ные массы воздуха и паров топлива, цв = 28,95 кг/кмоль.
После преобразований имеем
Рт = Рк/[1 + a/ogT/(xTpB)] •
Определив по этой формуле парциальное давление паров
топлива при хт = 1, по диаграмме упругости насыщенного пара
для рассматриваемого топлива находят температуру Tj, со-
ответствующую полученному давлению, например, рТ1. При
температуре более низкой, чем Tj, топливо испарится, так как
парциальное давление паров топлива будет меньше подсчитан-
ного рТ1. При более высокой температуре парциальное давле-
ние паров топлива будет больше рТ1, и пары будут ненасы-
щенными.
Температура насыщения Tj, таким образом, является той
минимальной температурой, при которой еще возможно суще-
40
I
•
Чрезмерный подогрев
впускного трубопровода
оказывает отрицательное
действие: уменьшается
коэффициент наполнения,
увеличивается склонность
смеси к детонационному
сгоранию, а кроме того,
возможно разложение
топлива и отложение кок-
са на стенках впускного
трубопровода.
ствованиё сухих паров топлива. Поэтому минимальная темпе-
ратура смеси 7imin должна быть такой, чтобы при ее пониже-
нии на величину А Г при полном испарении топлива (хт = 1) она
не оказалась меньше температуры Т\ насыщенных паров при
полученном парциальном давлении рТ1, т.е. 7imin —	+ АТ
Величину АТ определяют при хт= 1.
Отсюда следует, что температура То воздуха, входящего
в карбюратор, не должна быть ниже Тв min. Если она меньше
этой величины, то в цилиндры будет поступать часть топлива
в жидкой фазе. Для устранения этого воздух или смесь нужно
подогреть. Минимальная температура подогрева A7imin =
— П min “ Го 
Смесь подогревают во впускном трубопроводе. Подогревая
смесь или воздух, можно значительно улучшить процесс испа-
рения капель и пленки топлива. Поэтому интенсивность по-
догрева смеси в двигателе должна быть достаточной только
для испарения основной части топлива.
2. СВОЙСТВА НЕКОТОРЫХ ТОПЛИВ И МИНИМАЛЬНАЯ
ТЕМПЕРАТУРА СМЕСИ ПРИ а== 1 Й ПОЛНОМ ИСПАРЕ-
НИИ ТОПЛИВА
Топливо	Iq	гт, кДж/кг	ст, кДжДкгК)	Нт/Нв РтЬ Па		7\, °C	ат; °C	Temin- °C
Бензин	14,9	315	2,3	3,8	1693	-12	18,2	6,2
Керосин	14,7-	320	2,3	5,2	1280	50	18,7	68,7
Бензин	13,5	385	1,97	2,8	2546	—6	24,8	18,8
Этило- вый спирт	9,0	922	2,39	1,7	6030	22	80,6	102,6
В табл. 2 приведены результаты расчета минимальной тем-
пературы 7imin смеси (а=1) для некоторых жидких топлив,
при которой возможно полное испарение топлива.
!
Элементарным назы-
вают карбюратор, имею-
щий диффузор, поплавко-
вую камеру, распылитель,
топливный жиклер и дрос-
сельную заслонку.
§ 3.	Характеристика элементарного
карбюратора
В зависимости от скоростей воздуха в диффузоре и топлива
в распылителе устанавливается состав горючей смеси, посту-
пающей в цилиндры двигателя. Состав горючей смеси, характе-
ризуемый коэффициентом избытка воздуха, меняется с измене-
нием режима работы карбюратора. Для оценки работы
карбюратора на различных режимах служит его характеристи-
ка.
Характеристикой карбюратора называют зависимость
коэффициента избытка воздуха от одного из параметров, ха-
рактеризующих секундный расход смеси, приготовляемой кар-
бюратором. В качестве такого параметра может быть принят
расход или разрежение Ард в диффузоре карбюратора, так как
оно определяет секундный расход воздуха.
41
Коэффициент избытка воздуха
a —GB/(GT/0),	Р)
где GB-расход воздуха, кг/с; GT-расход топлива, кг/с;
/0-стехиометрическое количество воздуха.
Таким образом, для построения характеристики карбюрато-
ра необходимо выяснить, как изменяется расход воздуха и топ-
лива в зависимости от разрежения в диффузоре.
В связи с цикличностью работы двигателя течение воздуха
и топлива через карбюратор носит ярко выраженный пульси-
рующий характер. При переходе с четырехтактного цикла на
двухтактный, а также с увеличением числа цилиндров, питаю-
щихся от одного карбюратора, пульсация потока ослабляется.
Уже в четырехцилиндровых четырехтактных или в двухцилин-
дровых двухтактных двигателях с одним карбюратором поток
в нем настолько выравнивается, что практически влияние пуль-
саций становится незаметным. Поэтому поток воздуха и топ-
лива в карбюраторе можно считать установившимся.
Канал, по которому воздух поступает из карбюратора в ци-
линдр двигателя, имеет переменное сечение, вследствие чего
скорость, а следовательно, и давление по оси потока пере-
менны. Скорость же во всех точках любого поперечного сече-
ния этого канала принимают одинаковой.
Анализ процессов, происходящих в карбюраторе, услож-
няется наличием постоянных сопротивлений, а также перемен-
ного сопротивления проходного сечения смесительной камеры,
зависящего от положения дроссельной заслонки.
Расход воздуха может быть определен по размеру сечения
любого участка потока и разрежению в этом сечении. Выше
было отмечено, что истечение топлива зависит от разрежения
в диффузоре, поэтому разрежение целесообразно также при-
нять за параметр, определяющий расход воздуха.
Расход воздуха (в кг/с), как и для сжимаемой жидкости при
установившемся ее потоке, определяют по формуле
GB
(8)
где |1Д - коэффициент расхода диффузора;/^ и рд-площадь на-
иболее узкого поперечного сечения диффузора и давление
в нем; /с-показатель адиабаты; рк и ик-давление и удельный
объем воздуха при температуре и давлении после компрессора
на входе в карбюратор.
В том случае, когда в карбюратор воздух поступает непос-
редственно из окружающей среды, в формулу вместо рк и vK
подставляют соответственно р0 и и0- параметры окружающей
среды.
Практически перепад между давлением воздуха на входе
в карбюратор рк и давлением в диффузоре рд, т.е. разрежение
Ард = Рк — Рд в диффузоре не превышает 20 кПа при работе
двигателя с максимальной частотой вращения вала при пол-
ностью открытой дроссельной заслонке. При конструировании
карбюратора нужно стремиться к тому, чтобы разрежение Ард,
Элементарный карбю-
ратор работает по принци-
пу эжектора.
Рис. 31. Схема для опре-
деления скорости воздуха
в диффузоре
Рис. 32. Изменение пара-
метров потока в воздуш-
ном канале карбюратора:
1 - скоростной напор; 2 - поте-
ри; 3 - разрежение; w0 - ско-
рость в рассматриваемом се-
чении
Рис. 33. Зависимость рас-
хода воздуха GB от разре-
жения Ард:
1 и 2-соответственно без уче-
та и с учетом сжимаемости
воздуха
при котором обеспечивается поступление топлива из жиклеров
и его распиливание, было наименьшим.
При изменении разрежения Ард в диффузоре от 0 до 20 кПа
можно с достаточной точностью пренебречь влиянием сжимае-
мости воздуха и рассматривать его течение как движение не-
сжимаемой жидкости. Тогда для сечений КК и ДД (рис. 31),
пренебрегая изменением энергии положения (вследствие малой
плотности воздуха и незначительной разности уровней сечений)
и принимая скорость воздуха у входа и'к = 0, на основании
уравнения Бернулли можно записать
Рк /рк = Рд /Рк + Wfl /2 + £>£/2,	(9)
где рк-давление на входе в карбюратор; рк-плотность возду-
ха при давлении рк и температуре Тк; юд-скорость воздуха;
^-коэффициент сопротивления.
Из равенства (9) получаем
Лрд = Рк - Рд = pKw|/2 + ^PkW^/2,	(10)
т. е. перепад давлений между давлением на входе в карбюратор
и давлением в рассматриваемом сечении диффузора опреде-
ляется суммой энергий, затрачиваемых на создание скоростно-
го напора рки>д/2 и на преодоление гидравлического сопроти-
вления £pKw£/2 на участке от сечения КК до сечения ДД. На
рис. 32 показано изменение соотношения этих двух слагаемых
и разрежения по длине воздушного канала в пределах карбю-
ратора (при полностью открытой дроссельной заслонке).
Из уравнения (10) скорость воздуха в диффузоре
и'д = Фд]/2Дрд/рк,	(11)
где фд- коэффициент скорости диффузора, фд = 0,8-?0,9.
Минимальное сечение потока вследствие сжатия струи при
переходе из узкой части диффузора в расширяющуюся оказы-
вается несколько меньшим минимального сечения диффузора.
Влияние сжатия струи оценивают отношением наименьшей
площади поперечного сечения потока к минимальной площади
поперечного сечения диффузора, называемым коэффициентом
сжатия струи осд. При течении воздуха в диффузоре карбюра-
тора коэффициент ад = 0,97 4- 0,98.
Расход воздуха (в кг/с) через диффузор карбюратора
Св — ад/^УУдрк,
где /д-площадь поперечного сечения диффузора.
После подстановки скорости и>д из выражения (11) получаем
~ РдУд ]/^РкАрд ,	(12)
где цд = адфд.
На рис. 33 изображены кривые изменения секундного рас-
хода воздуха через сечение площадью 1 м2 в зависимости от
разрежения: кривая 1 построена по формуле (12), а кривая
2-по формуле (8). Из сравнения кривых следует, что до Ард =
= 4 кПа по обеим формулам получаются одинаковые резуль-
43
таты. В случае дальнейшего увеличения разрежения при расче-
тах по формуле (12) получают большие значения, чем по фор-
муле (8): например, при Ард = 10 кПа разница составляет
приблизительно 7%, а при Ард — 20 кПа - около 11,5%. Такое
увеличение расхода воздуха обусловлено тем, что в формуле
(12) не учитывается уменьшение плотности воздуха в диффузо-
ре при уменьшении давления. Вместе с тем при использовании
формулы (12) упрощается качественная оценка работы карбю-
ратора. Поэтому во всех дальнейших расчетах течение воздуха
в карбюраторе рассматривается как течение несжимаемой
жидкости.
Величину цд определяют опытным путем на основании из-
мерений расхода воздуха и соответствующего ему разрежения.
Подставляя эти значения в формулу (8), можно определить
коэффициент цд. Если цд определять по формуле (12), поль-
зуясь экспериментальными значениями GB и Ард, то при этом
учитываются погрешности, которые получаются в случае рас-
смотрения воздуха как несжимаемой жидкости. На рис. 34 по-
казано изменение коэффициента цд в зависимости от Ард, опре-
деленного по формуле (12)-кривая 1 и по формуле (8)-кривая
2. У диффузоров современных карбюраторов коэффициент рас-
хода изменяется в следующих пределах: для карбюраторов
с входным патрубком (без воздушного фильтра) цд = 0,6 ~ 0,8;
для карбюраторов без входного патрубка цд — 0,8 4- 0,92. Опы-
ты показывают, что рационально спроектированные диффу-
зоры в диапазоне разрежений Ард = 2 Н-15 кПа имеют практи-
чески постоянный коэффициент расхода.
Стремление повысить скорость воздуха при сохранении хо-
рошего наполнения цилиндров двигателя привело к созданию
многодиффузорных карбюраторов. Изменение разрежения по
длине воздушного канала карбюратора с тройным диффузо-
ром показано на рис. 35. В приведенном диффузоре площади
проходных сечений для воздуха составляют: 66% в кольцевом
сечении между большим и средним диффузорами; 18%-между
средним и малым диффузорами и 16%-в горловине малого
диффузора. Следовательно, с высокой скоростью в малом диф-
фузоре проходит незначительная часть воздуха, основная же
Рис. 34. Зависимость ко-
эффициента расхода диф-
фузора от разрежения
Дрд:
1 и 2 - соответственно без уче-
та и с учетом сжимаемости
воздуха
Рис. 35. Изменение разре-
жения Ар по длине I воз-
душного канала карбюра-
тора с тройным диффузо-
ром
АР
44
о 2	4 Б Дрд, кПа
Рис. 36. Изменение коэф-
фициента расхода диффу-
зоров:
1 - одинарного; 2 - двойного
Рис. 37. Схема топливно-
го тракта элементарного
карбюратора
часть воздуха имеет небольшую скорость. Вследствие этого
улучшается распиливание топлива, которое вводится в горло-
вину малого диффузора, и уменьшается гидравлическое сопро-
тивление.
Применение многодиффузорных карбюраторов позволяет
получить максимальный эффект при работе двигателя на боль-
ших нагрузках. На малых нагрузках разрежение у распылителя
уменьшается, и распиливание топлива ухудшается. Кроме того,
следует иметь в виду, что по сравнению с одинарными
двойные и тройные диффузоры характеризуются более низки-
ми коэффициентами расхода, но более широким диапазоном
изменения разрежения, в котором величина цд практически по-
стоянна (рис. 36).
Истечение топлива через жиклер карбюратора обусловлено
наличием разности давлений в поплавковой камере и в диффу-
зоре карбюратора. Необходимо учитывать также разность
уровня топлива в поплавковой камере и высоты расположения
выходного сечения топливного жиклера (рис. 37).
Топливный жиклер может быть установлен в любом месте
участка между поплавковой камерой и выходным сечением
распылителя. Выходное сечение распылителя расположено вы-
ше уровня топлива в поплавковой камере на величину ДА =
— 5 4- 8 мм. Это необходимо для предохранения от самопрои-
звольного вытекания топлива из распылителя при неработаю-
щем двигателе и наклонном положении карбюратора, а также
вследствие явлений капиллярности.
На основании уравнения Бернулли для сечений 00 и ЖЖ
можно написать
gh0 + Рк/Рт = дЬж + Рж/Рт + wi.T/(20),	(13)
где Ао и Аж-расстояние рассматриваемых двух сечений потока
от уровня, принятого за нулевой (прямая АА); рк и
рж-статические давления в потоке в сечениях 00 и ЖЖ;
рт-плотность топлива; и’жт-теоретическая скорость истечения
топлива из жиклера в сечении ЖЖ (скорость топлива в сечении
00 принимаем равной нулю).
Из выражения (13) теоретическая скорость топлива в жикле-
ре и>жт = |/2 [#(А0 — Аж) + (рк — рж)/рт]. Давление в сечении ЖЖ
Рж = Рд +	+ ДА)рт.
Действительная величина рж должна быть больше разности
уровней ДА = Ар — Ао на некоторую высоту столба топлива, со-
ответствующую перепаду давлений, необходимому для преодо-
ления сил поверхностного натяжения при вытекании топлива
из устья распылителя. Однако, как правило, при анализе ра-
боты карбюратора величину ДА не учитывают вследствие ее
малости.
После подстановки рж в выражение для определения теоре-
тической скорости истечения топлива получаем
Wjk.t = |/2(Ард-A/ipTp)/pT.	(14)
Действительная скорость истечения топлива
= Фж/2(Ард - Айртд)/рт,	(15)
45
где (рж- коэффициент скорости, учитывающий потери при исте-
чении топлива из жиклера.
Из формул (14) и (15) видно, что скорость истечения топ-
лива из жиклера не зависит от его расположения в топливном
тракте.
Расход топлива через жиклер
&т = Цж/ж ]/ 2 (Ард — AhpTg) рт,	(16)
где цж-коэффициент расхода топливного жиклера, цж = ажсрж ;
аж-коэффициент сжатия струи топлива при истечении через
жиклер;/ж-площадь проходного сечения жиклера, м2.
Величина цж, определяемая экспериментально, зависит от
диаметра сечения и соотношения размеров жиклера, формы его
кромок, давления и температуры вытекающего топлива, его
вязкости и т.п. С увеличением отношения l/d до 1,3 (рис. 38)
коэффициент расхода резко возрастает, а затем медленно
уменьшается. Поэтому в карбюраторах более целесообразно
применять жиклеры с отношением l/d > 2, так как в этом слу-
чае неточности их изготовления по длине практически не
влияют на коэффициент расхода. Кроме того, коэффициент
расхода жиклеров с отношением l/d^ 1—2,5 мало меняется
с изменением разрежения в диффузоре.
На коэффициент расхода влияет также форма входной
кромки жиклера (рис. 39). Жиклер с фаской имеет более высо-
кий коэффициент расхода (кривая 2), чем жиклер без фаски
(кривая 1). В последнем случае величина цж меньше зависит от
изменения избыточного давления, но в процессе эксплуатации
форма кромок может меняться, и коэффициент расхода не бу-
дет стабильным. Поэтому более целесообразно применять жи-
клер с фаской, входная кромка которого менее подвержена из-
менению. Изменение коэффициента расхода жиклера в случае
применения различных топлив показано на рис. 40. Кривые из-
менения цж показывают, что при переводе двигателя с одного
топлива на другое карбюратор необходимо регулировать.
С повышением температуры топлива коэффициент расхода
жиклера, как правило, возрастает (рис. 41). Однако следует
учитывать, что с увеличением температуры топлива умень-
шается плотность. Опыты показывают, что с повышением тем-
пературы от 10 до 40°С расход бензина через жиклер увеличи-
вается на 2-3%, а керосина-на 6-7%.
Анализ выражения (16) позволяет установить, что истечение
топлива через жиклер начинается при Ард > A/ipTp. При Ард =
= A/ipTg расход топлива GT = 0. Влияние величины А/i на рас-
ход топлива при больших нагрузках и большой частоте враще-
ния очень мало, и им можно пренебречь.
Для выявления характеристики элементарного карбюратора
подставим выражения (12) и (16) в выражение (7). Тогда
1 /д ] / Рк Цд
а--—— /---------
*0 /ж у Рт Цж
Рис. 38. Влияние размеров
жиклера на его коэффи-
циент расхода при избыточ-
ном давлении р — 8 кПа —
= const и Т— 20°С
Рис. 39. Влияние формы
входной кромки на коэффи-
циент расхода жиклера
(l/d = 10,2, d = 1 мм)
Ард
Дрд - Дйрт0
(17)
В этом соотношении произведение (1//0)(/д/Уж)|/Рк/Рт при
принятых выше допущениях постоянно; величина
Рис. 40. Влияние сорта
топлива на коэффициент
расхода жиклера (l/d = 2,1)
при Т=20°С:
1 - вода; 2-бензин (р =
= 751 кг/м3); 3-бензин (р^ =
= 735 кг/м3);	4-керосин
(р - 825 кг/м3)
46
Рис. 41. Зависимость коэф-
фициента расхода жиклера
(l/d = 2,1) от температуры
при Ард = 6 кПа = const
для различных топлив:
/ -вода; 2-бензин (р =
- 751 кг/м3); 3-бензин (рт =
= 735 кг/м3);	4 - керосин
(рт = 825 кг/м3)
I
Для нормальной ра-
боты двигателя характе-
ристика элементарного
карбюратора неприемле-
ма.
(рд/рж)]/Дрд/(Дрд — AhpTg) переменна, зависит от разрежения
в диффузоре; множитель уДрд / (Дрд — &hpTg) уменьшается
с увеличением разрежения от бесконечно большого значения
при Ард = AhpT0 и приближается к единице при стремлении Ард
к бесконечности. Отношение Цд/Цж уменьшается с увеличением
разрежения (рис. 42), поэтому с повышением разрежения
величина (рд/цж)|/Ард/(Ард — AhpTg) также уменьшается.
Следовательно, коэффициент избытка воздуха ос в смеси, ко-
торую приготовляет элементарный карбюратор, уменьшается
с ростом разрежения или расхода воздуха, т.е. смесь обога-
щается (рис. 43). В реальных условиях этому способствует так-
же снижение плотности воздуха при увеличении разрежения
в диффузоре. 4
Рис. 42. Зависимость ве-
личин Цд, Цж (l/dxl) и
Пц/Рж от разрежения в диф-
фузоре Лрд
Рис. 43. Характеристика
элементарного карбюрато-
ра
§ 4.	Характеристика идеального
карбюратора
Идеальный карбюратор должен обеспечивать приготовле-
ние смеси такого состава, который нужен для определенных ус-
ловий работы двигателя. Необходимый закон изменения соста-
ва смеси устанавливают по регулировочным характеристикам,
представляющим собой изменение показателей работы двига-
теля в зависимости от коэффициента избытка воздуха при по-
стоянных частоте вращения вала и положении дроссельной за-
слонки. На рис. 44, на котором изображены такие характери-
стики, по оси ординат отложены удельный расход топлива
в процентах от минимального его значения и эффективная
мощность двигателя, выраженная в процентах от максималь-
ной мощности, получающейся при данной частоте вращения
вала и полностью открытой дроссельной заслонке. Кривые I
и Г соответствуют работе двигателя при полностью открытой
дроссельной заслонке; кривые II и 1Г, III и ПГ-работе при
частично открытой дроссельной заслонке. Из графика видно,
что коэффициент избытка воздуха, соответствующий макси-
мальной мощности (точки 1-3), меньше коэффициента избытка
воздуха при наименьшем удельном расходе (точки 5-7), т.е.
при максимальной экономичности.
Максимальная мощность при всех положениях дроссельной
заслонки получается при коэффициенте избытка воздуха ос,
меньшем единицы. С переходом на работу с прикрытой дрос-
сельной заслонкой коэффициент ос, соответствующий режиму
максимальной мощности, уменьшается. При полном открытии
дроссельной заслонки наименьший удельный расход топлива,
т. е. наиболее экономичная работа двигателя, соответствует не-
сколько обедненной смеси (ос= 1,1). С прикрытием дроссельной
заслонки коэффициент избытка воздуха, соответствующий на-
иболее экономичной работе, уменьшается и при значительном
прикрытии становится меньше единицы. Таким образом, с при-
крытием дроссельной заслонки смесь для получения как макси-
мальной мощности, так и наибольшей экономичности должна
обогащаться. Если соединить на кривых I, II и III точки 1, 2
и 3, соответствующие максимальной мощности, и точки 8, 9
47
и 10, характеризующие работу двигателя на наиболее эконо-
мичных режимах, то получим две кривые изменения состава
смеси: кривую а, соответствующую регулировке карбюратора
на максимальную мощность, и кривую б, соответствующую ре-
гулировке карбюратора на максимальную экономичность.
Область, заключенная между этими двумя кривыми, и является
той областью значений коэффициента избытка воздуха, в кото-
рой целесообразна регулировка карбюратора. Вне этой области
регулировка карбюратора нецелесообразна - одновременно по-
нижается мощность двигателя и ухудшается экономичность.
В зависимости от назначения и условий работы двигателя
регулировкой карбюратора можно обеспечить получение смеси,
состав которой приближается к составу, характеризуемому
кривой а или кривой б. Точка 4 соответствует коэффициенту
избытка воздуха на режиме холостого хода двигателя.
Для каждой кривой I, II и III положение дроссельной за-
слонки, а следовательно, разрежение в диффузоре и расход воз-
духа постоянны. Поэтому кривые а и б изменения состава сме-
си можно легко построить в координатах oc-GB или ос-Дрд. На
рис. 45 для определенной частоты вращения приведены кривые
изменения а, соответствующие максимальной мощности (кри-
вая 2) и наименьшему удельному расходу топлива (кривая 3)
в зависимости от расхода воздуха (или смеси), выраженного
в процентах расхода при полном открытии дроссельной за-
слонки.
Для лучшего использования двигателя желательно, чтобы
при полном открытии дроссельной заслонки, когда он должен
развивать максимальную мощность при данной частоте враще-
ния коленчатого вала, карбюратор обеспечивал коэффициент а,
соответствующий максимальной мощности (точка 1 на рис. 44
и 45). При переходе на работу с прикрытой дроссельной за-
слонкой карбюратор должен приготовлять смесь, соответ-
ствующую наиболее экономичной работе. Тогда рациональная
связь коэффициента избытка воздуха с расходом воздуха (или
смеси) будет характеризоваться кривой 4 (рис. 45). Эта зависи-
мость и является характеристикой идеального карбюратора.
Подобную характеристику можно получить для любого
скоростного режима. Совместив на одном графике (рис. 46)
такие характеристики для различных частот вращения вала, по-
лучим совокупность характеристик идеального карбюратора
при разных скоростных режимах. Огибающая кривая 2 являет-
ся характеристикой карбюратора, при установке которого дви-
гатель работает с наименьшим удельным расходом топлива во
всем диапазоне частот вращения вала при полностью откры-
той дроссельной заслонке. Соединив точки, соответствующие
значениям а, при которых двигатель развивает максимальную
мощность, получим характеристику карбюратора (кривая 1),
обеспечивающего при полном открытии дроссельной заслонки
работу двигателя с максимальной мощностью во всем диапа-
Рис. 44. Регулировочные
характеристики двигателя
Рис. 45. Характеристики *
карбюратора при постоян-
ной частоте вращения вала:
/“ХОЛОСТОЙ ход
I
•
Карбюратор должен ав-
томатически дозировать
топливо в количестве, со-
ответствующем заданно-
му режиму работы двига-
теля.
Рис. 46. Мощностная и
экономическая характери-
стики идеального карбю-
ратора при различных ча-
стотах вращения коленча-
того вала (пi > п2 > п3 >
>и4)
зоне изменения частот вращения вала.
Сравнение характеристик элементарного (рис. 43) и идеаль-
ного (рис. 45 и 46) карбюраторов показывает, что элемен-
тарный карбюратор не обеспечивает приготовление смеси не-
обходимого состава. Поэтому для исправления характеристики
48
Рис. 47. Характеристика
карбюратора при раз-
личных частотах вращения
коленчатого вала
I
•
Основная задача глав-
ной дозирующей си-
стемы-обеспечение необ-
ходимого состава смеси
при работе двигателя на
частичных режимах.
Рис. 48. Схема карбюра-
тора с уменьшением разре-
жения у жиклера
I
Карбюраторы, в ко-
торых компенсация горю-
чей смеси осуществляется
понижением разрежения
в распылителе главной до-
зирующей системы по-
средством впуска воздуха
через воздушный жиклер,
называют эмульсионны-
ми.
элементарного карбюратора и приближения ее к характеристи-
ке идеального в его конструкцию вводят дополнительные
устройства или приспособления. При этом для упрощения кон-
струкции карбюратора обычно в области экономичной регули-
ровки состава смеси характеристики, соответствующие раз-
личным частотам вращения, заменяют средней характеристи-
кой (рис. 47).
§ 5.	Главная дозирующая система
карбюратора
t
Главной дозирующей системой карбюратора принято назы-
вать систему, подающую основное количество топлива на
большей части режимов работы двигателя с нагрузкой. С рос-
том нагрузки горючую смесь необходимо обеднять (см. рис. 45
и 47). В элементарном карбюраторе с увеличением нагрузки го-
рючая смесь постепенно обогащается (см. рис. 43). Для получе-
ния горючей смеси нужного состава при работе двигателя на
средних нагрузках характеристику элементарного карбюратора
необходимо исправить.
В карбюраторах применяют следующие системы компенса-
ции состава смеси при работе двигателя на средних нагрузках:
с уменьшением разрежения у жиклера; с компенсационным жи-
клером; с регулировкой разрежения в диффузоре; с регули-
руемым сечением жиклера.
Система компенсации состава смеси
с уменьшением разрежения у жиклера
На рис. 48 изображена схема карбюратора с уменьшением
разрежения у жиклера (с пневматическим торможением топ-
лива). Топливо из поплавковой камеры через главный жиклер
2 попадает в камеру 1, а из нее через распылитель 5 в диффу-
зор. С камерой 1 соединен воздушный колодец 3, который че-
рез воздушный жиклер 4 сообщается с атмосферой. Когда дви-
гатель не работает, в воздушном колодце устанавливается
такой же уровень топлива, как и в поплавковой камере. При
работающем двигателе уровень топлива в воздушном колодце
понижается, и разрежение в диффузоре через распылитель пере-
дается главному жиклеру. Одновременно в воздушный колодец
через воздушный жиклер поступает воздух, вследствие чего
разрежение у жиклера уменьшается.
Воздух, попадающий в воздушный колодец, смешиваясь
с топливом, образует с ним эмульсию. Количество этого возду-
ха очень мало по сравнению с количеством воздуха, поступаю-
щего через диффузор. Поэтому воздух, поступающий через воз-
душный жиклер, не может существенно влиять на состав смеси,
приготовляемой карбюратором.
Работа карбюратора с компенсацией смеси путем уменьше-
ния разрежения у жиклера может быть разбита на три фазы.
Первая фаза характеризуется разрежением в диффузоре
Ард < A/ipTg. В этой фазе истечения топлива из распылителя
5 не происходит: разрежение в диффузоре настолько мало, что
топливо не может подняться до кромки распылителя.
49
Вторая фаза начинается после того, как Ард станет больше
ДАртд, и продолжается до тех пор, пока разрежение в диффузо-
ре будет меньше величины (Я + ЛА) ртд. В этом случае истече-
ние топлива через распылитель происходит по закону элемен-
тарного карбюратора. Объем в воздушном колодце, освобо-
ждаемый от топлива, заполняется воздухом. Так как время для
поступления воздуха через воздушный жиклер 4 не ограничено,
то давление в воздушном колодце равно р0. Поэтому приток
топлива в воздушный колодец и в распылитель в данной фазе
определяется только перепадом уровней топлива в поплавко-
вой камере и в воздушном колодце.
С ростом нагрузки и увеличением разрежения в диффузоре
расход топлива через распылитель повышается и уровень топ-
лива в воздушном колодце понижается до уровня главного
жиклера.
Третья фаза характеризуется тем, что истечение топлива че-
рез главный жиклер происходит под воздействием разрежения
Дркл в воздушном колодце и в зависимости от уровня топлива
в поплавковой камере и расположения жиклера. Следователь-
но, для того чтобы определить, каким будет состав смеси, при-
готовляемой такой системой, необходимо прежде всего найти
разрежение в воздушном колодце.
Если пренебречь влиянием топлива на течение воздуха через
воздушный жиклер 4 и распылитель 5 (см. рис. 48), то количе-
ство воздуха, поступающего через воздушный жиклер в воз-
душный колодец 3 после его опорожнения
Св = Рв/в ]/ 2ДрклРв >
а расход воздуха через воздушный колодец
Gp = Р-рУр ]/2 (Ард — Лркл) рв,
где рв и gp-коэффициенты расхода воздушного жиклера и от-
верстия распылителя;/^ и/р-площади проходных сечений воз-
душного жиклера и отверстия распылителя; рв-плотность
воздуха.
На основании уравнения неразрывности при установившем-
ся потоке получаем Цр/р|/2(Ард - Дркл)рв = Ив/вР^РклРв-
Отсюда разрежение в воздушном колодце
д =	Ард	=	|
кл 1 + [цв/в/(Цр/р)]2 Д’ * Неотъемлемой частью
эмульсионного карбюра-
1	тора являются эмульсион-
где К =	। ——-—_ --д-.	ная трубка и эмуль-
1 + LHbJb / (M-p/p)J	сионный колодец.
Из выражения для определения коэффициента К видно, что
всегда К < 1, т. е. разрежение в воздушном колодце всегда
меньше разрежения в диффузоре и пропорционально ему.
Анализ выражения для К показывает, что:
1)	если воздушный колодец 3 закрыт, т.е. /в = 0, то К = 1 и
Дркл = Ард - карбюратор превращается в элементарный; это
продолжается до тех пор, пока колодец 3 заполнен топливом;
2)	если колодец открыт, т.е. /в = оо, то К и Аркл равны ну-
лю и в камере 1 устанавливается атмосферное давление р0;
50
I
•
Количество воздуха, по-
ступающее через воз-
душный жиклер, мало и не
влияет на состав смеси,
приготовляемой карбюра-
тором.
Рис. 49. Характеристика
карбюратора с уменьше-
нием разрежения у жиклера
в этом случае расход топлива через жиклер 2 определяется
только напором Н; карбюратор будет все время обеспечивать
постоянный расход топлива независимо от разрежения
в диффузоре;
3)	подбирая сечение воздушного жиклера 4, можно регули-
ровать величину К, а следовательно, и разрежение у жиклера.
Выше бмло указано, что истечение топлива через глав-
ный жиклер в третьей фазе, т.е. после опорожнения воздуш-
ного колодца, происходит под воздействием перепада Дркл +
+ Нртд = КДрд + Нртд. Тогда расход топлива GT =
= Нж/ж|/2(КАрд + HpTgf)pT.
Коэффициент избытка воздуха
.___Рв/в ]/2рв Дрд_____
^оРж/к 2(КДрд + Н ртд) рт
Расход воздуха GB = Цв/в]/2Дрдрв непрерывно увеличивает-
ся с ростом разрежения Дрд в диффузоре. Характер кривой тео-
ретически необходимого расхода воздуха Go — GTl0 легко уста-
новить, если определить закон изменения расхода топлива GT.
Из выражения для GT видно, что при разрежении
в диффузоре Дрд = - Нртд/К расход топлива равен нулю. От-
ложив величину Hp^g/K влево от начала координат (рис. 49),
проводим кривую изменения теоретического расхода воздуха
GT/0. В действительности кривая GT/0 начинается не из этой
точки, а из точки, соответствующей разрежению в диффузоре
Дрд = ДАрт#. Характер этой кривой во второй фазе истечения
аналогичен характеру кривой GT/0, проведенной из точки Дрд =
= Ярт0/К.
Переход от второй фазы к третьей и разрежение в диффузо-
ре Дрд.п, соответствующее границе двух фаз, могут быть уста-
новлены на основании следующих соображений. До тех пор,
пока в воздушном колодце еще находится топливо, карбюра-
тор работает как элементарный. Топливо последовательно про-
текает через главный жиклер и отверстие распылителя. Расход
топлива через главный жиклер
^т.П = Рж/ж ]/2#Урт э
где у-высота топлива в воздушном колодце;
расход топлива через отверстие распылителя
От = Нр/р)/2 [Ард - (Ай + у) рт0] рт.
Приравняв эти два выражения, получим после преобразова-
ния
_	1	Дрд - Д/i ртд
1 + Ецж7ж/(цр/р)]2 рт#
Когда воздушный колодец опорожнится, то у = Н и Дрд =
— Дрд.п •
Из выражения для у имеем Дрд.п —
= {н [1 + [Рж/ж/(Нр/р)]2] + ДА} рт 0. Пока разрежение в диффу-
51
зоре меньше Дрд.п, давление в воздушном колодце равно ат-
мосферному. Расход топлива через главный жиклер в тот мо-
мент, когда уровень топлива в воздушном колодце опустится
на,величину Н, GT.n = Рж/жРт]/^Н.
После установления этого расхода, по аналогии с ранее по-
лученным выражением для определения разрежения в воздуш-
ном колодце, имеем
А	Дрд.п	„ А
Дркл.п — 1 , г	г м2 ~ ^дРд.п,
1 + [Цв/в/(Рр/р)]
и расход топлива
^т.п = М-ж/ж ]/2(ХДрд п + ^Рт$) Рт •
После подстановки значений К, Ард.п и преобразований
получаем
^т.п — Мж./ж Рт
1 + [Цж/ж/(Цр/р)]2 „
1 + [Нв/в/Фр/р)]2
ДА
1 + [Цв/в / (Р-рУр)]2
I
Из выражений для G4.n и GT.n видно, что Gj.n > GT,n- Следо-
вательно, при сделанных допущениях на границе второй
и третьей фаз расход топлива должен изменяться скачкообраз-
но. В действительности вследствие конечных размеров каналов
и постепенного изменения соотношения количеств воздуха
и топлива в эмульсии переход от второй фазы к третьей будет
происходить постепенно (на рис. 49 такой переход показан
штриховой линией).
Во время второй фазы карбюратор приготовляет смесь как
элементарный: смесь обогащается с ростом разрежения в диф-
фузоре. В переходный момент смесь резко обогащается, а
в дальнейшем по мере увеличения разрежения в диффузоре со-
вместная фабота всех устройств системы приводит к постепен-
ному обеднению смеси. Желательное протекание характеристи-
ки карбюратора после того как разрежение в диффузоре будет
Др0 > Дрд.п можно получить, изменяя величину напора Н,
а также размеры главного и воздушного жиклеров и отверстия
распылителя. Исправление характеристики карбюратора во
второй фазе работы достигается с помощью системы холосто-
го хода.
Простота устройства, компактность, высокая надежность
и хорошее распыливание топлива обеспечили широкое распро-
странение системы компенсации состава смеси уменьшением
разрежения у жиклера в карбюраторах К-88А (двигатель
ЗИЛ-130), К-126Б (двигатель 3M3-53), К-123А (двигатель
МеМЗ-966), К-114 (двигатель ГАЗ-13) и др.
Состав смеси в эмуль-
сионном карбюраторе
определяется размерами
топливного и воздушных
жиклеров.
I
•
Система компенсации
с пневматическим тормо-
жением топлива в резуль-
тате эмульсирования обес-
печивает эффективное рас-
пыливание топлива.
I
Истечение топлива про-
исходит под действием
разрежения в эмульсион-
ном колодце, а не в диффу-
зоре.
52
Рис. 50. Схема карбюра-
тора с компенсационной си-
стемой
Рис. 51. Схема компенса-
ционной системы (обозна-
чения те же, что на рис. 50)
Рис. 52. Характеристика
карбюратора с компенса-
ционной системой (GTr и
GTK-расходы топлива со-
ответственно через
главный и. компенса-
ционный	жиклеры,
GTx - суммарный расход
топлива)
Система компенсации состава смеси
с компенсационным жиклером
Способ компенсации состава смеси с помощью компенса-
ционного жиклера (рис. 50) является видоизменением способа
уменьшения ^разрежения у жиклера. В этом случае объединяет-
ся элементарный карбюратор с главным жиклером 1 и распы-
лителем 5 и компенсационная система (рис. 51), состоящая из
компенсационного жиклера 2, компенсационного колодца 3
и распылителя 4.
При неработающем двигателе топливо в компенсационном
колодце и в распылителе устанавливается на том же уровне,
что и в поплавковой камере. В работе этой компенсационной
системы так же как и в работе системы с уменьшением разре-
жения у жиклера, различают три фазы.
Первая фаза характеризуется тем, что разрежение в диффу-
зоре Ард < АЛрт# и истечения топлива из распылителя компен-
сационного жиклера не происходит.
Вторая фаза начинается с того момента, когда разрежение
в диффузоре становится больше величины АЛрт$, и продол-
жается до тех пор, пока разрежение в диффузоре остается
меньше величины (Н + ДА) рт#. Работа системы в этой фазе ни-
чем не отличается от работы элементарного карбюратора.
Предельное разрежение в диффузоре, до которого продол-
жается вторая фаза, определяется из условия, что уровень
топлива в компенсационном колодце понижается до уровня
в компенсационном жиклере. Тогда Ард,п = (Н + АЛ) рт д.
Третья фаза характеризуется тем, что разрежение в диффу-
зоре Ард >(Н + Ah) рт д. Работа компенсационной системы
в этой фазе аналогична работе системы с уменьшением разре-
жения у жиклера, если сечение воздушного жиклера велико по
сравнению с сечением распылителя. При этом условии в ком-
пенсационном колодце устанавливается атмосферное давление.
Истечение топлива из компенсационного жиклера будет проис-
ходить под действием напора Н, т. е. расход топлива GT.K не за-
висит от разрежения в диффузоре и остается постоянным:
^т.к ~ Цж.кУж.к Рт у2дН.
К топливу, вытекающему из компенсационного жиклера,
в компенсационном колодце примешивается воздух, в резуль-
тате чего образуется топливная эмульсия, которая через распы-
литель компенсационного жиклера поступает в смесительную
камеру. Так как расход топлива через компенсационный жи-
клер остается постоянным, а расход воздуха с увеличением раз-
режения растет, то компенсационная система приготовляет по-
степенно обедняющуюся смесь. Главный жиклер, наоборот,
дает постепенно обогащающуюся смесь.
В результате совместной работы систем главного жиклера
и компенсационной получается смесь нужного состава (рис. 52).
Состав смеси регулируют путем подбора размеров главного
и компенсационного жиклеров. При этом достигается не толь-
ко изменение ос, но и регулируется интенсивность изменения со-
става смеси.
Для относительного обогащения горючей смеси при не-
больших открытиях дроссельной заслонки необходимо увели-
53
чить площадь сечения компенсационного жиклера. Чтобы со-
хранить при этом требуемый состав смеси при большом
разрежении в диффузоре, площадь сечения главного жиклера
нужно несколько уменьшить. Наоборот, для относительного
обеднения смеси на малых нагрузках следует уменьшить пло-
щадь сечения компенсационного жиклера, увеличив при этом
площадь сечения главного жиклера. При регулировании нужно
иметь в виду, что истечение топлива из компенсационного жи-
клера происходит под небольшим давлением (около 0,25-0,45
кПа). Поэтому для изменения расхода топлива через компенса-
ционный жиклер необходимо значительно изменять площадь
его проходного сечения. В настоящее время этот способ ком-
пенсации состава смеси применяется редко.
Система компенсации состава смеси
с регулированием разрежения в диффузоре
Компенсация состава смеси в карбюраторах регулирова-
нием разрежения в диффузоре может осуществляться одним из
двух способов: введением добавочного воздуха или примене-
нием диффузора переменного сечения.
Введение добавочного воздуха можно производить через
дополнительный клапан 1 (рис. 53, а) или через отверстия ме-
жду диффузором (или системой диффузоров) и стенками смеси-
тельной камеры, закрываемые легкими шариками 2 (рис. 53, б),
или упругими пластинами 6 (рис. 53, в). Схемы, изображенные
на рис. 53, а и б, имеют ряд существенных недостатков и в со-
временных карбюраторах не применяются.
Схема, показанная на рис. 53, в, использовалась в карбюра-
Рис. 53. Схемы карбюра-
торов с регулированием
разрежения в диффузоре
54
Рис. 54. Характеристика
карбюратора с регулирова-
нием разрежения в диффу-
зоре
I
•
Наличие упругих пла-
стин в карбюраторах с ре-
гулированием разрежения
в диффузоре позволяет
уменьшить диаметр диф-
фузора, а следовательно,
улучшить распиливание
топлива при работе с при-
крытой дроссельной за-
слонкой.
I
Из опыта эксплуатации
карбюраторов с регулиро-
ванием разрежения в диф-
фузоре следует, что их ха-
рактеристики не по-
стоянны вследствие изме-
нения жесткости пружин
и упругих пластин, изна-
шивания подвижных пар,
зависания пластин и кла-
панов в результате обра-
зования отложений смо-
листых веществ и др.
торах К-49 и К-22 различных модификаций. Топливо из по-
плавковой камеры через главный жиклер 3 и распылитель 4 по-
падает в диффузор 5. С увеличением открытия дроссельной
заслонки скорость воздуха перед диффузором 5 и в нем возра-
стает. Под действием скоростного напора воздуха упругие пла-
стины 6 открывают отверстия между диффузором и стенками
смесительной камеры, и некоторая часть воздуха проходит, ми-
нуя диффузор 5. В результате этого изменяется количество воз-
духа, проходящего через диффузор, а следовательно, и разреже-
ние в нем, что влияет на количество топлива, вытекающего
через главный жиклер. Пластины 6 подбирают таким образом,
чтобы они открывались при определенном разрежении в диф-
фузоре Дрдн (рис. 54). До их открытия карбюратор работает
как элементарный, обогащая смесь по мере открытия дроссель-
ной заслонки (штриховая линия).
Путем подбора упругих пластин, а также проходных сече-
ний диффузора и главного жиклера можно добиться того, что
точка Н начала открытия упругих пластин будет соответство-
вать работе двигателя с прикрытой заслонкой при желаемом
коэффициенте избытка воздуха. Как только разрежение достиг-
нет ЛрдН, упругие пластины начнут открывать отверстия
и пропускать часть воздуха мимо диффузора, в результате чего
смесь будет постепенно обедняться (сплошная кривая). Обедне-
ние смеси происходит до тех пор (точка П\ пока пластины пол-
ностью не откроют проходное сечение для потока воздуха, ко-
торый проходит минуя диффузор 5 (см. рис. 53), а разрежение
в диффузоре не станет равным Ардп • При дальнейшем увеличе-
нии разрежения в диффузоре карбюратор работает как элемен-
тарный.
При рассмотрении работы элементарного карбюратора бы-
ло установлено, что прикрытие дроссельной заслонки сопрово-
ждается уменьшением разрежения в диффузоре и, как следствие
этого, значительным обеднением смеси. Поэтому, если создать
карбюратор, у которого площадь проходного сечения диффузо-
ра уменьшалась бы по мере прикрытия дроссельной заслонки,
то можно получить желаемый закон изменения коэффициента
избытка воздуха. По принципу компенсации состава смеси та-
кой карбюратор также относится к карбюраторам с уменьше-
нием разрежения в диффузоре: с увеличением открытия дрос-
сельной заслонки площадь проходного сечения диффузора
увеличивается, что приводит к уменьшению разрежения в нем
по сравнению с тем разрежением, которое было бы в диффузо-
ре, если бы площадь его сечения оставалась постоянной.
По рассмотренному принципу работает карбюратор К-80.
В этом карбюраторе при прикрытой дроссельной заслонке под-
вижные крылья 7 (см. рис. 53, г) сходятся и образуют диффузор
наименьшего сечения. По мере открытия дроссельной заслонки
крылья расходятся, площадь проходного сечения диффузора
увеличивается по закону, обеспечивающему получение смеси
необходимого состава. В карбюраторах, выполненных по схе-
мам, изображенным на рис. 53, а-в, не достигается хорошее
распыливание топлива, так как не весь воздух, поступающий
в карбюратор, используется для этой цели. По указанным при-
чинам рассмотренная схема главной дозирующей системы
в настоящее время применяется редко. Исключение составляют
55
карбюраторы двигателей мотоциклетного типа, в которых ши-
роко используется компенсация состава смеси регулированием
разрежения в диффузоре путем изменения площади его проход-
ного сечения при одновременном изменении площади проход-
ного сечения главного топливного жиклера.
Система компенсации состава смеси
с изменяемым сечением жиклера
Система компенсации состава смеси с изменяемым сече-
нием жиклера состоит из главного жиклера 3, в который вхо-
дит конец иглы 2, имеющей коническую или специальную фор-
му (рис. 55). Игла перемещается вертикально. Привод иглы
может быть механическим, пневматическим или пневмомехани-
ческим. В случае применения механического привода игла
2 рычагами 1, 4 и 5 связана с приводом дроссельной заслонки
б, при открытии которой игла поднимается и площадь проход-
ного сечения жиклера 3 увеличивается. Одновременно возра-
стает и расход воздуха. Повышение расхода топлива и воздуха
при увеличении открытия дроссельной заслонки происходит та-
ким образом, что обеспечивается приготовление смеси необхо-
димого состава.
Недостаток механического привода-изменение сечения жи-
клера только в зависимости от положения дроссельной заслон-
ки, т.е. от нагрузки двигателя. Поэтому при постоянном от-
крытии дроссельной заслонки и переменной частоте вращения
коленчатого вала положение иглы не изменяется, что приводит
к обогащению или обеднению смеси.
При пневматическом приводе дозирующей иглы этот недо-
статок отсутствует, так как в этом случае положение иглы за-
висит не только от степени открытия дроссельной заслонки, но
и от частоты вращения вала.
Более совершенным является пневмомеханический привод
дозирующей иглы (рис. 56). Открытие дроссельной заслонки
1 сопровождается подъемом дозирующей иглы 10 с помощью
рычагов 2, 3, 13 и лапки 12. При открытии дроссельной заслон-
ки одновременно уменьшается разрежение во впускном трубо-
проводе. Но разрежение зависит и от частоты вращения п ко-
ленчатого вала: при одном и том же положении дроссельной
заслонки разрежение тем больше, чем больше и. При малом
Рис. 55. Схема карбюра-
тора с дозирующей иглой,
имеющей механический
привод
56
Рис. 56. Схема карбюра-
тора с дозирующей иглой,
имеющей пневмомеханиче-
ский привод
разрежении за дроссельной заслонкой, а следовательно, и в ка-
нале 4 пружина 6 поднимает поршень 8, находящийся в цилин-
дре 7, а с ним через стержень 9 пластину 11 и иглу 10. Если ха-
рактеристика пружины подобрана правильно, то при малой
частоте вращения вала подъем иглы опережает перемещение
лапки 12 и определяется разрежением во впускном трубопрово-
де. Это позволяет при малой частоте вращения коленчатого ва-
ла увеличивать площадь проходного сечения жиклера 5, в ре-
зультате чего смесь обогащается. При большой частоте
вращения коленчатого вала, когда разрежение велико, положе-
ние иглы определяется положением лапки 12. Лапка, таким
образом, ограничивает опускание иглы для любого положения *
дроссельной заслонки. В некоторых карбюраторах в компенса-
ции состава смеси помимо иглы участвует система холостого
хода.
§ 6. Вспомогательные устройства
карбюратора
Главная дозирующая система карбюратора приготовляет
смесь необходимого состава только для средних нагрузок при
установившемся режиме работы двигателя. Карбюратор,
имеющий только одну главную дозирующую систему, отрегу-
лированную на экономичную работу двигателя, не обеспечи-
вает получение максимальной мощности при полном открытии
дроссельной заслонки, надежную работу двигателя на режимах
холостого хода и принудительного холостого хода, а также его
хорошую приемистость, нормальный пуск и приемлемые пока-
затели по токсичности отработавших газов.
Для устранения указанных недостатков современные карбю-
раторы снабжают целым рядом специальных вспомогательных
устройств. Для обогащения смеси применяют обогатительные
устройства: экономайзеры, эконостаты, насосы-ускорители.
К числу устройств, обеспечивающих экономичную работу дви-
гателя с приемлемым уровнем токсических компонентов в от-
работавших газах на режимах холостого хода и принудитель-
ного холостого хода, относятся системы холостого хода,
экономайзеры принудительного холостого хода, регуляторы
разрежения и др.
57
Для облегчения пуска и прогрева холодного двигателя кар-
бюраторы оснащают различными автоматическими или по-
луавтоматическими пусковыми устройствами. Для обеспечения
нормального пуска горячего двигателя применяют пневмокла-
паны для перепуска топлива, а также клапаны разбалансирова-
ния поплавковой камеры. Кроме того, современные карбюра-
торы часто имеют ограничитель максимальной частоты
вращения коленчатого вала двигателя, а карбюраторы двигате-
лей автомобилей, работающих в высокогорных условиях, мо-
гут быть оборудованы высотными корректорами. Многока-
мерные карбюраторы снабжают устройствами, обеспечиваю-
щими нормальную работу двигателя в момент включения
в работу вторичных камер.
Экономайзер
Экономайзер карбюратора представляет собой устройство,
обогащающее горючую смесь до состава, необходимого для
получения максимальной мощности при полном открытии
дроссельной заслонки или открытии, близком к нему. С по-
мощью экономайзера расход топлива увеличивается на режи-
мах максимальной мощности и уменьшается при переходе
к средним нагрузкам, что обеспечивает, таким образом, наибо-
лее экономичную работу двигателя на средних нагрузках.
Действие экономайзера обусловлено изменением сопроти-
вления топливной системы при помощи особого клапана
(иглы), открывающегося при положении дроссельной заслонки,
близком к полному открытию. В отдельных случаях изменение
сопротивления топливной системы достигается увеличением
или уменьшением площади проходного сечения жиклера дози-
рующей иглой.
Подача дополнительного топлива производится через жи-
клер экономайзера, устанавливаемый параллельно или после-
довательно с главным жиклером.
При параллельной установке жиклера экономайзера и глав-
ного жиклера (рис. 57, а) топливо подводится в распылитель
4 при открытом с помощью рычага 5 клапане 1 экономайзера
сразу через два жиклера: главный 3 и жиклер 2 экономайзера.
В этом случае площадь сечения главного жиклера подбирают
так, чтобы на средних нагрузках, когда клапан 1 закрыт, полу-
чалась смесь экономичного состава. Через жиклер экономайзе-
I
•
Дополнительное коли-
чество топлива подают
в смесительную камеру
или через главную дози-
рующую систему, или че-
рез отдельный распыли-
тель.
Рис. 57. Схема экономай-
зера с механическим приво-
дом
58
I
•
Суммарная подача
топлива при полном от-
крывании дроссельной за-
слонки должна быть та-
кой, чтобы состав смеси
обеспечивал получение
максимальной мощности.
ра подается дополнительное количество топлива, необходимое
для обогащения смеси (около 15-20% количества топлива,
подаваемого через главный жиклер). Следовательно, площадь
сечения этого жиклера должна быть значительно меньше пло-
щади главного жиклера. Это и служит исходным условием для
определения площади проходного сечения жиклера экономай-
зера.
При перепаде давления Дрд между поплавковой камерой
и диффузором и площади проходного сечения главного жикле-
ра /д расход топлива через него (без учета компенсационной си-
стемы) GT = Цж/ж1/2Дрдрт.
Количество вытекающего топлива должно быть таким,
чтобы состав смеси отвечал экономичной регулировке, т.е.
коэффициент избытка воздуха а должен быть равным ~ 1,1.
Расход топлива через жиклер экономайзера при известной
площади его проходного сечения fQ
<?т0 = М-о/о ]/2ЛрдРт»
где ц0 - коэффициент расхода жиклера экономайзера.
При последовательной установке жиклера экономайзера
и главного жиклера (рис. 57, б) топливо из поплавковой камеры
проходит последовательно через жиклеры 2 и 3. Когда дрос-
сельная заслонка открывается полностью, клапан 1 экономай-
зера тоже открывается, и часть топлива, минуя жиклер 2, через
главный жиклер 3 поступает в распылитель 4. Сопротивление
потоку топлива уменьшается, расход топлива увеличивается,
и смесь обогащается. Жиклер экономайзера в этом случае дол-
жен иметь большую площадь проходного сечения, чем
главный, так как сопротивление его невелико. Опыты показы-
вают, что последовательная установка двух одинаковых жикле-
ров приводит к уменьшению расхода топлива приблизительно
на 20%. При таком включении жиклеров площадь сечения глав-
ного жиклера подбирают исходя из условия получения макси-
мальной мощности. Площадь сечения жиклера экономайзера
должна быть такой, чтобы при включении жиклера сопроти-
вление потоку топлива увеличивалось настолько, насколько это
необходимо для получения смеси экономичного состава.
При последовательной установке главного жиклера и жи-
клера экономайзера на преодоление сопротивления последнего
затрачивается часть общего перепада давления Дрд. Тогда ис-
течение топлива из главного жиклера будет происходить под
действием перепада Арп — Др0. Расход топлива в этом случае
= Цж./ж 2 (Дрд Лро) рт.
Расход топлива GTo через жиклер экономайзера определяют
по формуле, приведенной выше.
При закрытом клапане 1 G? — GTo (на основании неразрыв-
ности истечения). Тогда из выражений для G? и GTo имеем
д =_________Ард________
1 + [Ро/о / (Цж/ж)]2
Учитывая, что жиклеры экономайзера и главный выпол-
няют конструктивно одинаково и скорости в проходных сече-
59
ниях этих жиклеров при совместной работе также примерно
равны, можно принять р0 = рж- Тогда
Лп	АРд
Р° 1+(/о//ж)2'
После подстановки Др0 в выражение для G? получаем
Г'-„ f 1А «О //ж)2 Л п
Ст-Иж/ж|/21+(/о//ж)2 АРдРт
или, обозначив /0 /^ж = Z?,
Gj — Цж/ж
27 + ,/л<’>1’’
Расход топлива Gj должен быть таким, чтобы коэффициент
избытка воздуха соответствовал экономичной работе двигате-
ля.
Для установления зависимости площади проходного сече-
ния жиклеров экономайзера и главного от расхода топлива че-
рез них разделим одно на другое выражения для Gt и GT: к =
= G;/Gt = |/b2/(l + Ь2). Отсюда b = |Д2/(1 - к2).
Если принять, что расход топлива при включении эконо-
майзера должен уменьшиться на 15-20% (т.е. к = 0,80 0,85),
то площадь проходного сечения его жиклера будет больше
площади проходного сечения главного жиклера в 1,33-1,5 раза.
Привод клапана может быть пневматическим или механиче-
ским. Клапан 1 с пневматическим приводом (рис. 58) может от-
крываться стержнем 2 специального поршня 4. При работе на
средних нагрузках, когда дроссельная заслонка прикрыта, раз-
режение в пространстве за ней по каналу 5 передается в по-
лость над поршнем, вследствие чего он удерживается в подня-
том состоянии: клапан экономайзера закрыт. При открытии
дроссельной заслонки разрежение падает, и наступает момент,
при котором сила упругости пружины 3 оказывается больше
силы, создаваемой разрежением. Вследствие этого поршень
опускается вниз, концом стержня открывает клапан 1 и вводит
дополнительное количество топлива. Момент включения эко-
номайзера с пневматическим приводом определяется разреже-
нием за дроссельной заслонкой. Это разрежение в различных
карбюраторах автомобильных двигателей изменяется от 0,70
до 1,80 кПа и зависит от требований, предъявляемых
к автомобилю.
Отличительной особенностью рассматриваемого экономай-
зера является то, что он включается в работу не при одном
и том же положении дроссельной заслонки, а при различных,
в зависимости от частоты вращения коленчатого вала. Такой
экономайзер включается в работу тем раньше, чем меньше и,
так как при малой частоте вращения вала разрежение, необхо-
димое для включения экономайзера, создается при меньшем
открытии дроссельной заслонки. Указанная особенность эконо-
майзера с пневматическим приводом позволяет улучшить при-
емистость автомобиля. Обычно пневматический привод регу-
60
Рис. 58. Схема экономай-
зера с пневматическим при-
водом
I
•
Экономайзерами с пнев-
матическим приводом ос-
нащены карбюраторы
К-114, К-85, К-82, К-88,
К-89 и др.
Рис. 59. Изменение мощ-
ности карбюраторного дви-
гателя от степени открытия
AF дроссельной заслонки
I
Экономайзеры с меха-
ническим приводом
имеют карбюраторы К-24,
К-25, К-127, К-133, К-126Б,
К-126П и др.
Рис. 60. Схема эконоста-
та с топливным и воз-
душным жиклерами
лируют так, чтобы экономайзер начинал работать при
разрежении за дроссельной заслонкой, равном 0,6-1,0 кПа.
Такая регулировка обеспечивает работу экономайзера при по-
лностью открытой дроссельной заслонке на всех скоростных
режимах.
К недостаткам экономайзера с пневматическим приводом
следует отнести сложность конструкции и регулировки его
в процессе эксплуатации, повышенные требования к герметич-
ности карбюратора, а также зависимость количества подавае-
мого топлива от износа поршня 4.
При механическом приводе клапан экономайзера связан
с механизмом управления дроссельной заслонки. Экономайзер
с механическим приводом включается в работу при одном
и том же положении дроссельной заслонки независимо от ча-
стоты вращения коленчатого вала, хотя мощность двигателя
по мере открытия дроссельной заслонки при различных п ме-
няется по-разному. Так, например, если при и — 2000 об/мин
экономайзер включается тогда, когда мощность еще продол-
жает увеличиваться (рис. 59, кривая 1), то при п = 1000 об/мин
он начинает работать после довольно длительного периода от-
крытия дроссельной заслонки, когда мощность двигателя прак-
тически не изменяется (кривая 2).
Для использования преимуществ экономайзеров с механиче-
ским и пневматическим приводами часто их оба вводят в кар-
бюратор (карбюраторы К-21, К-82, К-84, К-88, К-89 и др.).
В этом случае экономайзер с пневматическим приводом регу-
лируют так, чтобы он, обогащая горючую смесь, не обеспечи-
вал максимальной мощности двигателя. Экономайзер с меха-
ническим приводом регулируют на мощностной состав.смеси;
он включается при работе двигателя с почти полностью откры-
той дроссельной заслонкой.
Для обеспечения простоты конструкции карбюратора эко-
номайзеры обычно не применяют в мотоциклетных карбюра-
торах, в которых обогащение смеси осуществляется дозирую-
щей топливной иглой.
Как известно, при включении экономайзера горючая смесь
обогащается, но это приводит к увеличению неполноты сгора-
ния и к повышению токсичности отработавших газов. Поэтому
для уменьшения их токсичности в карбюраторах некоторых дви-
гателей легковых автомобилей экономайзер также не применя-
ют. Необходимые динамические качества автомобиля обеспе-
чиваются соответствующим запасом мощности двигателя.
Эконостат
Эконостат, так же как экономайзер, предназначен для обо-
гащения горючей смеси на режимах максимальной мощности.
В отличие от экономайзера эконостат не имеет клапанного
устройства, поэтому время вступления его в работу зависит
только от разрежения в устье распылителя.
На рис. 60 представлена схема эконостата с воздушным
и топливным жиклерами. При полностью открытой дроссель-
ной заслонке на скоростных режимах, близких к максимально-
му, значительно возрастает разрежение в устье распылителя
1 эконостата, и топливо из поплавковой камеры через жиклер
61
4 эконостата поступает в канал 3. К топливу подмешивается
воздух, проходящий через воздушный жиклер 2, и образовав-
шаяся эмульсия поступает через распылитель 1. эконостата
в камеру, обогащая смесь.
Эконостаты применяют в карбюраторах автомобилей се-
мейства ВАЗ «Жигули», в карбюраторе К-126Н и др. Причем
в карбюраторе К-126Н одновременно используют экономайзер
и эконостат. При полном открытии дроссельных заслонок эко-
номайзер действует при работе двигателя по всей внешней ха-
рактеристике, а эконостат работает только в зоне максималь-
ной мощности.
Насос-ускоритель
При необходимости быстрого увеличения частоты враще-
ния коленчатого вала при нагрузке двигателя резко открывают
дроссельную заслонку. Практика эксплуатации карбюраторных
двигателей показывает, что резкое открытие дроссельной за-
слонки сопровождается заметным обеднением смеси. В резуль-
тате этого -повышение частоты вращения вала или нагрузки
двигателя замедляется, т.е. приемистость двигателя ухудшает-
ся. В отдельных случаях обеднение смеси может быть настоль-
ко значительным, что двигатель может перестать работать.
Резкое открытие дроссельной заслонки сопровождается уве-
личением разрежения в диффузоре карбюратора и приводит
к повышению скоростей топлива и воздуха. Скорость воздуха
растет быстрее скорости топлива, в результате чего горючая
смесь обедняется. Этому способствует также повышение давле-
ния во впускном трубопроводе, являющееся следствием увели-
чения открытия дроссельной заслонки. С повышением этого
давления ухудшается испарение топлива и увеличивается обра-
зование пленки на стенках впускного трубопровода. Такое же
действие вызывает понижение температуры смеси, происходя-
щее вследствие повышения количества поступающего воздуха.
В отдельных конструкциях карбюраторов, в которых питание
системы холостого хода производится из главной дозирующей
системы (например, карбюраторы К-25, К-25А и др.), обедне-
нию горючей смеси при резком открытии дроссельной заслон-
ки способствует недостаточное количество топлива в главной
дозирующей системе после главного жиклера.
Для предотвращения обеднения горючей смеси при резком
открытии дроссельной заслонки в карбюраторах применяют
специальное устройство-насос-ускоритель, подающее в этот
момент дополнительное количество топлива.
На рис. 61 показана схема насоса-ускорителя с механиче-
ским приводом. По такой схеме выполнены насосы-ускорители
карбюраторов К-88А, К-129В, К-84, К-127, К-126П и др. Шток
4 поршня 7, который движется в цилиндре 6, через пластину
2 и систему рычагов связан с осью 10 дроссельной заслонки 9.
Когда дроссельная заслонка закрывается, поршень поднимает-
ся и цилиндр заполняется топливом через впускной клапан 5.
Выпускной клапан 8 при этом закрыт. При резком открытии
дроссельной заслонки с помощью системы рычагов и пластины
2 сжимается пружина 3, которая толкает поршень вниз. При
62
I
•
Насосы-ускорители мо-
гут иметь механический
или пневматический при-
вод. Нередко их объеди-
няют с экономайзером.
По данным эксперимен-
тов, впрыскивание топли-
ва насосом-ускорителем
должно продолжаться в
течение 1-2 с. Для получе-
ния такой затяжной пода-
чи топлива в привод порш-
ня насоса-ускорителя ус-
танавливают пружину.
Рис. 61. Схема насоса-
ускорителя с механическим
приводом
I
•
На карбюраторах дви-
гателей семейства ВАЗ,
ЗИЛ-130Ф и ЗИЛ-1 ^уста-
новлены насосы-ускорите-
ли диафрагменного типа.
Принцип действия диа-
фрагменных ускори-
тельных насосов такой же,
как и поршневых? Преиму-
щество диафрагменных
насосов-полная гермети-
зация поплавковой ка-
меры, стабильность пода-
чи топлива.
небольшом открытии дроссельной заслонки движение поршня
под действием пружины продолжается до тех пор, пока голов-
ка штока не коснется пластины, а при большом открытии
дроссельной заслонки-пока поршень не достигнет крайнего
нижнего положения. При резком движении поршня вниз впуск-
ной клапан закрывается, а выпускной открывается, и топливо
через жиклер 1 насоса-ускорителя впрыскивается в смеситель-
ную камеру. При медленном открытии дроссельной заслонки
топливо возвращается через впускной клапан и частично через
зазор между поршнем и стенками цилиндра в поплавковую ка-
меру карбюратора.
Обеднение смеси наиболее интенсивно в начале открытия
дроссельной заслонки. Поэтому положение рычага на оси дрос-
сельной заслонки выбирают с таким расчетом, чтобы в на-
чальный период ее открытия ход поршня был наибольшим.
Явления, обусловливающие обеднение смеси при резком от-
крытии дроссельной заслонки, наиболее интенсивно про-
являются при низкой температуре окружающего воздуха.
Поэтому зимой и поздней осенью для обогащения смеси нуж-
но подавать больше топлива, что достигается присоединением
поводка к наиболее удаленному от оси дроссельной заслонки
отверстию на рычаге. При этом увеличивается ход поршня,
а следовательно, и количество впрыскиваемого топлива. /
Схема насоса-ускорителя с пневматическим приводом ана-
логична схеме экономайзера с пневматическим приводом, рас-
смотренной выше. Насосы-ускорители с таким приводом не на-
шли широкого распространения (карбюраторы К-49, К-21).
В мотоциклетных двигателях вследствие короткой выпуск-
ной трубы смесь при резком открытии дроссельной заслонки
обедняется меньше, чем в автомобильных. Поэтому в карбюра-
торах мотоциклетных двигателей насос-ускоритель можно не
устанавливать. ♦
Устройство холостого хода
Дроссельная заслонка при работе двигателя на режиме хо-
лостого хода почти полностью закрыта. Разрежение в диффу-
зоре уменьшается до нескольких десятков паскалей. Подача
топлива через распылитель главной дозирующей системы
прекращается.
Для получения смеси, обеспечивающей устойчивую работу
двигателя на режиме холостого хода (а ж 0,6), используется раз-
режение за дроссельной заслонкой, которое на этом режиме
достигает максимального значения (4 кПа и более).
На рис. 62, а и б показаны две наиболее распространенные
схемы системы холостого хода современных карбюраторов,
в которых питание производится из главной дозирующей си-
стемы после главного жиклера 13.
При работе на режиме холостого хода под действием разре-
жения в пространстве за дроссельной заслонкой топливо из
главной дозирующей системы через жиклер 1 холостого хода
по каналу 2 поступает в канал 3 и далее в канал 7. По пути
к топливу примешивается воздух, поступающий через нерегу-
63
4
Рис. 62. Схемы систем хо-
лостого хода
лируемое отверстие 6 и регулируемое 4. В результате этого
образуется эмульсия, подводимая к отверстиям 8 и 9 и через
них в смесительную камеру, в которой эмульсия подхватывает-
ся проходящим воздухом и перемешивается с ним,-образуется
горючая смесь. Отверстие 8 у карбюраторов с падающим по-
током должно быть расположено несколько выше края дрос-
сельной заслонки, а у карбюраторов с восходящим потоком—
несколько ниже. Положение дроссельной заслонки 10 на
режиме холостого хода регулируют с помощью рычага И
и упорного винта 12.
При малой частоте вращения вала на режиме холостого хо-
да, когда дроссельная заслонка почти полностью закрыта, от-
верстие 8 находится перед дроссельной заслонкой, т. е. в зоне,
где разрежение почти отсутствует. Поэтому эмульсия подается
только через отверстие 9, а через отверстие 8 поступает чистый
воздух, который примешивается к эмульсии в канале 7. Основ-
ное назначение отверстия 8 состоит в том, чтобы не допустить
переобеднения смеси в первые моменты открытия дроссельной
заслонки при переходе от малой частоты вращения холостого
хода к большой. При открытии дроссельной заслонки отвер-
стия 8 и 9 оказываются в зоне больших разрежений. Подача
воздуха через отверстие 8 прекращается. Эмульсия поступает
через отверстия 8 и 9, что обеспечивает состав смеси, необхо-
димый для плавного перехода двигателя с режима холостого
хода к работе с нагрузкой.
Для регулирования качества смеси на режиме холостого хо-
да служит регулировочный винт 5. Возможны два варианта ре-
гулирования состава смеси на режиме холостого хода. В пер-
вом случае (рис. 62, а), ввинчивая винт 5, соответственно
уменьшают или увеличивают количество воздуха, проходящего
через отверстие 4. Вследствие этого изменяется разрежение
в системе холостого хода и количество топлива, проходящего
через жиклер холостого хода. Во втором случае (рис. 62, б), ког-
да винт 5 установлен напротив отверстия 9, изменяется количе-
ство топливной эмульсии, подаваемой в смесительную камеру.
Одновременно изменяется и разрежение в системе холостого
хода.
64
Первая схема регулирования состава смеси на режиме холо-
стого хода применяется реже, так. как обеднение смеси при
малой частоте вращения вала приводит к обеднению смеси при
переходе двигателя с режима холостого хода на работу с на-
грузкой. Переобогащение же смеси при регулировании обусло-
вливает перерасход топлива, разжижение смазочного материа-
ла и т.п. Преимуществом регулирования количества подавае-
мой эмульсии является возможность регулирования состава
смеси только при малой частоте вращения вала, причем обога-
щение смеси происходит только в пределах, допускаемых про-
ходным сечением жиклера холостого хода.
Регулировочным винтом 5 и упорным винтом 12, ограничи-
вающим закрытие дроссельной заслонки при работе двигателя
на режиме холостого хода, регулируют устойчивую минималь-
ную частоту вращения холостого хода.
Наличие регулировочных винтов (упора дроссельной за-
слонки и винта регулирования качества смеси) дает возмож-
ность в эксплуатации бесконтрольно и в широких пределах из-
менять состав смеси и соответственно содержание окиси
углерода в отработавших газах. Для сужения диапазона некон-
тролируемого воздействия в конструкции карбюраторов вво-
дят предельные винты и с их помощью на заводе-изготовителе
или на станциях технического обслуживания устанавливают
предельно обогащенную смесь или предельно обедненную
смесь. Однако регулируя частоту вращения коленчатого вала
винтом упора дроссельной заслонки, можно повысить токсич-
ность отработавших газов на режиме холостого хода и на
переходных режимах.
Для устранения перечисленных недостатков в конструкцию
современных карбюраторов вводят дополнительную систему
холостого хода. Дополнительные системы включают парал-
лельно основной системе холостого хода после главного жи-
клера или выполняют с питанием непосредственно из поплав-
ковой камеры карбюратора.
На рис. 63 приведена схема карбюратора с основной и до-
полнительной системами холостого хода. Топливо в системы
холостого хода поступает из эмульсионного колодца. На стен-
Рис. 63. Схема карбюра-
тора с основной и дополни-
тельной системами холо-
стого хода
65
де завода-изготовителя винтом упора дроссельной заслонки
и винтом 7 заводской настройки для имеющихся воздушного
1 и топливного 2 жиклеров устанавливают заданный расход
воздуха и требуемое количество топлива, поступающее в за-
дроссельное пространство. После этого винт упора и винт
7 пломбируют. Для дальнейшей поднастройки карбюратора на
двигателе в условиях эксплуатации используют только винт
6 дополнительной системы. В дополнительную систему холо-
стого хода топливо поступает через жиклер 4 и эмульсируется
воздухом, прошедшим через жиклер 3. Эмульсия смешивается
с воздухом, поступающим через воздушный канал 5 большого
сечения, находящийся над закрытой дроссельной заслонкой,
и эта смесь поступает через регулируемое винтом 6 отверстие
в канал 8 системы холостого хода, а затем в пространство сме-
сительной камеры под дроссельной заслонкой. Топливный
и воздушный жиклеры и каналы системы холостого хода по-
добраны так, что объемная концентрация горючей смеси в до-
полнительной системе составляет 1:8000. Поэтому при враще-
нии винта 6 состав смеси остается неизменным, а частота
вращения коленчатого вала двигателя изменяется.
Для предотвращения самовоспламенения смеси при выклю-
ченном зажигании (калильное зажигание) и для исключения ис-
течения топлива и его паров через систему холостого хода по-
сле остановки горячего двигателя современные системы холо-
стого хода оснащают электромагнитным клапаном 9, который
при выключении зажигания перекрывает канал холостого хода.
Устройства, обеспечивающие работу
карбюратора на режиме принудительного
холостого хода
Автомобильные двигатели значительную часть времени мо-
гут работать на режимах принудительного холостого хода,
когда частота вращения коленчатого вала поддерживается за
счет кинетической энергии автомобиля (движение автомобиля
под уклон, торможение двигателем и др.). В этих случаях раз-
режение за дроссельной заслонкой превышает значения, со-
ответствующие тому же положению дроссельной заслонки на
режиме холостого хода. Вследствие критических скоростей
в системах дозирования карбюратора состав и количество сме-
си, подаваемой карбюратором при фиксированном положении
дроссельной заслонки, при возрастании частоты вращения
остаются неизменными. Это приводит к увеличению коэффи-
циента остаточных газов и уменьшению коэффициента напол-
нения. В результате состав рабочей смеси в камере сгорания
выходит за пределы воспламеняемости, происходят хлопки
в глушителе вследствие пропусков сгорания в цилиндре и вы-
брос несгоревших углеводородов в атмосферу. Кроме того,
значительно возрастает расход масла, увеличиваются дымле-
ние и нагарообразование.
Для уменьшения содержания токсических компонентов в от-
работавших газах на таких режимах работы двигателя приме-
няют разнообразные устройства. Эти устройства либо ограни-
66
Рис, 64. Экономайзер при- чивают рост разрежения во впускном трубопроводе и тем
нудительного холостого самым уменьшают подсос масла в камеру сгорания и увеличи-
хода	вают подачу горючей смеси в цилиндр, либо полностью пре-
кращают поступление топлива в цилиндр при работе двигателя
на режимах принудительного холостого хода.
К числу устройств, ограничивающих повышение разрежения
во впускном трубопроводе, относятся замедлитель закрытия
дроссельной заслонки и вакуумный регулятор положения дрос-
сельной заслонки. Неотъемлемыми элементами таких
устройств являются электронные регуляторы частоты враще-
ния и электропневмоклапаны. При работе на режиме принуди-
тельного холостого хода дроссельная заслонка не может пол-
ностью закрыться до тех пор, пока частота вращения не
достигнет значения, соответствующего режиму нормального
холостого хода.
К числу устройств, прекращающих поступление топлива
в цилиндр, относятся экономайзеры принудительного холосто-
го хода (рис. 64). Они автоматически перекрывают доступ
топлива в систему холостого хода при режиме принудительно-
го холостого хода. Экономайзер принудительного холостого
хода управляется электропневмоклапаном, который, в свою
очередь, работает под управлением электронного блока. При
пуске двигателя электронный блок 1 управления подает напря-
жение на электропневмоклапан 9, который соединяет полость
7 экономайзера с полостью впускного Трубопровода 5. Под
действием разрежения во впускном трубопроводе диафрагма
6 экономайзера отводит клапан 5 и открывает отверстие 4 си-
стемы холостого хода. В это же время микропереключатель
2 при открытии дроссельной заслонки 3 подает напряжение на
электропневмоклапан. Когда частота вращения вала двигателя
достигнет 1500-1600 об/мин, электронный блок 1 отключается,
но электропневмоклапан остается включенным, так как на него
подано напряжение через микропереключатель.
На режиме принудительного холостого хода при резком за-
крытии дроссельной заслонки микропереключатель 2 снимает
67
напряжение с электропневмоклапана. При этом электропневмо-
клапан разобщает полость 7 экономайзера со впускным трубо-
проводом и соединяет ее с атмосферой через вентиляционный
штуцер. Клапан 5 закрывает отверстие 4 системы холостого
хода, отключая подачу топливной смеси в двигатель. Если ча-
стота вращения вала двигателя уменьшится до частоты враще-
ния самостоятельного холостого хода, электронный блок упра-
вления подает напряжение на электропневмоклапан, который
вновь сообщает полость 7 экономайзера со впускным трубо-
проводом, и регулировочная игла открывает отверстие си-
стемы холостого хода.
При выключении зажигания подача тока через обмотку
электропневмоклапана прекращается, и клапан экономайзера
закрывается, предотвращая работу двигателя с самовоспламе-
нением, а также попадание паров топлива в двигатель.
Применение системы
экономайзера принуди-
тельного холостого хо-
да позволяет на 10-15%
повысить экономичность
и уменьшить токсичность
отработавших газов.
Пусковые устройства
Во время пуска двигателя частота вращения коленчатого
вала мала. Поэтому скорость воздуха во впускном трубопрово-
де в 8—10 раз меньше, чем на режимах холостого хода, и топли-
во, вытекающее из распылителя, плохо распыливается. В ре-
зультате плохого распиливания и отсутствия подогрева топ-
лива от стенок значительное количество его оседает на стенки
трубопровода в виде жидкой пленки. При этом смесь, посту-
пающая в цилиндр, получается чрезвычайно бедной, и пуск
двигателя затрудняется.
Для обеспечения надежного пуска двигателя необходимо
в цилиндры двигателя подавать сильно обогащенную горючую
смесь. Например, для облегчения пуска двигателя в холодную
погоду требуется горючая смесь с а — 0,05 4- 0,07. Такой состав
смеси существенно ниже пределов воспламеняемости, и из все-
го топлива только легкие фракции испаряются во впускной си-
стеме и сгорают в цилиндре, а большая часть топлива вы-
брасывается в атмосферу несгоревшим.
Наиболее распространенным пусковым устройством являет-
ся воздушная заслонка, снабженная автоматическим клапаном
2, которую устанавливают в приемном патрубке карбюратора
(рис. 65). Во время пуска двигателя воздушную заслонку 1 за-
крывают. Вследствие этого разрежение в диффузоре карбюра-
тора резко возрастает, увеличивается количество топлива, вы-
текающего через распылители, и горючая смесь обогащается.
Изменяя силу натяжения пружины автоматического клапана,
регулируют разрежение в диффузоре, при котором открывается
клапан и обеспечивается приготовление смеси нужного состава.
При пуске двигателя дроссельная заслонка должна быть не-
много приоткрыта, поэтому обычно оси воздушной и дроссель-
ной заслонок соединены системой тяг и рычагов, согласующи-
ми требуемые положения заслонок на режиме пуска.
После пуска двигателя горючая смесь на режиме прогрева
должна иметь состав, близкий к пределу воспламеняемости
(а = 0,35 4- 0,45). Если после пуска двигателя не приоткрыть
воздушную заслонку 1, то количество воздуха, проходящего че-
рез автоматический клапан 2, будет недостаточно для обедне-
I
В период пуска холодно-
го двигателя только 5-10%
подаваемого в цилиндры
топлива участвует в про-
цессе сгорания.
।
Рис. 65. Воздушная за-
слонка с клапанным
устройством
68
Рис. 66. Полуавтоматиче-
ское устройство пуска
и прогрева
ния смеси. Поэтому у многих карбюраторов ось воздушной за-
слонки смещена относительно оси симметрии заслонки, что
приводит к автоматическому открытию заслонки при увеличе-
нии частоты вращения вала двигателя после его пуска в связи
с ростом напора воздуха.
В некоторых конструкциях карбюраторов автоматическое
приоткрывание воздушной заслонки на требуемый угол при
прогреве обеспечивается телескопическим устройством с упру-
гим элементом и трехплечим рычагом с фасонными прорезями.
Иногда это устройство дополняется диафрагменным механиз-
мом, который в зависимости от разрежения за карбюратором
устанавливает воздушную заслонку в соответствии с режимом
работы двигателя.
На рис. 66 приведена схема полуавтоматического пускового
устройства двухкамерных карбюраторов автомобилей семей-
ства ВАЗ «Жигули». При вытягивании кнопки привода воз-
душной заслонки трос, прикрепленный винтом 5, поворачивает
трехплечий рычаг 4 вокруг его оси, что приводит при помощи
тяги 3, рычагов 1 и 2 к открытию дроссельной заслонки 15 ос-
новной камеры карбюратора. Между дроссельной заслонкой 15
и стенками смесительной камеры образуется щель шириной
0,8—0,9 мм. Одновременно телескопическая тяга 8 через рычаг
7 закрывает воздушную заслонку 6. Ось тяги 9, перемещаясь
в прорези штока 10 диафрагменного устройства, занимает
крайнее левое положение. При прокручивании вала двигателя
стартером в основной камере карбюратора создается разреже-
69
ние, и топливо через систему холостого хода и распылитель
Тлавной дозирующей системы начинает поступать в смеситель-
ную камеру.
После пуска двигателя при достижении малой частоты вра-
щения разрежение из задроссельного пространства 16 передает-
ся через канал 14 в полость 13. Под действием этого разреже-
ния диафрагма 11, ход которой регулируется винтом 12,
перемещает шток 10 вправо и при помощи тяги 9 приоткры-
вает воздушную заслонку, образуя между ней и стенками ка-
меры щель шириной 7 мм, через которую поступает большее
количество воздуха. Пружина телескопической тяги дает воз-
можность воздушной заслонке занимать промежуточное поло-
жение в зависимости от разрежения в задроссельном простран-
стве. По мере прогрева двигателя водитель вручную (кнопкой)
из салона автомобиля открывает воздушную заслонку, обедняя
смесь.
Для исключения участия водителя в операции пуска и про-
грева двигателя в современных конструциях карбюраторов
применяют автоматические устройства пуска и прогрева.
В этих устройствах для автоматического перемещения воздуш-
ной заслонки по мере прогрева двигателя применяют раз-
личные термосиловые устройства, которые действуют вслед-
ствие подогрева их жидкостью системы охлаждения, отрабо-
тавшими газами или электрическим током.
В карбюраторе К-85 и других в качестве термореагирующе-
го силового элемента применяют биметаллическую спираль,
одним концом жестко закрепленную в корпусе, а другим-на
оси воздушной заслонки. В холодном состоянии спираль под-
держивает заслонку в закрытом положении. При прогреве дви-
гателя и спирали сила ее воздействия на ось заслонки умень-
шается, и воздушная заслонка приоткрывается. При установле-
нии нормального температурного режима воздушная заслонка
открывается полностью. В таких устройствах воздушную за-
слонку устанавливают с эксцентриситетом, что позволяет воз-
душному потоку приоткрывать ее.
Схема автоматического устройства пуска и прогрева, разра-
ботанного для карбюраторов двигателей автомобилей семей-
ства ВАЗ «Жигули», показана на рис. 67. Это устройство отли-
чается от приведенного на рис. 66 полуавтоматического
устройства наличием термосилового элемента 1, обогреваемо-
го охлаждающей двигатель жидкостью. При прогреве двигате-
ля и постепенном нагревании термосилового элемента объем
наполнителя последнего увеличивается, и элемент, воздействуя
через тягу 2 и рычаг 4 на воздушную заслонку 5, открывает ее.
Одновременно с этим дроссельная заслонка 6 при помощи си-
стемы фигурных рычагов прикрывается. ПрЬграмма открытия
воздушной заслонки определяется выбором характеристик на-
полнителя термосилового элемента.
В отдельных карбюраторах для приготовления смеси нуж-
ного состава при пуске двигателя применяют пусковой карбю-
ратор, который встраивают в основной. Пусковой карбюратор
работает автономно, для чего его оснащают соответствующи-
ми дозирующими системами и приводами. Преимуществом пу-
скового карбюратора является возможность уменьшения вы-
I
В качестве термоси-
ловых элементов приме-
няют твердые и жидкие на-
полнители, например, це-
резин, парафин, канифоль,
озокерит и др.
70
3
2
Рис. 67. Автоматическое
устройство пуска и прог-
рева:
1 ~ термосиловой элемент;
2-тяга; 3- ось воздушной за-
слонки; 4-рычаг; 5-воздуш-
ная заслонка; б-дроссельная
заслонка; 7-канал; 8-по-
лость диафрагменного меха-
низма
соты карбюратора (нет воздушной заслонки). Недостаток
системы с пусковым карбюратором-относительная сложность.
В связи с увеличением в бензинах количества легких фрак-
ций и значительным форсированием двигателей возникла про-
блема пуска горячего двигателя. Плохой пуск горячего двига-
теля обусловлен переобеднением или переобогащением смеси.
Пиреобеднение смеси может быть вызвано перебоями или
прекращением подачи топлива в поплавковую камеру бензона-
сосом вследствие образования паровых пробок в бензонасосе
и топливной магистрали. Для устранения причин, затрудняю-
При пуске прогретого
двигателя нарушения про-
цесса сгорания обусло-
влены чрезмерным обога-
щением горючей смеси
вследствие интенсивного
испарения топлива во
впускном тракте и в по-
плавковой камере карбю-
ратора.
щих пуск горячего двигателя вследствие переобеднения смеси,
применяют насос с электрическим приводом, расположенный
непосредственно в бензобаке (утопленного типа); используют
топливопроводы, изготовленные из материалов с низким коэф-
фициентом теплопроводности; защищают топливные маги-
страли от нагрева экранами; увеличивают подачу топливопод-
качивающих насосов и применяют системы перепуска топлива
из магистрали после бензонасоса обратно в топливный бак.
Переобогащение смеси может быть обусловлено наличием
излишнего количества паров бензина в поплавковой камере,
паровых пузырей в дозирующих системах и присутствием бен-
зовоздушной смеси в тракте карбюратора. Излишнее испаре-
ние топлива в поплавковой камере происходит вследствие на-
грева топлива в поплавковой камере после останова двигателя.
Для ограничения подогрева топлива следует обеспечить тепло-
вую изоляцию карбюратора от нагретых элементов двигателя
(экраны, теплоизоляционные прокладки между карбюратором
и впускным трубопроводом).
Наиболее эффективным средством улучшения пусковых ка-
честв карбюратора при пуске горячего двигателя является вен-
тиляция поплавковой камеры. Все современные карбюраторы
71
оснащены клапанами разбалансировки, которые включаются
либо механически при опускании педали управления дроссель-
ной заслонкой, либо электрически при выключении системы за-
жигания (карбюраторы К-127, К-129В, ВАЗ-2101 и др.).
В отдельных конструкциях карбюраторов применяют
двойные клапаны разбалансировки, которые при работе двига-
теля открывают балансировочный канал, соединяющий по-
плавковую камеру с приемной горловиной карбюратора. При
отпускании педали управления дроссельной заслонкой баланси-
ровочный канал перекрывается и открывается канал системы
наружной вентиляции поплавковой камеры. Поскольку выброс
паров бензина в атмосферу не разрешается, в систему наруж-
ной вентиляции включают адсорбирующие устройства.
Высотный корректор
Автотракторные двигатели, эксплуатируемые в высоко-
горных районах, а также авиационные двигатели работают на
разной высоте над уровнем моря. С подъемом на высоту на-
блюдается уменьшение мощности, повышение расхода топ-
лива, а также сокращается срок службы двигателя. Причиной
этого является уменьшение плотности воздуха и вызванное
этим понижение его массового расхода и переобогащение сме-
си. При неизменной регулировке карбюратора коэффициент из-
бытка воздуха изменяется с высотой согласно зависимости
” % ]/ркН !Рко j
где а0, рк0, ан и ркн~ коэффициенты избытка и плотности воз-
*духа соответственно на уровне моря (Н = 0) и на высоте Н.
Как показывают опыты, при подъеме на каждые 1000 м
смесь обогащается в среднем на 5-6% (рис. 68, кривая 1),
а мощность двигателя снижается примерно на 10% (рис. 69).
Одновременно установлено, что с увеличением высоты над
уровнем моря необходимо несколько меньшее обогащение го-
рючей смеси, чем то, которое обеспечивает обычный карбюра-
тор (рис. 68, кривая 2). Компенсировать потерю мощности дви-
гателя с подъемом на высоту можно различными способами:
применением наддува, увеличением степени сжатия, измене-
нием угла опережения зажигания и регулировок карбюратора.
Для предотвращения чрезмерного обогащения смеси кар-
бюраторы двигателей, работающих на различных высотах над
уровнем моря, оснащают специальными высотными корректо-
рами состава смеси. Высотные корректоры выполняют автома-
тическими или с ручным управлением. При изменении высоты
над уровнем моря состав смеси, приготовляемой карбюрато-
ром, корректируют следующими способами: 1) уменьшением
разрежения в диффузоре у распылителя; 2) изменением площа-
ди проходного сечения главного жиклера; 3) изменением разре-
жения в главной дозирующей системе; 4) изменением давления
в поплавковой камере.
На рис. 70 показана схема высотного корректора с ручным
управлением. Корректор состоит из клапана 1, изготовленного
как одно целое с зубчатой рейкой и перемещающегося по на-
Рис. 68. Зависимость коэф-
фициента избытка воздуха
а от высоты Н над уровнем
моря:
1 - фактического;	2 - опти-
мального
Рис. 69. Зависимость мощ-
ности двигателя от высоты
над уровнем моря
I
»
Применение высотных
корректоров улучшает
экономичность и повы-
шает мощность двигателя.
72
Рис. 70. Высотный кор-
ректор с ручным управле-
нием
I
•
Недостаток высотных
корректоров с ручным
управлением - необходи-
мость перемещения рыча-
га управления вручную
при изменении высоты.
правляющему стержню 3, и шестерни 2. Водитель включает
корректор с помощью рычажной передачи, поворачивающей
шестерню 2, находящуюся в зацеплении с рейкой. Клапан 1 от-
крывается, и часть воздуха через открытый клапан поступает
в смесительную камеру, минуя диффузор. Вследствие этого
разрежение в диффузоре уменьшается, и обогащение смеси
с подъемом на высоту замедляется. Преимуществом рассмо-
тренного корректора является простота его конструкции и воз-
можность осуществления экономичной дозировки топлива при
нормальных условиях. По этому принципу работают коррек-
торы, устанавливаемые на двигателях автомобилей семейства
ГАЗ и УАЗ, предназначенных для работы в высокогорных
условиях.
Более эффективными являются корректоры, автоматически
меняющие состав смеси при изменении высоты. Примером та-
кого корректора является корректор карбюратора «Солеке»
(рис. 71), работающий по принципу изменения площади про-
ходного сечения главного жиклера. Регулирование осущест-
вляется профилированной иглой 4, связанной механически
с сильфонным устройством 6, помещенным в корпусе 5. Игла
4 профилированной частью входит в главный жиклер 3. При
изменении наружного давления сильфон деформируется и пере-
мещает иглу, изменяя площадь проходного сечения главного
жиклера и тем самым состав смеси. Карбюраторы, выпол-
ненные по этой схеме, снабжены двумя топливными жиклерами
и распылителем 1. Жиклер 2 имеет постоянное сечение, а изме-
нением площади сечения жиклера 3 осуществляют регулирова-
ние состава смеси на всех режимах работы карбюратора. При
полном закрытии жиклера 2 достигается максимальное обедне-
ние смеси. Недостатками этой схемы является сложность изго-
товления профилированной иглы и нарушение с течением
времени регулировок карбюратора.
Схемы высотных корректоров, работающих по принципу
изменения разрежения в главной дозирующей системе, приве-
Рис. 71. Автоматический
высотный корректор с из-
меняемой площадью про-
ходного сечения главного
жиклера
73
Рис. 72. Высотные кор-
ректоры с изменяемым раз-
режением в главной дози-
рующей системе:
1 -распылитель;	2 - воз-
душный жиклер с постоянным
сечением; 3-воздушный жи-
клер с регулируемым сече-
нием; 4 - игла; 5 - главный то-
пливный жиклер
дены на рис. 72. Возможны два способа обеднения смеси в кор-
ректорах такого типа: снижение разрежения в эмульсионном
колодце (рис. 72, а) и уменьшение разрежения в распылителе
(рис. 72, б). При изменении атмосферного давления воздушный
жиклер 3 с регулируемым иглой 4 проходным сечением откры-
вается, обедняя тем самым смесь. Площадь сечения жиклера
2 постоянна и подобрана из условия обеспечения оптимального
состава смеси на обычной высоте. Второй воздушный жиклер
3 в нормальных условиях закрыт. Основным недостатком рас-
смотренных схем является сложность изготовления профилиро-
ванной иглы 4.
Способ корректирования состава смеси изменением давле-
ния в поплавковой камере широко применяют в авиационных
карбюраторах (карбюраторы К-105, АК-63, «Стромберг» и др.).
Корректоры, выполненные по этой схеме, не обеспечивают рав-
номерного регулирования состава смеси на всех режимах ра-
боты двигателя.
Если автомобиль эксплуатируется в высокогорной местно-
сти временно, то для повышения экономичности можно ис-
пользовать такие мероприятия, как установка топливных жи-
клеров с уменьшенной пропускной способностью А отключение
экономайзера на высотах свыше 1000 м. Первое мероприятие
позволяет снизить расход топлива на 5-10%, а второе-на
10-15% при одновременном улучшении динамики автомобиля.
§ 7.	Многокамерные карбюраторы
Один карбюратор, установленный на современный много-
цилиндровый двигатель, не обеспечит высоких экономических
и мощностных показателей автомобиля. Это обусловлено не-
возможностью достижения хорошего распиливания топлива
при работе двигателя во всем диапазоне скоростных и нагру-
зочных режимов, а также неравномерностью состава и количе-
ства смеси, поступающей в отдельные цилиндры. В однокамер-
ном карбюраторе хорошее распыливание топлива обеспечи-
74
Для устранения недо-
статков однокамерных
карбюраторов на неко-
торых двигателях устана-
вливают несколько одно-
камерных или один много-
камерный карбюратор.
Во всех карбюраторах
с последовательным
включением камер основ-
ная камера отрегулирова-
на на приготовление обед-
ненной смеси.
Рис. 73. Схема механиче-
ского привода дроссельной
заслонки дополнительной
камеры
вается только в сравнительно узком Диапазоне изменения
скорости воздуха в диффузоре.
Многокамерные карбюраторы выполняют с параллельным
и последовательным включением камер в работу. В карбюра-
торах с параллельным включением камер каждая камера пи-
тает свою группу цилиндров (карбюраторы К-126Б, К-88А
и др.). Дроссельные заслонки камер таких карбюраторов
имеют синхронное управление. При установке двухкамерного
карбюратора с параллельным включением камер топливо рас-
пределяется по цилиндрам более равномерно и несколько рас-
ширяется диапазон режимов работы, при котором обеспечи-
вается хорошее распыливание. Однако качество распиливания
топлива при использовании многокамерных карбюраторов
такое же, как и при установке двух однокамерных.
Большое распространение получили двухкамерные карбю-
раторы с последовательным включением камер в работу (кар-
бюраторы К-126Н, К-126П, ВАЗ-2101 и др.). На восьмицилин-
дровых V-образных двигателях иногда устанавливают четырех-
камерные карбюраторы, которые представляют собой два
соединенных карбюратора с последовательным включением ка-
мер, каждая из которых питает свою группу цилиндров (кар-
бюратор К-114).
В двухкамерных карбюраторах основная (первичная) камера
обеспечивает работу двигателя на режиме холостого хода при
малых и средних нагрузках. Дополнительная (вторичная) каме-
ра включается при переходе к работе с полной нагрузкой. Обы-
чно дополнительная камера начинает работать при открытии
дроссельной заслонки основной камеры на 55-70%. Полное же
включение в работу основной и дополнительной камер осу-
ществляется одновременно.
Основные камеры, как правило, имеют меньшее проходное
сечение и более высокие скорости воздуха в диффузоре. Они
оборудованы всеми системами, которые имеются в однока-
мерных карбюраторах (главная дозирующая система, насос-
ускоритель, экономайзер, эконостат, система холостого хода,
автоматическое устройство пуска и прогрева и др.). Дозирую-
щие элементы основной камеры регулируют с особой тщатель-
ностью, так как работа этой камеры определяет в основном
токсичность отработавших газов и экономичность работы
двигателя.
Дополнительную камеру регулируют на обогащенную
смесь, что позволяет улучшить динамику автомобиля без за-
метного ухудшения топливной экономичности. Дополнитель-
ная камера имеет главную дозирующую систему, переходную
систему, обогащающую смесь в момент включения дополни-
тельной камеры, а иногда экономайзер и эконостат.
Дроссельные заслонки дополнительных камер имеют меха-
нический и пневматический приводы. На рис. 73 показан ры-
чажный механизм, связывающий дроссельные заслонки 1 и
4 основной и дополнительной камер карбюратора К-114 при
помощи кулисы 3 и тяги 2. Привод дроссельной заслонки ос-
новной камеры осуществляется рычагом 5. Момент вступления
дополнительной камеры в работу определяется геометрически-
ми параметрами кулисы и тяги.
75
Рнс. 74. Схема пневмати-
ческого привода дроссель-
ной заслонки дополнитель-
ной камеры
Пневматический привод дроссельной заслонки дополни-
тельной камеры (рис. 74) происходит при помощи диафрагмен-
ного механизма, верхняя полость которого соединена каналами
с полостями диффузоров основной и дополнительной камер че-
рез жиклеры 7 и 8, а нижняя полость-с атмосферой. Под воз-
действием разрежения в диффузорах диафрагма 1 перемещает-
ся и воздействует на шток 6 и систему рычагов 2, 4, 5,
связанных с дроссельной заслонкой 3 дополнительной камеры.
Пневмопривод по мере изменения скоростного режима работы
двигателя изменяет положение дроссельной заслонки 3 допол-
нительной камеры. При полном открытии дроссельной заслон-
ки основной камеры и увеличении нагрузки частота вращения
коленчатого вала уменьшается, вызывая снижение разрежения
в диффузорах. Диафрагма под действием пружины переме-
щается вниз, и дроссельная заслонка 3 дополнительной камеры
закрывается, что обусловливает повышение скорости потока
воздуха через основную камеру и улучшение в результате этого
распыливания топлива.
При резком закрытии дроссельной заслонки основной ка-
меры рычаг 2 блокировки при помощи рычага 5 закрывает
дроссельную заслонку дополнительной камеры, предотвращая
увеличение частоты вращения вала двигателя.
Вступление в работу дополнительной камеры вызывает ре-
зкое переобеднение горючей смеси вследствие раздвоения пото-
ка воздуха и последующего уменьшения скорости его в диффу-
зоре основной камеры, а также недостаточно эффективного
обогащения смеси в дополнительной камере. В работе двигате-
ля возникают «провалы», вызывающие толчки в трансмиссии
и вспышки во впускной системе. Провал в работе двигателя
в момент включения дополнительной камеры обычно устра-
I
4
Соединение полости над
диафрагмой с диффузора-
ми основной и дополни-
тельной камер исключает
возникновение автоколе-
баний механизма пневмо-
привода.
Рис. 75. Схема карбюра-
тора двигателя автомобиля
ВАЗ-2105 «Жигули»:
1 - рычаг насоса-ускорителя;
2-винт регулировки насоса-
ускорителя; 3-пробка обрат-
ного клапана; 4 и 57-про-
кладки; 5-поплавковая ка-
мера; б-топливный жиклер
переходной системы допол-
нительной камеры; 7 и 9-со-
ответственно воздушный и
топливный жиклеры эконо-
стата; 8 -воздушный жиклер
переходной системы; 10 и
14 - соответственно воздуш-
ный жиклер и распылитель
главной дозирующей систе-
мы дополнительной камеры;
11 и 12-соответственно
эмульсионный жиклер и рас-
пылитель эконостата; 13-
крышка карбюратора; 15-
малый диффузор дополни-
тельной камеры; 16 и 17-со-
ответственно винт-клапан и
распылитель насоса-ускори-
теля; 18 - малый диффузор ос-
новной камеры; 19 -воздуш-
ная заслонка; 20 -соедини-
тельная втулка; 21 -воздуш-
ный жиклер главной дози-
рующей системы основной
камеры; 22-воздушный жик-
лер пускового устройства;
23-тяга воздушной заслон-
ки; 24 и 25-соответственно
корпус и шток пускового
76
устройства; 26 и 27-соот-
ветственно диафрагма и ре-
гулировочный винт пусково-
го устройства; 28-канал сис-
темы холостого хода; 29-
седло игольчатого клапана;
30-игольчатый клапан; 31-
штуцер подвода топлива;
32 -топливный фильтр; 33-
кронштейн поплавка с упо-
ром и язычком; 34 -шарик
демпфера игольчатого клапа-
на; 35-поплавок; 36 и 37-
соответственно топливный и
воздушный жиклеры системы
холостого хода; 38 и 39-со-
ответственно главный топ-
ливный жиклер и эмульси-
онная трубка основной ка-
меры; 40-пневмоклапан; 41 -
шланг к впускному трубо-
проводу; 42-шланг, соеди-
няющий пневмоклапан с по-
лостью экономайзера прину-
дительного холостого хода;
43 - регулировочный винт ка-
чества смеси системы холо-
стого хода; 44-игла эконо-
майзера принудительного хо-
лостого хода; 45-регулиро-
вочный винт системы холо-
стого хода; 46-седло иглы
экономайзера; 47-канал сис-
темы холостого хода; 48-от-
верстия системы холостого
хода; 49 и 53 -дроссельные
заслонки соответственно ос-
новной и дополнительной ка-
мер; 50 и 52 - соответствен-
няют дополнительной подачей топлива, которую осущест-
вляют переходные системы, а также специально отрегулиро-
ванные насосы-ускорители, интенсивно впрыскивающие топли-
во в момент включения дополнительной камеры в работу.
Пневмопривод заслонки дополнительной камеры обеспечивает
ее плавное включение, что ограничивает обеднение смеси.
§ 8.	Общая схема карбюратора
Общую схему карбюратора рассмотрим на примере карбю-
ратора ВАЗ-2105 (рис. 75), устанавливаемого на двигателе авто-
мобиля ВАЗ-2105 «Жигули».
Карбюратор двухкамерный, с падающим потоком, выпол-
нен по классической схеме с пневматическим торможением по-
тока топлива. Дроссельная заслонка 49 основной (первичной)
камеры 50 открывается при нажатии на педаль управления за-
слонкой, а заелонка 53 дополнительной (вторичной) камеры 52
открывается от пневмопривода автоматически. Карбюратор
имеет сбалансированную поплавковую камеру, две главные до-
зирующие системы, диафрагменное пусковое устройство,
облегчающее пуск холодного двигателя, эконостат с пневмо-
приводом, диафрагменный насос-ускоритель с механическим
приводом, систему холостого хода, экономайзер принудитель-
ного холостого хода, переходную систему.
Карбюратор состоит из трех основных частей, выполненных
но основная и дополнитель-
ная смесительные камеры;
51 -корпус поплавковой ка-
меры; 54-отверстия переход-
ной системы; 55-корпус
дроссельных заслонок; 56-
втулка каналов переходной
системы; 58 и 60-соответ-
ственно эмульсионная труб-
ка и главный жиклер до-
полнительной камеры; 59-
канал насоса-ускорителя; 61-
63-соответственно впускной
клапан, перепускной жиклер
и диафрагма насоса-ускори-
из цинкового сплава методом литья под давлением: крышки
13, корпуса 51 поплавковой камеры и корпуса 55 дроссельных
заслонок. Между этими частями расположены прокладки 4
и 57.
В крышке имеются два разделенных канала основной и до-
полнительной камер, воздушная заслонка основной камеры
с пусковым устройством, игольчатый запорный клапан подачи
топлива и фильтр. В корпусе 51 поплавковой камеры устано-
влены все основные дозирующие элементы-жиклеры, эмуль-
77
сионные трубки 39 и 58, малые съемные диффузоры 15 и 18, от-
литые вместе с распылителями, а также диафрагменный
насос-ускоритель с распылителем 17. В корпусе дроссельных
заслонок находятся заслонки 49 и 53 основной и дополнитель-
ной камер, винты 45 и 43 регулировки холостого хода. На оси
заслонки 49 основной камеры расположен золотник вентиля-
ций картера. На корпусе дроссельных заслонок крепится эконо-
майзер принудительного холостого хода.
Топливо в карбюратор (в поплавковую камеру) подается
бензиновым насосом через штуцер 31, фильтр 32 и игольчатый
клапан 30. Шарик 34 демпфера игольчатого клапана обеспечи-
вает постоянный уровень топлива в камере. Регулировка уров-
ня топлива в камере достигается отгибанием язычка поплавка
35. Для ограничения хода поплавка служит кронштейн 33
с упором.
Главные дозирующие системы включают в себя топливные
жиклеры 38 и 60, эмульсионные колодцы с эмульсионными
трубками 39 и 58, воздушные жиклеры 10 и 21, малые диф-
фузоры 15 и 18 с распылителями главных дозирующих сис-
тем.
Главная дозирующая система основной камеры 50 обеспе-
чивает работу двигателя в широком диапазоне режимов. При
нажатии на педаль управления дроссельной заслонкой откры-
вается заслонка 49 основной камеры, разрежение в распылите-
ле увеличивается, топливо в эмульсионном колодце поднимает-
ся и при достижении нижнего ряда отверстий эмульсионной
трубки 39 захватывается воздухом, поступающим из эмуль-
сионной трубки через воздушный жиклер 21, и направляется че-
рез распылитель в диффузор.
Главная дозирующая система дополнительной камеры в от-
личие от основной работает при открытии дроссельной заслон-
ки дополнительной камеры пневмоприводом. Верхняя полость
диафрагменного механизма пневмопривода соединяется воз-
душными каналами с узкой частью больших диффузоров ос-
новной и дополнительной камер через жиклеры пневмопри-
вода.
При увеличении разрежения в больших диффузорах основ-
ной и дополнительной камер диафрагма, преодолевая усилие
пружины, перемещает шток пневмопривода и при помощи ры-
чагов открывает дроссельную заслонку дополнительной ка-
меры. Топливо через главный топливный жиклер 60 и эмуль-
сионный колодец вместе с воздухом из воздушного жиклера 10
поступает в распылитель и смесительную камеру.
Пневмопривод плавно включает главную дозирующую си-
стему и автоматически регулирует положение заслонки в зави-
симости от скоростного режима работы двигателя. При пол-
ном открытии дроссельной заслонки основной камеры
с увеличением нагрузки частота вращения коленчатого вала
двигателя, а следовательно, и разрежение в камерах умень-
шаются, заслонка дополнительной камеры прикрывается. Ос-
новной поток воздуха будет проходить через основную смеси-
тельную камеру, улучшая распыливание топлива.
При резком опускании педали управления дроссельной за-
слонкой заслонка основной камеры закрывается, и рычаг
принудительно закрывает дроссельную заслонку дополнитель-
78
*
Современные карбюра-
торы обеспечивают дози-
рование топлива с точ-
ностью ± 1,5%. Повыше-
ние точности дозирования
достигают увеличением
точности изготовления ка-
либрованных элементов
карбюратора, его регули-
рования и контроля.
I
Перепускной жиклер
подбирают таким обра-
зом, чтобы при плавном
открытии дроссельной за-
слонки все топливо пере-
пускалось в поплавковую
камеру.
ной камеры, предотвращая увеличение частоты вращения
в этот момент.
Возможность возникновения автоколебаний механизма
пневмопривода ограничена вследствие соединения полости над
диафрагмой с диффузорами дополнительной и основной камер.
Отсутствие «провалов» в работе двигателя в начале открытия
дроссельной заслонки дополнительной камеры обеспечивает
переходная система. В момент начала открытия заслонки 53
в отверстиях 54 создается разрежение, и топливо из эмульсион-
ного колодца через топливный канал, топливный жиклер
6 переходной системы, смешиваясь с воздухом из жиклера 8,
поступает по эмульсионному каналу в отверстия 54, обогащая
горючую смесь.
Эконостат, имеющий независимое питание из поплавковой
камеры, соединен с дополнительной смесительной камерой
и вступает в работу при полностью открытых дроссельных за-
слонках при работе двигателя на скоростных режимах, близких
к максимальным.
При открытых дроссельных заслонках значительно возра-
стает разрежение в малом диффузоре и распылителе 12 эконо-
стата. Топливо из поплавковой камеры 5 поступает по каналу
через жиклер 9 эконостата в каналы крышки поплавковой ка-
меры. Через воздушный жиклер 7 эконостата к топливу подме-
шивается воздух. Далее эмульсия поступает по каналу через
эмульсионный жиклер 11 эконостата в распылитель 12 и диф-
фузор 15, обогащая горючую смесь.
Насос-ускоритель диафрагменного типа приводится от ку-
лачка на оси дроссельной заслонки основной камеры. Насос
установлен около поплавковой камеры на вертикальном флан-
це. При резком открытии дроссельной заслонки 49 кулачок на-
жимает на рычаг 1 и через пружину в толкателе действует на
диафрагму 63, преодолевая сопротивление возвратной пру-
жины. Диафрагма подает топливо по топливному каналу 59,
и оно впрыскивается через распылитель в основную камеру.
Часть топлива перепускается через перепускной жиклер 62
обратно в поплавковую камеру. При обратном ходе диа-
фрагмы под действием возвратной пружины топливо из по-
плавковой камеры засасывается через жиклер 62 и впускной
клапан 61 в насос-ускоритель. Профиль кулачка обеспечивает
двойное впрыскивание; второе впрыскивание совпадает с нача-
лом открытия дроссельной заслонки дополнительной каме-
ры.
Система холостого хода включает в себя топливный
и эмульсионный каналы, жиклеры 36 и 37, экономайзер с иглой
44, регулировочные винты 43 и 45, пневмоклапан 40, соеди-
ненный воздушными шлангами с экономайзером и впускным
трубопроводом.
При работе двигателя на режиме холостого хода дроссель-
ная заслонка 49 основной камеры прикрыта, отверстия 48 рас-
полагаются выше заслонки, пневмоклапан 40 с электронным
управлением открыт, разрежение из впускного трубопровода
передается в полость диафрагмы экономайзера. Регулируемое
сечение канала 47 под действием диафрагмы экономайзера от-
крыто. Разрежение за дроссельной заслонкой 49 передается че-
рез это отверстие по эмульсионным каналам к топливному жи-
79
клеру 36 системы холостого хода. Топливо под действием
разрежения вытекает через топливный жиклер, смешивается
с воздухом, поступающим через воздушный жиклер 37 системы
холостого хода, проходит по эмульсионному каналу, где к не-
му вновь подмешивается воздух через отверстия 48, Далее
эмульсия попадает под регулировочный винт 45 качества сме-
си, под иглу 44 экономайзера и за дроссельную заслонку. Часть
эмульсии поступает через жиклер по каналу, минуя винт каче-
ства смеси, в результате чего уменьшается чувствительность
регулировки винта качества и облегчается процесс регулировки
холостого хода. Наличие отверстий 48 обусловливает отсут-
ствие провалов в работе двигателя в момент открытия дрос-
сельной заслонки, когда через них также поступает эмульсия.
Экономайзер принудительного холостого хода отключает по-
дачу топлива при работе двигателя на режиме принудительно-
го холостого хода, исключая выбросы в атмосферу окиси угле-
рода и углеводородов.
При открытии дроссельной заслонки основной камеры ры-
чаг привода освобождает рычажок микропереключателя, ко-
торый подает напряжение на пневмоклапан. Одновременно на-
пряжение на пневмоклапан подает и электронный блок
управления. При достижении двигателем 1600-1680 об/мин
электронный блок отключается, но пневмоклапан остается
включенным благодаря микропереключателю. На режиме
принудительного холостого хода резко закрывается дроссель-
ная заслонка, рычаг привода нажимает на рычажок микропере-
ключателя и включает его. В результате пневмоклапан отклю-
чается, и игла 44 экономайзера закрывает выход эмульсии.
После снижения частоты вращения до 1200-1260 об/мин вклю-
чается электронный блок управления, вновь открывается пнев-
моклапан, и двигатель начинает работать.
При выключении зажигания отключается питание электри-
ческим током, пневмоклапан закрывается,, и прекращается по-
дача эмульсии под иглу экономайзера принудительного холо-
стого хода.
Пневмоклапан с электромагнитным управлением откры-
вается при подаче тока в обмотку. Микропереключатель, при-
крепленный к карбюратору винтами, выключается рычагом
управления дроссельными заслонками (при опущенной педа-
ли).
Пусковое устройство обеспечивает пуск холодного двигате-
ля. Устройство состоит из воздушной заслонки 19 над основ-
ной камерой, трехплечего рычага привода воздушной заслонки,
телескопической тяги, тяги привода дроссельной заслонки
и диафрагменного пускового устройства. Рычаг соединен тягой
с кнопкой ручного управления, расположенной в салоне авто-
мобиля под панелью приборов.
При вытягивании кнопки трехплечий рычаг, поворачиваясь
вокруг своей оси, через тягу приоткрывает дроссельную за-
слонку основной камеры. Телескопическая тяга действует на
рычаг воздушной заслонки и закрывает ее. Тяга 23, соединен-
ная с рычагом воздушной заслонки, перемещается по пазу
штока 25 и занимает крайнее левое положение. При первых
вспышках в цилиндрах двигателя и последующей работе на ре-
жиме холостого хода разрежение из задроссельного простран-
80
I
На современном карбю-
раторе должен быть толь-
ко один регулировочный
винт для эксплуатацион-
ной регулировки, при по-
мощи которого изменяют
минимальную частоту
вращения коленчатого ва-
ла.
I
,•
Под действием разреже-
ния в камере работают
главная дозирующая си-
стема и система холостого
хода.
ства по воздушному каналу передается в полость диафрагмен-
ного механизма. Диафрагма 26, действуя на шток 25, тягу 23
и рычаг, приоткрывает воздушную заслонку, обеспечивая необ-
ходимый состав горючей смеси. Пружина в телескопической
тяге позволяет воздушной заслонке занимать промежуточные
положения в зависимости от разрежения в задроссельном про-
странстве. По мере прогрева двигателя воздушная заслонка от-
крывается вручную кнопкой из салона автомобиля.
§ 9.	Конструкция карбюратора
Конструкция карбюратора должна быть такой, чтобы он
отвечал следующим требованиям.
1.	Приготовлял смесь, состав которой соответствовал бы
режиму работы двигателя. Это требование определяет выбор
схемы карбюратора и тип его отдельных систем.
2.	Обеспечивал быстрый переход двигателя с одного режи-
ма на другой.
3.	Надежно и стабильно работал на любом режиме и в раз-
личных условиях эксплуатации двигателя. Очевидно, что на-
дежнее и стабильнее будет работать карбюратор, имеющий от-
носительно большие размеры топливных и воздушных жикле-
ров и наименьшее число движущихся деталей. Тенденцию
уменьшения числа движущихся деталей можно проследить на
примере истории развития карбюраторов.
4.	Имел минимальное сопротивление движению воздуха
и горючей смеси при полном открытии дроссельной заслонки.
Однако при этом уменьшается разрежение и ухудшаются усло-
вия смесеобразования. Поэтому для выполнения указанного
требования усложняют конструкцию: например, применяют
двойные или тройные диффузоры, делают карбюратор много-
камерным с последовательным включением камер и т.п.
5.	Имел возможно минимальную высоту, чтобы не увеличи-
вать высоту капота автомобиля и не ухудшать обзор дороги
водителю. При выполнении этого требования иногда созна-
тельно усложняют конструкцию карбюратора: применяют пу-
сковые карбюраторы вместо воздушных заслонок, делают Т--
образные или горизонтальные карбюраторы и т.п.
6.	Обладал минимальной массой, так как карбюраторы кре-
пят на впускном трубопроводе.
7.	Имел максимально простое управление и был удобным
в обслуживании. Это требование обусловило практически пол-
ную автоматизацию работы современных карбюраторов,
и многие из них в эксплуатации не регулируются.
8.	Имел технологичную конструкцию.
9.	Был унифицирован. Карбюратор должен быть таким,
чтобы его с небольшими переделками или без них можно было
устанавливать на различных модификациях двигателей.
Необходимо предусматривать возможность использования
карбюратора при форсировании двигателя. Ряд деталей дол-
жны быть унифицированы для возможности использования их
в различных модификациях карбюраторов.
81
Компоновка карбюратора
По принципу подачи топлива к главной дозирующей систе-
ме карбюраторы делят на поплавковые и беспоплавковые.
Беспоплавковые карбюраторы могут быть всасывающими
и впрыскивающими. Эти карбюраторы применялись на от-
дельных автомобильных двигателях, но затем были вытеснены
поплавковыми, как более простыми по конструкции и более
удобными в эксплуатации.
Поплавковые карбюраторы делают только всасывающими.
Эти карбюраторы различают главным образом по принципу
компенсации состава смеси. Как было указано выше, в боль-
шей части карбюраторов отечественных и зарубежных автомо-
бильных двигателей применяют систему компенсации состава
смеси с уменьшением разрежения у жиклера, в мотоциклетных
и лодочных карбюраторах-систему с изменением разрежения
в диффузоре путем увеличения или уменьшения площади его
проходного сечения, дополняемую системой с изменением про-
ходного сечения топливного жиклера.
Автомобильные карбюраторы большей частью выполняют
с вертикальным падающим потоком и с поплавковой камерой,
расположенной в корпусе карбюратора. При такой компоновке
обеспечивается наиболее удобное размещение карбюратора на
двигателе автомобиля, однако в этом случае карбюратор дол-
жен иметь минимальную высоту.
В связи с тенденцией уменьшения высоты капота автомоби-
лей получает распространение горизонтальная компоновка кар-
бюраторов (например карбюраторы «SU»). Возможно примене-
ние угловых карбюраторов с падающим потоком. Карбюра-
I
•
В настоящее время бес-
поплавковые карбюра-
торы используют в авиа-
ционных двигателях и
в двигателях, которые во
время работы занимают
различные положения
в пространстве (например,
в двигателях мотопил).
Рис. 76. Схемы компоно-
вок карбюраторов:
а - однокамерного автомо-
бильного ; б - двухкамерного
автомобильного; в-Г-образ-
ного автомобильного; г-мо-
тоциклетного ; д - лодочного
двигателя; е-мотопилы (бес-
поплавковый)
82
торы с восходящим потоком в настоящее время почти не
применяют, так как они имеют большое сопротивление вслед-
ствие двойного поворота потока смеси и менее удобны в об-
служивании, чем карбюраторы с падающим потоком.
Широкое распространение получили многокамерные карбю-
раторы, применяемые на двигателях с большим числом цилин-
дров. Многокамерные карбюраторы по сравнению с однока-
мерными отличаются меньшей высотой, меньшим сопротивле-
нием на впуске в двигатель и лучшим распределением горючей
смеси по цилиндрам.
Вместе с тем увеличение числа смесительных камер приво-
дит к уменьшению разрежения в диффузорах и к неудовлетво-
рительной подаче топлива при работе двигателя *с полной на-
грузкой при небольшой частоте вращения коленчатого вала.
Для устранения этого недостатка камеры карбюратора вклю-
чают последовательно. Так, в четырехкамерном карбюраторе
при малых и средних расходах смеси работают лишь две ка-
меры, а дроссельные заслонки двух других камер закрыты.
В этом случае, несмотря на малый расход воздуха, создается
достаточное разрежение. При увеличении расхода воздуха от-
крываются дроссельные заслонки второй пары камер, т.е. на-
чинают работать все четыре камеры. На рис. 76 показаны
схемы типичных компоновок современных карбюраторов.
Конструкция элементов карбюратора
Смесительные камеры. Диаметр смесительной камеры,
указываемый в заводских каталогах, является обычно опреде-
ляющим размером карбюратора. По этому диаметру карбюра-
тор подбирают к двигателю.
На рис. 77 изображены схемы смесительных камер. Смеси-
тельная камера обрабатывается внутри с высокой точностью.
Дроссельные заслонки, изготовляемые обычно из листовой ла-
туни, крепят на оси винтами. Зазор между стенкой смеситель-
ной камеры и дроссельной заслонкой в закрытом состоянии со-
ставляет 0,06-0,08 мм.
Обычно карбюратор подбирают к двигателю по средней
скорости горючей смеси в смесительной камере, подсчитывае-
мой по формуле
wcp = Vkinv^ytp/ilSOxTid2),
где wCp-B м/с; Vh~рабочий объем одного цилиндра, см3;
i- число цилиндров, приходящихся на одну смесительную каме-
ру; и-частота вращения коленчатого вала при номинальной
мощности двигателя, об/мин; т| j/- коэффициент наполнения;
ср-коэффициент продувки; т-тактность двигателя, т.е. число
ходов поршня за цикл; d-диаметр смесительной камеры, см.
Опыт эксплуатации отечественных и зарубежных карбюра-
торов показывает, что хорошие показатели имеют двигатели,
у которых скорость смеси и>ср = 40 4-60 м/с при работе одной
камеры на четыре цилиндра. При работе камеры на один-два
цилиндра четырехтактного двигателя средняя скорость обычно
83
Рис. 77. Схемы смеси-
тельных камер:
а-с улавливанием пленки
топлива со стенок; б-двухка-
мерного карбюратора без
улавливания пленки топлива
значительно меньше, так как смесь поступает через камеру
только в течение соответственно четверти или половины цикла.
В том случае, когда одна камера приходится на два цилиндра
четырехтактного двигателя, рекомендуется wcp = 204-30 м/с.
Для определения диаметра (в мм) смесительной камеры
можно использовать формулу
d = an]/Vhin/1000,
где ап - коэффициент пульсации, зависящий от числа цилин-
дров, приходящихся на одну камеру.
Ниже приведены значения коэффициента ап.
Число цилиндров . . . . 1	2	3	4	5	6
Коэффициент ап...... 24,2 17,1 14,15 13,0 12,85 11,9
Подбирая карбюратор к двигателю, следует помнить, что
рекомендуемые скорости смеси в смесительной камере обеспе-
чивают хорошие показатели двигателя только при правильном
выборе соотношения между площадью проходных сечений
диффузоров/ц и площадью поперечного сечения смесительной
камеры /к, так как качество работы карбюратора зависит
главным образом от параметров диффузора.
При больших значениях отношения /д//к увеличиваются по-
тери в карбюраторе, так как ухудшается восстановление стати-
ческого давления после диффузора. При чрезмерном уменьше-
нии этого отношения ухудшается испаряемость топлива
I
По статистическим
данным, для большого
числа отечественных и за-
рубежных автомобильных
карбюраторов отношение
Л//к = 0,44-0,75. Для кар-
бюраторов мотоци-
клетных и некоторых ло-
дочных двигателей это от-
ношение равно единице.
84
I
•
Разрежение в диффузо-
ре влияет на мелкость рас-
пиливания топлива, на
скорость испарения и, сле-
довательно, на однород-
ность состава горючей
смеси в различных цилин-
драх двигателя.
I
•
Форма диффузора прак-
тически не влияет на рабо-
ту карбюратора на режи-
мах с прикрытой дрос-
сельной заслонкой.
I
вследствие повышения статического давления после диффузора,
а также работа системы холостого хода при средних нагрузках.
Длина смесительной камеры в современных карбюраторах,
практически определяемая возможностью открытия дроссель-
ной заслонки, составляет (0,8-1,3) причем имеется тенденция
уменьшения этой величины до минимально возможной.
Корпус смесительной камеры большей частью делают как
одно целое с корпусом карбюратора. При размещении смеси-
тельной камеры в отдельном корпусе между ним и корпусом
карбюратора ставят теплоизолирующие прокладки.
Диффузоры. В диффузоре карбюратора должно создаваться
разрежение, необходимое для истечения топлива при мини-
мальном сопротивлении для прохода воздуха.
Для предварительной оценки площади проходного сечения
диффузора при проектировании можно использовать зависи-
мость
Цд/д — GCM /|/2Ард р0,
где цд-коэффициент расхода диффузора;/д - площадь проход-
ного сечения диффузора; GCM-массовый расход смеси;
Дрд - разрежение в диффузоре; р0 - плотность окружающего
воздуха.
Для того чтобы определить площадь проходного сечения,
требуется задаться разрежением, необходимым для нормально-
го смесеобразования, и оценить коэффициент расхода диффузо-
ра. Следует учитывать, что разрежение не постоянно по вре-
мени: колебания разрежения тем больше, чем меньше частота
вращения вала двигателя и число цилиндров.
В современных карбюраторах для уменьшения разрежения
в диффузоре его сечение делают достаточно большим, но при
этом так проектируют систему холостого хода, чтобы она
включалась в работу не только при малых, но и при средних
расходах воздуха. Соотношения для диаметров различных диф-
фузоров (рис. 78) следующие:
одинарного б/д — (0,6 4- 0,8) d; двойного dH = (0,6 4- 0,8) d, dB =
= (0,24-0,3)d; тройного dH — (1,0-41,2) J, dc = (0,44-0,5)J, dB =
= (0,2 4-0.3) d (где JB, dH, dc-диаметры соответственно внутрен-
него, наружного и среднего диффузоров).
По конструктивным признакам диффузоры делят на диффу-
зоры постоянного и переменного сечения. Диффузоры перемен-
ного сечения применяют для получения нужной характеристики
карбюратора; при этом они являются главными элементами
компенсационной системы. Основной недостаток этих диффу-
зоров-наличие движущихся деталей, а следовательно, повы-
шенные требования к точности изготовления, сложность кон-
струкции, быстрое изнашивание в результате отсутствия
смазывания и меньшая надежность. Поэтому карбюраторы
с переменным сечением диффузора менее надежны, чем карбю-
раторы с постоянным сечением диффузора.
В подавляющем большинстве карбюраторов диффузоры де-
лают в виде вставных деталей, механически обработанных
с высокой точностью и имеющих чистую внутреннюю поверх-
ность. Иногда диффузоры отливают как одно целое с корпусом
85
карбюратора и подвергают только зачистке перед сборкой.
При такой конструкции неизбежно возрастает число подго-
ночных операций при сборке и увеличивается неидентичность
характеристик разных карбюраторов.
На рис. 78 изображены схемы различных диффузоров. На-
илучшим в аэродинамическом отношении является диффузор
в виде насадка Вентури (рис. 78, а). В этой конструкции ско-
ростной напор почти полностью преобразуется в давление.
Коэффициент расхода такого диффузора составляет обычно
0,94-0,99 в зависимости от качества поверхности.
Большое распространение имеют диффузоры с постоянным
сечением. На рис. 78,6 показаны вставные большой и малый
диффузоры карбюратора К-124 двигателя автомобиля ГАЗ-24
«Волга», на рис. 78, в -вставной большой и отлитый вместе
с корпусом карбюратора малый диффузоры карбюратора
К-123 А двигателя автомобиля ЗАЗ-965А «Запорожец» и на
рис. 78, г-два диффузора, отлитых как одно целое с корпусом
карбюратора К-88 А двигателя ЗИЛ-130.
Диффузоры с переменным сечением, имеющие принудитель-
ное (рис. 78, Э) или автоматическое (рис. 78, е и ж) изменение
площади проходного сечения, по конструкции значительно
сложнее диффузоров с постоянным сечением. Особенностями
диффузора, показанного на рис. 78, е, являются ступенчатое из-
менение расхода воздуха и неустойчивое положение пластин
в момент их открытия. У диффузора, изображенного на
рис. 78,6 (карбюратор К-80), наряду с принудительным движе-
нием пластин возможно их автоматическое перемещение при
изменении расхода воздуха. При наличии большого числа дета-
лей трудно осуществить их автоматическое движение с доста-
точной надежностью. Недостатком этой схемы следует считать
также прямоугольную форму сечения диффузора, что ухудшает *
распределение топлива в потоке воздуха и вызывает дополни-
тельные потери в диффузоре.
В карбюраторах типа «SU» (рис. 78, ж), применяемых на
двигателях многих автомобилей и мотоциклов, наряду с изме-
нением разрежения меняется также площадь проходного сече-
ния для топлива, что достигается при помощи иглы специаль-
ного профиля. Это позволяет более тонко регулировать состав
смеси на всех режимах. Вместе с тем введение в конструкцию
карбюратора подвижных элементов снижает его надежность.
При изнашивании или загрязнении меняется зазор между зо-
лотником и гильзой, что вызывает изменение перемещающей
силы и расхода топлива при одном и том же положении дрос-
сельной заслонки.
Жиклеры и распылители. Жиклеры, устанавливаемые в кар-
бюраторах, делят на топливные и воздушные. Основное требо-
вание, предъявляемое к жиклерам,-сохранение неизменной по
времени зависимости расхода от перепада давлений до и после
жиклера.
Перед установкой в карбюратор жиклеры градуируют на
специальных проливочных установках. При проливке измеряют
количество воды (в см3), истекающей из жиклера в течение
1 мин под давлением 10 кПа и при температуре 20°С. Учиты-
вая, что градуировку производят обычно только при одном да-
влении, необходимо, чтобы конструкция жиклера обеспечивала
I
•
При экспериментальной
доводке карбюраторов
добиваются, чтобы
каждый жиклер обеспечи-
вал необходимый закон
истечения, учитывая при
этом взаимодействие его
с другими жиклерами,
влияние параметров то-
пливных каналов, распы-
лителей, эмульсионных
трубок, воздушных жикле-
ров и др.
86
A)
')
ж)
»
Рис. 78. Схемы диффузо-
ров
I
Технологическую про-
верку жиклеров осущест-
вляют на пневматических
установках.
независимость его характеристики от точности изготовления.
В случае неудачной конструкции небольшие различия в форме
вызывают у жиклеров, имеющих одинаковые расходы на стан-
дартном режиме, большие различия в расходах при работе на
других режимах.
Пропускную способность жиклеров можно рассчитать, если
известна зависимость коэффициента расхода жиклера от пере-
пада давлений. Обычно пропускную способность жиклеров не
рассчитывают, а экспериментально определяют их необхо-
димые размеры и форму. Это обусловлено трудностью оценки
коэффициента расхода жиклера в результате больших колеба-
ний расхода вследствие изменения размеров, формы или ча-
стоты поверхности в пределах допусков.
По точности изготовления жиклеры делят на три класса.
Предельные отклонения расхода по первому классу составляют
приблизительно 1,-1,5%, по второму-около 2-2,5% и по треть-
ему-примерно 4-5%, включая погрешность прибора, которая
должна быть в пределах + 1% номинального расхода.
Расходы жиклеров главной дозирующей системы большин-
ства отечественных карбюраторов составляют
150-640 см3/мин; жиклеров системы холостого хода
50-135 см3/мин; жиклеров экономайзера 90-480 см3/мин. Соот-
ношения расходов жиклеров обусловлены конструкцией эле-
ментов карбюратора.
Различают европейский и американский методы получения
нагрузочных характеристик при доводке карбюраторов с ком-
пенсацией состава смеси уменьшением разрежения у жиклера.
Европейский метод характеризуется применением воздушных
жиклеров в главной дозирующей системе относительно боль-
шого диаметра (1,5-2 мм и более). В этом случае разрежение
перед жиклером системы холостого хода при прикрытой дрос-
сельной заслонке и при значительном открытии ее, остается
достаточно большим для того, чтобы происходило истечение
топлива через систему холостого хода, т. е. система холостого
хода является дополнительной системой компенсации.
При американском методе используют воздушные жиклеры
относительно малого диаметра (не более 1 мм). В этом случае
система холостого хода выключается еще при прикрытой дрос-
сельной заслонке, так как разрежение перед главным жиклером
начинает превышать разрежение перед жиклером холостого хо-
да. В качестве дополнительной корректирующей системы, пред-
отвращающей переобеднение горючей смеси («перекомпенса-
цию»), в этих карбюраторах обычно применяют экономайзеры
с пневмоприводом. Европейский метод, помимо получения бо-
лее точных нагрузочных характеристик, позволяет использо-
вать в главной дозирующей системе топливные и воздушные
жиклеры с большой площадью проходного сечения, что целе-
сообразно с точки зрения производства и эксплуатации.
Конструкции жиклеров и распылителей отличаются много-
образием. На рис. 79 изображены наиболее типичные схемы
жиклеров. Жиклеры в виде пробок (рис. 79, а и б), устанавли-
ваемые в поплавковых камерах или в каналах, применяют
в большинстве карбюраторов. Жиклеры с острой входной
кромкой (рис. 79, tz) имеют коэффициент расхода, мало изме-
няющийся в зависимости от разрежения. Однако они неудобны
87
в эксплуатации, так как при малейшем затуплении острой
кромки их коэффициент расхода резко меняется. Отношение
длины канала жиклера к его диаметру l/d в современных кар-
бюраторах выбирают обычно больше двух, так как при мень-
ших значениях коэффициент расхода в значительной степени
зависит от этого отношения.
На рис. 79, в показан блок из двух жиклеров. В настоящее
время такую конструкцию применяют очень редко, так как
трудно подобрать жиклеры и велико число бракуемых жикле-
ров при изготовлении. Кроме того, требуется специальная ре-
гулировка жиклеров, которую осуществляют иглой, используе-
мой для сезонной регулировки карбюратора.
Жиклер, представленный на рис. 79, г, изготовлен вместе
с эмульсионной трубкой. Наличие большого числа отверстий
малого диаметра вызывает трудности в эксплуатации, особен-
но при применении топлив, склонных к смолообразованию.
Имеются конструкции, в которых для улучшения смесеобра-
зования распылители устанавливают в центре диффузора. При
этом используют поперечную траверсу, располагаемую до диф-
фузора (рис. 79, д), после него (рис. 79, ж) или выполненную
как одно целое с малым диффузором (рис. 79, е). Считают, что
во втором случае происходит стабилизация потока смеси.
Мотоциклетные карбюраторы, как правило, имеют главные
жиклеры переменного сечения (рис. 79, з), расход топлива через
которые определяется не только разрежением, но и площадью
кольцевого сечения между иглой и распылителем. При одном
и том же положении дроссельного золотника положение иглы
может быть отрегулировано штифтом, соединяющим иглу
с золотником в верхней части иглы. Когда игла находится
в верхнем положении, расход определяет главный жиклер, а не
распылитель. Расход топлива при этом повышается на 15-20%,
и главный жиклер является экономайзером.
На рис. 79, ж показаны жиклеры карбюратора фирмы Ве-
бер. Большим преимуществом конструкции следует считать
возможность осмотра и прочистки жиклеров без разборки кар-
бюратора и без слива топлива из поплавковой камеры. Жи-
клеры запрессованы в резьбовую пробку, ввертываемую в кор-
пус через отверстие в крышке поплавковой камеры.
Типичная конструкция воздушного жиклера приведена на
рис. 79, г. В современных карбюраторах воздушные и то-
пливные жиклеры часто делают одинаковой конструкции.
Поплавковые камеры. Устройство поплавковой камеры дол-
жно быть таким, чтобы уровень топлива при вибрации и коле-
баниях автомобиля во время его движения или стоянки на
уклоне не превышал определенной отметки, а также не наруша-
лась работа карбюратора при небольшом загрязнении топлива.
В современных карбюраторах поплавковые камеры изгото-
вляют обычно как одно целое с корпусом карбюратора или
с одной из его главных деталей. Как правило, поплавковую ка-
меру располагают в корпусе. Иногда она концентрически ох-
ватывает корпус карбюратора или ее делают в виде отдельной
детали, соединяемой с корпусом топливоподающей трубкой.
Чем ближе поплавковая камера расположена к диффузору
и чем меньше размер ее по горизонтали, тем меньше колеба-
ния уровня топлива в ней. Удачным считается расположение
Рис. 79. Схемы жиклеров
и распылителей
I
•
При монтаже жиклера
в карбюраторе возможна
деформация стенки кар-
бюратора и жиклера, что
вызывает изменение пло-
щади проходного сечения
калиброванной части жи-
клера и, следовательно,
его пропускной способно-
сти.
I
•
Назначение поплавко-
вой камеры - под держи-
вать постоянными уро-
вень топлива, давление
и обеспечивать подачу
топлива к дозирующим
системам независимо от
режима работы двигателя.
88
Рис. 80. Поплавковые ка-
поплавковой камеры впереди по ходу автомобиля, так как при
движении в гору в этом случае подаваемая карбюратором
смесь несколько обогащается.
При проектировании карбюратора проводят статический
расчет элементов поплавковой камеры, позволяющий ориенти-
ровочно определить размеры ее деталей. Расчет выполняют по
схеме, изображенной на рис. 80, а, где Fi-сила, обусловленная
давлением топлива; Г2-вес иглы; Г3-сила, необходимая для
герметизации клапана; F4 - вес рычага; F5 - вес поплавка;
F6-выталкивающая сила. В процессе расчета подбором эле-
ментов камеры добиваются, чтобы поплавковый механизм
обеспечивал по возможности постоянный уровень топлива при
изменении давления в подкачивающем насосе и расхода топ-
лива.
По статистическим данным, поплавковые камеры отече-
ственных карбюраторов автомобильных двигателей имеют сле-
дующие параметры: диаметр седла запирающей иглы
1,5-2,2 мм; угол при вершине запирающей иглы 90 или 120°,
иногда этот угол делают на 1-2° меньше, чем угол фаски седла,
для лучшего прилегания иглы при небольшой деформации ме-
талла; масса иглы 1-3 г; расстояние от оси качания до верти-
кальной оси поплавка 20-50 мм; расстояние от оси качания до
иглы 5-10 мм; масса поплавка в сборе 10-35 г; объем поплавка
35-50 см3; относительный объем погруженной части поплавка
0,5-0,7; объем топлива в поплавковой камере 50-150 см3.
На рис. 80, б-д показаны конструкции поплавковых камер.
В большинстве карбюраторов применяют поплавковые камеры
с верхним подводом топлива (рис. 80, в). Такие камеры надеж-
нее в эксплуатации, чем камеры с нижним подводом топлива
(рис. 80, г), которые часто переполняются при скапливании гря-
зи в нижней ее части под запирающей иглой. В поплавковых
камерах с горизонтально расположенным запирающим клапа-
ном (рис. 80,6), последний также загрязняется и игла теряет
подвижность. В современных карбюраторах горизонтальное
расположение запирающего клапана используют редко. Для
уменьшения воздействия вибрации и резких колебаний двигате-
ля на уровень топлива передачу усилия от рычага к игле иног-
да осуществляют через пружину (рис. 80, в). В мотоциклетных
двигателях, в которых топливо в карбюратор поступает само-
теком и давление его в топливопроводе невелико, обычно при-
меры
89
меняют поплавок, непосредственно (без рычага) воздействую-
щий на клапан (рис. 80, Э).
Экономайзер. Конструкция экономайзера зависит от типа
привода. Расчет элементов экономайзера с механическим при-
водом сводится в основном к определению перемещения рыча-
гов из условия, чтобы клапан экономайзера был открыт при
полном открытии дроссельной заслонки.
При расчете экономайзера с пневмоприводом определяют
силу пружины, открывающей клапан. Для плунжерного эконо-
майзера эта сила может быть определена по уравнению
Рис. 81. Схемы экономай-
зеров:
а-с механическим приводом;
б-с механическим и пневма-
тическим приводами; в-с
пневматическим диафраг-
менным приводом; 1, 6, 8
и 12- клапаны экономайзера;
2 - толкатель; 3 - распыли-
тель; 4 и 10 -жиклеры эконо-
майзера; 5 и 11 - главные жи-
клеры; 7-плунжер экономай-
зера с пневматическим приво-
дом; 9 -шток; 13 -корпус
(Рк — Рвп ) Sn — Fпр + Гтр?
где рк- давление в поплавковой камере; рвп - статическое давле-
ние во впускном трубопроводе; Sn - площадь плунжера;
Fnp-сила пружины; Гтр-сила трения.
Это же уравнение может быть использовано и для расчета
экономайзера диафрагменного типа, только вместо площади
плунжера подставляют площадь диафрагмы.
На рис. 81 показаны схемы экономайзеров. Экономайзер,
показанный на рис. 81, а, имеет механический привод и жиклер,
включенный параллельно главному жиклеру. При таком распо-
ложении жиклеров обеспечивается конструктивная независи-
мость системы экономайзера, а также сужается диапазон рас-
хода топлива через, главный жиклер. Механический привод
экономайзера в этом карбюраторе, как и в большинстве дру-
гих, конструктивно объединен с приводом насоса-ускорителя.
Экономайзеры с механическим и пневматическим привода-
ми установлены в карбюраторе К-82 (рис. 81,6). Жиклеры эко-
номайзеров включены последовательно с главным жиклером.
Подобное расположение жиклеров экономайзеров и главного
жиклера в настоящее время наиболее распространено. Преиму-
щество такой схемы - большая площадь проходного сечения
жиклеров, что облегчает их производство и эксплуатацию.
Достоинством экономайзеров с пневматическим диафраг-
менным приводом (рис. 81, в) заключается в отсутствии силы
трения плунжера о стенку, вследствие чего характеристика кар-
бюратора меньше меняется при изнашивании деталей и загряз-
нении топлива. Стоимость изготовления такого экономайзера
90
Рис. 82. Схема диафраг-
менного насоса-ускорителя
ниже, чем экономайзеров других типов, однако для него труд-
но выбрать материал для диафрагмы, обеспечивающий доста-
точный срок ее службы.
Система холостого хода. Конструкции систем холостого хо-
да в различных карбюраторах примерно одинаковы. В совре-
менных карбюраторах топливо подается в пространство за
дроссельной заслонкой, причем оно сильно тормозится возду-
хом, поступающим через один или два воздушных жиклера.
В смесительной камере имеются два отверстия, которые слу-
жат для плавного перехода на режимы малых и средних нагру-
зок. В некоторых карбюраторах два отверстия объединяют
в щель, что, как правило, не влияет на характер работы си-
стемы холостого хода.
Практически все двигатели при работе на режиме холостого
хода очень чувствительны к малейшему изменению конструк-
тивных и эксплуатационных параметров. Для разных двигате-
лей одной модели при одной и той же частоте вращения колен-
чатого вала на режиме холостого хода требуется различный
состав смеси, причем диапазон его изменения настолько ши-
рок, что карбюратор с постоянной регулировкой не может при-
готовлять смесь нужного состава во всем диапазоне.
Системы холостого. хода обычно имеют некоторое различие
в подводе топлива и расположении точек, откуда поступает
топливо. Питание системы холостого хода осуществляется не-
посредственно из поплавковой камеры, компенсационного ко-
лодца или нижней части эмульсионного колодца, расположен-
ного после главного жиклера. Последний способ распространен
наиболее широко, что обусловлено эффективным торможением
топлива при увеличении частоты вращения вала двигателя
и использованием системы холостого хода для компенсации
состава смеси. Сильное торможение топлива необходимо для
получения хорошей характеристики двигателя при работе на
режиме холостого хода. Если карбюратор будет работать на
режиме холостого хода по принципу элементарного карбюра-
тора без торможения топлива, то при уменьшении частоты
вращения коленчатого вала смесь обеднится, среднее индика-
торное давление понизится и работа на режиме холостого хода
станет неустойчивой.
Включение системы холостого хода после главного жикле-
ра, применяемое в большинстве карбюраторов, обеспечивает
плавный переход от режима холостого хода к работе двигателя
с нагрузкой и хорошее взаимодействие системы холостого хода
с главной дозирующей системой. Системы холостого хода раз-
личают также по принципу регулирования состава смеси (см.
выше).
Насос-ускоритель. Используемые в автомобильных карбю-
раторах насосы-ускорители делят на плунжерные и диафраг-
менные. Наиболее часто применяют плунжерные насосы-уско-
рители (см. рис. 61). Диафрагменные насосы-ускорители
(рис. 82) имеют недостаточный срок службы диафрагмы. Они
удобнее в отношении размещения в карбюраторе и при нали-
чии хорошего материала для диафрагмы в ряде случаев оказы-
ваются предпочтительнее. Впускные клапаны насосов-ускорите-
лей обычно изготовляют относительно большой массы или
применяют обратные клапаны для предотвращения истечения
91
Рис. 83. Схемы пусковых
устройств карбюраторов
топлива при постепенном открытии дроссельной заслонки.
Обратные клапаны делают в виде легких пластин или шариков.
В плунжерных насосах-ускорителях используют как уплот-
ненные (обычно при помощи манжет) плунжеры, так и плун-
жеры, установленные в гильзе с большим зазором, который по-
зволяет топливу перетекать в надплунжерное пространство при
постепенном открытии дроссельной заслонки.
Привод насоса-ускорителя часто объединяют с приводом
экономайзера. Однако это не всегда дает хорошие результаты,
так как вследствие различия выполняемых ими функций за-
коны движения их элементов должны быть разными. В неко-
торых карбюраторах применяют пневмопривод насоса-ускори-
теля. Недостатком такого привода является его меньшая
надежность.
Пусковое устройство. Как указывалось выше, для обогаще-
ния горючей смеси во время пуска двигателя в отечественных
карбюраторах применяют воздушную заслонку, устанавливае-
мую в приемном патрубке. Конструкции воздушных заслонок
у всех карбюраторов почти одинаковы (рис. 83, а). Как прави-
ло, воздушные заслонки имеют автоматический клапан со сла-
бой пружиной для увеличения подачи воздуха после того, как
двигатель начнет работать. В большинстве карбюраторов ось
воздушной заслонки смещена относительно оси приемного па-
трубка для того, чтобы при больших расходах воздуха заслон-
ка удерживалась потоком воздуха в открытом состоянии. Обы-
чно воздушная и дроссельная заслонки связаны между собой
рычагами, которые при прикрытии воздушной заслонки откры-
вают дроссельную заслонку на больший угол.
При установке воздушной заслонки значительно увеличи-
вается высота карбюратора. Для уменьшения этого размера
воздушную заслонку иногда совмещают с малым диффузором
(рис. 83,6).
Другой способ обогащения смеси при пуске двигателя-при-
менение пусковых карбюраторов. На рис. 83, в показан пуско-
вой карбюратор, встроенный в карбюратор фирмы Солеке.
Воздух из приемного патрубка по каналу 5 через калиброван-
ное отверстие 4 подается в канал 1 и затем в пространство за
дроссельной заслонкой основного карбюратора. Топливо из
поплавковой камеры через каналы 6 и 7 поступает в полость 2,
где оно перемешивается с воздухом. Изменение подачи топ-
I
•
Излишняя подача насо-
са-ускорителя приводит
к перерасходу топлива
и разжижению смазочного
материала, так как вклю-
чение в работу насоса-
ускорителя вызывает пе-
реобогащение смеси.
В некоторых карбюра-
торах управление воздуш-
ной заслонкой-автомати-
ческое или полуавтомати-
ческое. При автоматиче-
ском управлении заслонка
по мере прогрева двигате-
ля постепенно открывает-
ся.
92
лива и воздуха осуществляется золотником 3, в котором
имеются отверстия для прохода топлива и воздуха, открываю-
щиеся только при пуске двигателя.
Преимуществом пускового карбюратора по сравнению
с воздушной заслонкой является возможность уменьшения вы-
соты карбюратора, недостатком - относительная сложность
конструкции и меньшая надежность в эксплуатации.
Материалы, применяемые для изготовления
деталей карбюраторов
Для предохранения от коррозии большинство деталей кар-
бюраторов изготовляют из цветных металлов. Корпусные де-
тали карбюраторов вследствие сложности их формы обычно
отливают под давлением из цинкового сплава примерно сле-
дующего состава: 0,6-0,9% Си; 3,5-4,3% А1; не более 0,2% Mg;
остальное Zn. Допустимое количество примесей (не более):
0,015% РЪ; 0,1% Fe; 0,002% Sn и 0,005% Cd. Предел прочности
при растяжении этого сплава-не менее 270 мПа; твердость по
Бринеллю при шарике диаметром 10 мм и нагрузке
10 000 Н-не менее 73; относительное удлинение образца дли-
ной L — 5d (где d-диаметр образца) не менее 4,2%.
Поплавки, как правило, изготовляют из латуни, в неко-
торых карбюраторах их делают из пластмассы, что позволяет
уменьшить объем поплавка при той же силе прижатия запи-
рающей иглы, а следовательно, уменьшить размеры поплавко-
вой камеры. Прочность пластмассовых поплавков выше, чем
латунных. Хорошими материалами для поплавков являются
поликапролактам и сополимер МСН, обладающие необхо-
димыми свойствами. Поплавки изготовляют литьем под давле-
нием и сваркой токами высокой частоты. Стоимость пластмас-
совых поплавков значительно ниже, чем латунных.
Кроме поплавков из пластмассы иногда делают диффузоры
и некоторые корпусные детали. Жиклеры, корпусы игольчатых
клапанов, плунжеры и т. п. часто изготовляют из латуни
ЛС59-1, заслонки-из листовой латуни Л63. Корпусы смеси-
тельных камер обычно отливают из серого чугуна СЧ 18 или
СЧ 20.
I
•
Отдельные детали то-
пливных баков изгото-
вляют штамповкой из ли-
стовой стали толщиной
0,8-1,5 мм, а затем их сва-
ривают. Внутреннюю по-
верхность баков оцин-
ковывают или покрывают
лаком. Иногда для изгото-
вления баков применяют
освинцованную листовую
сталь.
§ 10.	Топливные баки, топливопроводы
и топливные фильтры
Многие агрегаты и приборы системы питания (топливопро-
воды, соединительные детали, фильтры, насосы и т.п.) карбю-
раторных двигателей стандартизованы и унифицированы.
Топливные баки
Топливные баки снабжают приспособлениями и устройства-
ми для заполнения топливом, контроля его расхода и подачи
топлива в систему питания. Кроме того, они должны иметь от-
верстие с пробкой для слива отстоя или топлива.
Для увеличения жесткости бака на его стенках делают реб-
ра; внутри бака ставят перегородки, препятствующие сильному
плесканию топлива.
93
Для заправки топливом в бак вваривают заливную горло-
вину, закрываемую пробкой с уплотнением. В пробке имеется
отверстие, через которое внутренняя полость бака соединяется
с атмосферой. Для того чтобы через это отверстие в бак не
проникала пыль, пробки тракторных баков снабжают спе-
циальными фильтрами.
Практика эксплуатации показывает, что при работе карбю-
раторных двигателей через отверстие в пробке топливного ба-
ка вследствие расплескивания и испарения может теряться до
4% легко испаряющихся фракций топлива. Для устранения это-
го пробки (рис. 84) снабжают специальным впускным клапа-
ном, который открывается и впускает воздух в бак при образо-
вании в нем разрежения, равного 1,3—3,3 кПа, и выпускным
клапаном, открывающимся при повышении давления в баке до
11-18 кПа.
Пробки топливных баков мотоциклов с двухтактными дви-
гателями имеют мерные стаканы для приготовления смеси
бензина с маслом. Горловины баков грузовых автомобилей де-
лают большого диаметра и снабжают выдвижными патрубка-
ми для уменьшения потерь бензина при заправке. В горловине
бака размещают сетчатый фильтр.
Топливные баки крепят болтами при помощи специальных
хомутов и кронштейнов. На автомобилях бак иногда устанав-
ливают на пружинах. Объем бака зависит от назначения двига-
теля и его установки. Для тракторных двигателей он может
быть определен по формуле
Рис. 84. Пробка заливной
горловины топливного ба-
ка:
1 -облицовка; 2-прокладка;
3-корпус; 4-выпускной кла-
пан; 5-пружина впускного
клапана; 6-впускной клапан;
7-пружина выпускного кла-
пана; 8 -пластина крепления
пробки в горловине
I
•
Для контроля за количе-
ством топлива в баках
устанавливают мерные
линейки и электрические
датчики уровня.
Тб —	е^1 Рт •>
где 8-коэффициент, учитывающий невозможность использова-
ния всего объема бака, принимают 5 — 1,1; удельный рас-
ход топлива, кг/(кВт-ч); Ne-максимальная мощность двигате-
ля, кВт; t-время непрерывной работы на полной нагрузке без
перерыва, обычно принимают t— 10 ч; рт- плотность топлива,
кг/м3.
Объем бака, устанавливаемого на автомобиле и мотоцикле,
Тб = 55сГ1О0/100,
где 5 — 1,06 4-1,12; Sc-суточный пробег или пробег без заправ-
ки автомобиля или мотоцикла, км; V100-расход топлива на
100 км пробега, л.
94
Можно принимать следующие значения суточного пробега
или пробега без заправки (в км):
I
•
Топливопроводы при-
соединяют при помощи
ниппельных соединений.
Для предохранения от
образования паровых про-
бок топливопровод сле-
дует размещать в стороне
от горячих деталей двига-
теля.
I
•
Для улучшения очистки
топлива в топливную си-
стему вводят специаль-
ные фильтры-отстойники,
имеющие большой объем
и потому, кроме фильтра-
ции, обеспечивающие от-
стой топлива. В качестве
фильтрующего элемента
в них используют эле-
менты щелевого, сетчато-
го или керамического ти-
пов.
мотоциклы............300
грузовые автомобили . . 300
легковые автомобили . . 400-450
Рис. 85. Фильтр-отстойник
тонкой очистки:
1 - корпус;	2 - прокладка;
3 фильтрующий	элемент;
4-стакан; 5-пружина; 6-ко-
ромысло
Топливопроводы
В качестве топливопроводов можно применять различные
трубки: медные, латунные и стальные с антикоррозионным по-
крытием. Внутренний диаметр топливопроводов зависит от
мощности двигателей. В отечественных автомобильных двига-
телях используют трубки с внутренним диаметром 6-8 мм.
В отдельных случаях устанавливают специальные двухслойные
стальные трубки. В тех местах, где возможно перетирание,
трубку обвивают проволокой. В установках с креплением дви-
гателя на мягкой подвеске для предохранения топливопрово-
дов от поломки в месте перехода их от рамы или кузова к топ-
ливоподкачивающему насосу вместо трубок следует применять
гибкий шланг. На мотоциклетных двигателях топливопровод
изготовляют из бензостойкой резины.
Топливные фильтры
На пути из бака в двигатель топливо очищается от механи-
ческих примесей и воды. Для этого используют фильтры и от-
стойники. Небольшие сетчатые фильтры устанавливают также
в карбюраторах.
В настоящее время применяют малогабаритные фильтры-
отстойники тонкой очистки топлива с сетчатым (рис. 85, а) или
керамическим (рис. 85,6) фильтрующим элементом. Фильтры
тонкой очистки устанавливают после топливоподкачивающего
насоса. Для задержки металлических частиц на дне отстойника
иногда устанавливают постоянный магнит.
Керамический фильтрующий элемент изготовляют в виде
цельного стакана. Сетчатый элемент-составной, он имеет ста-
кан из алюминиевого сплава с ребрами и отверстиями на боко-
вой поверхности. Стакан обертывают поверх ребер сеткой
в два слоя, которая удерживается пружиной. Для изготовления
корпусных фильтров и отстойников применяют пластмассы.
§ 11.	Топливоподкачивающие насосы
Топливоподкачивающие насосы, устанавливаемые на кар-
бюраторных двигателях, подразделяют на насосы с механиче-
ским и электрическим приводами.
Из насосов с механическим приводом применяют только
насосы диафрагменного типа, в которых автоматически регули-
руется подкачивание топлива в зависимости от его расхода;
давление нагнетания топлива при этом остается постоянным.
Диафрагменные насосы различных типов отличаются толь-
ко конструкцией отдельных элементов. Раньше с насосом объе-
диняли фильтр-отстойник. В настоящее время в связи с соз-
данием эффективных фильтров-отстойников тонкой очистки
95
топлива нет необходимости устанавливать на насосе отстой-
ник. Диафрагменные насосы снабжают механизмом для ручной
подкачки топлива (рис. 86).
Диафрагменные насосы с механическим приводом имеют
ряд недостатков, основные из которых следующие: необходи-
мость установки насоса на двигателе, что затрудняет приведе-
ние в действие насоса и увеличивает пожарную опасность; не-
обходимость ручной или ножной подкачки топлива в поплав-
ковую камеру карбюратора вследствие испарения топлива во
время длительной остановки двигателя.
Этих недостатков не имеют топливоподкачивающие насосы
с электрическим приводом, которые могут быть установлены
в любом месте.
На рис. 87 показан диафрагменный насос с электромаг-
нитным приводом, предназначенный для автомобильных мик-
ро- и малолитражных двигателей. По принципу действия насос
почти не отличается от рассмотренных выше диафрагменных
насосов с механическим приводом. К диафрагме 9 на штоке
прикреплен стальной диск 17. При включении обмотки элек-
тромагнита, помещенного в корпусе 13, стальной диск вместе
с диафрагмой движется вниз-происходит всасывание. Нагнета-
ние начинается после размыкания цепи электромагнита, при
этом диафрагма перемещается вверх под действием пружины
16. Размыкание и замыкание цепи осуществляется контактом,
находящимся под крышкой 15 корпуса 13. Контакт управляется
штоком 12. Частота колебаний диафрагмы зависит от расхода
топлива двигателем.
Диафрагменные насосы как с механическим, так и с элек-
тромагнитным приводом подают топливо в поплавковую ка-
меру карбюратора неравномерно, что является следствием ко-
Рис. 86. Топливоподкачи-
вающии насос двигателя
автомобиля ГA3-53А:
1 - рычаг ручной подкачки;
2 - шайбы; 3 - уплотнение;
4 - корпус; 5 - нижний обжим-
ной диск;	6 - диафрагма;
7 - верхний обжимной диск;
8 - обойма клапана; 9-впуск-
ной клапан; 10- сетчатый
фильтр; П-винт; 12-крыш-
ка; 13 -головка; 14 -нагнета-
тельный клапан; 15 - пружина
диафрагмы; 16 -толкатель;
17 - валик рычага ручной под-
качки; 18-пружина рычага;
19 -рычаг
I
Насосы с электрическим
приводом могут быть диа-
фрагменного или центро-
бежного типов.
96
Рис. 87. Диафрагменный
насос с электромагнитным
приводом:
f корпус впускного клапана:
? В1пскной клапан; 3 кор-
пус нт метательного клапана;
4 на1 Heiai сльный клапан;
5 и 23 штуцеры; 6 ограни-
чи [ель на1 негательнто кла-
пана: 7 прокладка: # про-
v. 1авка; 9 диафрагма:
J' винт; / / резиновая поду-
шка: 12 шток диафрат мы:
/3 корпус )лекгрома твита;
14 клемма:	75 -крышка:
/6 пружина: 17 диск диа-
фра! мы: 18 шайба для нен-
[рирования диска; /9 верх-
ний обжимной диск . 1 и а ф-
ра1мы: 20 сс1ча!ЫЙ филыр;
21 пробка; 22 головка насо-
са
I
•
Насос устанавливают
непосредственно в топлив-
ном баке автомобиля так,
что его фильтры и крыль-
чатка постоянно находят-
ся в топливе.
1 с 1ыю| о 1НПЖСНПЯ	мы. Такой характер подачи
можс! привес in к переполнению поплавковой камеры, а следо-
вательно, к неравномерной работе двигателя и к перерасходу
топлива. Непостоянство давления приводит или к понижению
уровня топлива в поплавковой камере, или к ее переполнению.
Для обеспечения постоянного давления нагнетания и равномер-
ной подачи топлива в поплавковую камеру карбюратора целе-
сообразно использовать специальные регуляторы, разме-
щаемые между насосом и карбюратором. Для сглаживания
пульсаций давления топлива над нагнетательным клапаном
или на линии нагнетания устанавливают специальный воз-
душный колпак.
Центробежные насосы с электрическим приводом (рис. 88)
не имеют недостатков диафрагменных насосов. Топливо через
сетчатые фильтры 7 и 13 грубой очистки поступает в централь-
ную часть крыльчатки 9. При вращении крыльчатки электро-
двигателем (через магнитную муфту) топливо из спиральной
камеры через отводящую трубку 5 и фильтр тонкой очистки
направляется в поплавковые камеры карбюратора. Вал 11 кры-
льчатки вращается в двух графитовых подшипниках скольже-
ния 12. Крыльчатка имеет радиальные лопатки.
Общим недостатком центробежных насосов с электриче-
ским приводом является их сранительно большая масса и от-
носительно высокая стоимость изготовления электрической
части.
На некоторых автомобилях для обеспечения высокой на-
дежности подачи топлива устанавливают одновременно топ-
ливные насосы с механическим и электрическим приво-
дами.
Топливоподкачивающие насосы должны отвечать следую-
щим требованиям:
1)	быть самонаполняющимися и подавать топливо через
минимально возможный промежуток времени после начала ра-
боты двигателя;
97
Рис. 88. Центробежный
насос с электрическим при-
водом:
/-клемма; 2-корпус элек-
трического	привода;
3-опорный шарик; 4-опор-
ная площадка; 5-отводящая
трубка; б - пластины спираль-
ной камеры; 7 и 13 -сетчатые
фильтры; 8-крышка камеры;
9 -крыльчатка; 10 -корпус
механической части насоса;
11 - вал крыльчатки; 12 - под-
шипники	скольжения;
14 -прорези; 15 -несущая
чашка; 16 -ведомый маг-
нитный диск
2)	подавать топливо к игольчатому клапану карбюратора
под необходимым практически постоянным давлением;
3)	обеспечивать в любых условиях работы двигателя подачу
необходимого количества топлива;
4)	подавать топливо в количестве, не превышающем его
расход из карбюратора, а после закрытия игольчатого клапана
карбюратора прекращать подачу топлива;
5)	иметь малые размеры и массу, длительный срок службы
деталей и узлов, быть удобными для обслуживания.
На карбюраторных двигателях наиболее широко приме-
няют диафрагменные насосы. Размеры и масса этих насосов
в основном определяются диаметром корпуса, а насосов
с электромагнитным приводом-также размерами и массой
электромагнита.
Подача диафрагменного насоса зависит главным образом
от диаметра корпуса, площади поверхности касания верхнего
и нижнего обжимных дисков диафрагмы, полного хода штока
диафрагмы, степени провисания диафрагмы при крайних поло-
жениях ее штока, сопротивления при всасывании и нагнетании
и давления нагнетания.
Теоретическая подача насоса (в л/ч)
7н.т = 6- 10-5Ун.тИц,
где Ин.т- теоретическая объемная подача топлива за один цикл,
равная объемам двух усеченных конусов, образующихся при
крайних нижнем и верхнем положениях штока диафрагмы
(рис. 89), мм3, Ун.т = nhn (Dr +Z>2 +	Иц-число циклов
98
Рис. 89. Расчетная схема
л диафрагмы насоса
I
•
По отношению /Кл
оценивают степень совер-
шенства всасывающей
и нагнетающей систем.
насоса в минуту, равное частоте вращения вала привода при
механическом приводе.
Теоретическая подача Ин.т характеризует размеры и массу
насоса и косвенно срок службы деталей привода диафрагмы.
Подача Ин.т примерно в 20 раз и более превосходит макси-
мальный расход топлива двигателем. Благодаря такому запасу
даже при значительном износе деталей привода насос подает
необходимое количество топлива.
Фактическая подача Ин.ф насоса меньше теоретической; ее
определяют на специальной установке в условиях, аналогичных
условиям работы насоса на двигателе, но без противодавления,
создаваемого проходным сечением корпуса запирающего кла-
пана поплавковой камеры карбюратора.
Рабочую подачу Ин.р определяют так же, как и фактиче-
скую, но с противодавлением, создаваемым проходным сече-
нием корпуса запирающего клапана при полном открытии по-
следнего. По величине Иир можно судить о способности насоса
подавать в двигатель необходимое количество топлива на всех
скоростных и нагрузочных режимах двигателя. Подача Уир
должна быть примерно в 2-3 раза больше максимального рас-
хода топлива двигателем, чтобы не возникали паровые и воз-
душные пробки в топливной системе.
Основные параметры диафрагменного насоса можно вы-
брать по методике, разработанной в Центральном научно-ис-
следовательском автомобильном и автомоторном институте
(НАМИ). Согласно этой методике проектирование насоса необ-
ходимо начинать с выбора полного хода hn штока диафрагмы.
Величина hn должна быть максимально возможной, так как от
ее увеличения размеры и масса насоса возрастают значительно
меньше, чем от увеличения диаметров Dr, D2 или DK. При тео-
ретической подаче насоса Ин.т = const и большем hn срок
службы насоса до ремонта или замены изношенных деталей
привода диафрагмы увеличивается.
У большинства современных диафрагменных насосов рас-
четный ход диафрагмы равен 4-6 мм. Увеличение хода hn бо-
лее 6 мм для насосов, у которых DK = 50 мм, приводит к увели-
чению складок диафрагмы, что затрудняет сборку насоса
и создание необходимого уплотнения в плоскости ее зажима.
По мере изнашивания деталей привода штока диафрагмы ра-
бочий ход Ар уменьшается по сравнению с Ап. Выбирать ход
штока диафрагмы необходимо так, чтобы она не подвергалась
натяжению при ходе вниз, что вызывает быстрое нарастание
давления топлива. После выбора Ап определяют диаметры ,
D2 и DK. При определении диаметра D2 (поверхности касания
нижнего отжимного диска диафрагмы) нужно исходить из того,
что насос должен обеспечивать подачу необходимого количе-
ства топлива до того момента, пока в результате изнашивания
деталей привода диафрагмы рабочий ход Ар штока не станет
равным 0,1Ап.
Подача Ин'.т при ОД Ап должна быть равна цикловой объем-
ной подаче Ид max (в мм3), соответствующей максимальному
часовому расходу GTmax топлива двигателем:
Ид max —* 106GT max Zn / (60ирт ),
99
iде in-отношение частоты вращения коленчатого вала двигате-
ля к частоте вращения вала привода топливоподкачивающего
насоса с механическим приводом или к числу ходов диафрагмы
насоса с электромагнитным приводом; и-частота вращения
коленчатого вала двигателя, об/мин.
Для упрощения расчета принимаем, что при ходе диаф-
рагмы, равном Zip, теоретическая объемная подача топлива (в
мм3) Vh.t = itD^p/4.
Если учесть, что Ин',т = Уд max, то
/), = ]/4Ё^ max/dc/lp),
где hp — 0,l/in мм.
Внутренний диаметр корпуса
DK = D2 + 4r + 45,
где г-радиус закругления верхнего и нижнего обжимных ди-
сков диафрагмы, мм; 5-толщина диафрагмы, мм, обычно 5 =
= 0,5 мм.
Радиус г так же, как и радиус Я, должен составлять не ме-
нее 0,5/1п  Для надежной работы диафрагмы необходимо,
чтобы радиус R был не менее 7-8 мм, а г-не менее чем в 4-5
раз больше толщины обжимных дисков.
В выполненных конструкциях DK = (1,4-Н 1,8)/)2. Чем мень-
ше диаметр 7)к, тем меньше размеры и масса насоса при
одном и том же сроке службы деталей привода. Однако чрез-
мерное приближение DK к 1)х и D2 может привести к зажиму
диафрагмы между корпусом насоса и обжимным диском,
а также к резким изгибам диафрагмы, что отрицательно влияет
на срок ее службы.
Диафрагма при работе вытягивается. Величина вытягивания
зависит от диаметра диафрагмы:
где D3 = DK + 2R и = D2.
От жесткости пружины диафрагмы в значительной степени
зависит работа насоса. Жесткость пружины подбирают так,
чтобы, с одной стороны, была обеспечена подача топлива в ко-
личестве, необходимом для питания двигателя на всех режимах
работы, даже при максимально допустимом износе деталей
привода диафрагмы, а с другой-давление топлива в топливо-
проводе после насоса было меньше давления запирающей иглы
при нормальном уровне топлива в поплавковой камере карбю-
ратора. Необходимо учитывать, что рабочая подача насоса GH.P
должна значительно превосходить GTmax, так как только
в этом случае будут обеспечены нормальная работа двигателя
и достаточный срок службы насоса.
Давление Арн нагнетания зависит от сопротивления линии
нагнетания, которое определяется сопротивлением нагнетатель-
ного клапана и канала насоса, топливопроводов и запирающе-
го клапана поплавковой камеры карбюратора. Сопротивление
нагнетательного клапана зависит от площади проходного сече-
ния и жесткости его пружины. Максимальное давление нагне-
тания насоса при отсутствии расхода топлива Арн =
= 16 4 30 кПа. Оно определяется жесткостью пружины диа-
I
•
В существующих кон-
струкциях средняя величи-
на Ь2 изменяется в преде-
лах 30-45 мм. Диаметр Dr
следует выбирать равным
D2, что обеспечивает бо-
лее эффективное исполь-
зование насоса.
I
•
В существующих кон-
струкциях отношение
Дд /Рк = 1,09 -—1,17. Сле-
дует учитывать, что при
провисании диафрагмы
сверх максимального хода
штока подача насоса и да-
вление нагнетания умень-
шаются.
I
•
Пружины диафрагмы
изготовляют из стальной
проволоки (сталь 65Г) диа-
метром 1,8-1,9 мм. Пол-
ное число витков равняет-
ся 6,5-7,5, внутренний диа-
метр пружины составляет
20-30 мм, длина в свобод-
ном состоянии 40-55 мм.
100
I
•
Опыт эксплуатации по-
казал, что в одинаковых
условиях время образова-
ния паровых пробок у на-
сосов с корпусными дета-
лями из цинковых сплавов
возрастает в 1,3 раза по
сравнению с насосами,
у которых корпусные дета-
ли изготовлены из алюми-
ниевых сплавов.
I
•
Для изготовления пру-
жин клапанов применяют
проволоку из фосфори-
стой бронзы диаметром
0,2-0,4 мм. Обычно пру-
жины имеют 5,5-6,5 рабо-
чих витка; наружный диа-
метр 6-8 мм, жесткость
около 0,3-0,4 Н/см.
фрагмы. Жесткость пружины диафрагмы отечественных насо-
сов равна 12-35 Н/см.
Самым ответственным узлом в насосе является диафрагма.
Ее изготовляют из нескольких слоев специальной лакоткани,
обладающей большой прочностью и упругостью. Срок службы
диафрагмы в основном зависит от сопротивления на всасыва-
нии, давления при нагнетании, площади кольца £>3 — D{, радиу-
сов R и г, частоты колебаний и ускорений движения диа-
фрагмы. Чем больп с сопротивление при всасывании, создавае-
мое трубопроводом, каналом в корпусе насоса, фильтром
и впускным клапаном, тем больше напряжение на разрыв
в диафрагме, так как всасывание происходит принудительно.
Уменьшение давления вследствие сопротивления на всасыва-
нии может достигать 0,05 МПа.
Срок службы диафрагмы зависит также от выбранных диа-
метров , D2 и D3. Если D| и D2 приближаются к D3, то при
Ин г = const не только уменьшаются размеры, но и увеличи-
вается стойкость диафрагмы, так как с сокращением площади
кольца диафрагмы уменьшается сила, действующая на нее.
Для снижения сопротивления при всасывании необходимо
увеличивать площадь проходного сечения клапанов. Однако
при размещении клапанов большого диаметра возникают
трудности, кроме того, такие клапаны недостаточно надежны.
Поэтому лучше использовать несколько впускных клапанов.
Например, в насосах Б-9 устанавливают два клапана, в насосах
Б-ЮБ-три. Ход клапанов составляет 1,5-2,5 мм. Диаметр от-
верстий впускного и нагнетательного клапанов можно выби-
рать в пределах (0,12-0,16) Е)к.
Частота колебаний диафрагмы зависит от привода насоса.
Насосы с механическим приводом обычно приводятся в движе-
ние от эксцентрика на распределительном валу. Диаметр экс-
центрика составляет 35-42 мм, а эксцентриситет 3-4 мм. При
таком приводе минимальны ускорения движения диафрагмы.
Корпусные детали топливоподкачивающих насосов изго-
товляют из легкоплавких цинковых и алюминиевых сплавов
литьем под давлением. У цинковых сплавов коэффициент теп-
лопроводности меньше, чем у алюминиевых. Поэтому при ра-
боте топливо в насосе с корпусными деталями из цинкового
сплава нагревается меньше, чем в насосе с корпусными деталя-
ми из алюминиевого сплава. Вследствие этого улучшается пуск
двигателя при высокой температуре окружающей среды.
Клапаны делают обычно из бензомаслостойкой резины
и устанавливают вместе с седлом и пружиной в латунном кор-
пусе или без седла в корпусе из цинкового сплава.
Пружины впускного и нагнетательного клапанов оказывают
большое влияние на подачу насоса, давление нагнетания и раз-
режение при всасывании. При слабой пружине впускного кла-
пана уменьшается не только сопротивление, но также и ско-
рость посадки клапана. Последнее приводит к обратному
перетеканию части топлива из полости диафрагмы во всасы-
вающую линию в начальный период нагнетания. При чрезмер-
но жесткой пружине происходит резкая посадка клапана, но
значительно увеличивается гидравлическое сопротивление.
Центробежный насос с электрическим приводом рассчиты-
ъают по обычной методике расчета центробежного насоса.
101
§12. Ограничители максимальной
частоты вращения
карбюраторных двигателей
Работа двигателя при частоте вращения вала, превышаю-
щей номинальную, приводит к увеличению износа его деталей,
а также к повышению расхода топлива и масла. Поэтому кар-
бюраторные двигатели часто снабжают специальными регуля-
торами (ограничителями), ограничивающими максимальную
частоту вращения вала двигателя. Особенно широко ограничи-
тели применяют на автомобильных карбюраторных двигате-
лях. Необходимость их установки обусловлена все возрастаю-
щими скоростями движения автомобилей и частотой вращения
вала двигателя.
Скоростные ограничители максимальной частоты вращения
начинают работать под действием скоростного напора и пере-
пада статических давлений смеси на дроссельную или дополни-
тельную заслонку, устанавливаемую между карбюратором
и впускным трубопроводом двигателя.
Центробежные ограничители действуют на дроссельную
или дополнительную заслонку через систему тяг и рычагов или
при помощи другого исполнительного механизма.
К ограничителю карбюраторного двигателя предъявляют
следующие основные требования: 1) плавное включение и вы-
ключение; 2) минимальная потеря мощности двигателя при
установке ограничителя; 3) перепад частот вращения вала на
режимах максимальной мощности и холостого хода не должен
превышать определенного значения; 4) достаточно точное
ограничение максимальной частоты вращения вала на режиме
холостого хода; 5) стабильность работы (исключение само-
произвольного изменения частоты вращения вала двигателя);
6) легкость регулирования; 7) возможность настройки на раз-
ную частоту вращения вала.
В скоростном ограничителе функции чувствительного эле-
мента выполняет заслонка. В отдельных конструкциях (напри-
мер, карбюраторы К-49, МКЗ-14В, К-80 и др.) заслонка ограни-
I
В карбюраторных дви-
гателях применяют огра-
ничители частоты враще-
ния скоростного и центро-
бежного типов.
I
•
Скоростные ограничи-
тели отличаются от цен-
тробежных более простой
конструкцией и меньшей
стоимостью.
Рис. 90. Ограничители,
имеющие общую с карбю-
ратором заслонку:
а - ограничитель с плоской за-
слонкой ; б - ограничитель
с заслонкой сложной формы;
1 -балансир; 2-ось дроссель-
ной заслонки; 3-дроссельная
заслонка; 4 - игольчатый под-
шипник ; 5 - муфта привода за-
слонки от ножной педали;
6-шпилька крепления муфты
в корпусе; 7-серьга; S-пру-
жина; 9-шпилька; 10 -регу-
лировочный винт; 11 - кол-
пак; 12 - регулировочная гай-
ка; 13-корпус ограничителя;
14 -отверстия для присоеди-
нения трубки вакуум-коррек-
тора угла опережения зажига-
ния; /-упор на серьге; II-
упор балансира или дроссель-
ной заслонки
102
16-16,5
6
7
8
Рис. 91. Ограничитель
с пневматическим усилите-
лем:
1 - воздушный фильтр; 2 -
пружина; 3- ленточная тя-
га; 4 - кулачок;	5 - корпус
ограничителя; 6 - игольчатый
подшипник; 7 - дроссельная
заслонка; S-ось дроссельной
заслонки; 9-гайка натяжения
пружины; 10-винт для регу-
лировки жесткости пружины;
11 - поршень пневматическо-
го усилителя;12-шток порш-
ня; 13-ролик привода дрос-
сельной заслонки
чителя является одновременно и дроссельной заслонкой
карбюратора (рис. 90). Это делают в основном для того, чтобы
не увеличивать высоту расположения карбюратора. Однако
у таких ограничителей заслонка имеет сложную форму, и
в случае установки карбюратора без ограничителя требуется
изменение его конструкции. Поэтому лучшими конструкциями
следует считать такие, у которых ограничитель имеет специаль-
ную плоскую заслонку, расположенную в отдельном корпусе
(рис. 91). Подобное устройство применяют в карбюраторах ти-
па К-82, К-84, К-104, К-126 и др.
Заслонку скоростного ограничителя помещают на оси, сме-
щенной относительно оси патрубка на 2--3,5 мм, так что под
воздействием скоростного напора смеси и статического перепа-
да давлений она стремится закрыться, чему препятствует пру-
жина. По мере прикрытия заслонки увеличивается площадь, на
которую действует скоростной напор, и одновременно возра-
стает перепад давлений до и после заслонки. Вследствие этого
заслонка поворачивается со все возрастающей угловой ско-
ростью, что обусловливает излишне высокую чувствительность
ограничителя и затрудняет остановку заслонки в нужном поло-
жении. Кроме того, при слишком высокой чувствительности
ограничителя заслонка будет непрерывно качаться на оси в ре-
зультате малейших изменений скорости потока смеси. Это
ускоряет изнашивание подшипников оси, а следовательно, при-
водит к нарушению точности регулирования.
При работе двигателя равновесное положение заслонки
ограничителя определяется действующими на заслонку момен-
том силы натяжения пружины и моментами сил, создаваемых
скоростным напором и перепадом давления. Для того чтобы
заслонка вначале поворачивалась быстро, а при приближении
к нужному положению - замедленно, необходимо следующее.
1.	Вынести точку присоединения подвижной серьги (через
которую пружина соединяется с заслонкой или с промежуточ-
103
ной деталью) к заслонке из средней плоскости ее по направле-
нию к пружине и ограничить перемещение серьги упором на
заслонке (ограничители карбюратора К-49, К-80 и др.).
2.	Использовать рессорную пружину вместо цилиндриче-
ской винтовой. Сила, создаваемая такой пружиной, увеличи-
вается прямо пропорционально росту скоростного напора на
заслонку по мере ее прикрывания, что обеспечивает достаточно
плавное поворачивание ее. Дополнительным преимуществом
рессорной пружины является также то, что в случае поломки
одного листа ограничитель не выходит из строя.
3.	Соединить ось заслонки ограничителя с цилиндрической
пружиной при помощи кулачка специального профиля и лен-
точной гяги. Последнюю одним концом крепят к пружине,
а другим к кулачку. Тогда по мере поворота заслонки повора-
чивается кулачок, вследствие чего увеличивается плечо прило-
жения силы пружины, а следовательно, и ее момент. Ленточ-
ную тягу следует изготовлять из очень гибкой стали,
способной выдерживать большое число (10 млн. и более) изги-
бов без усталостных поломок. Такое присоединение исполь-
зуют в ограничителях карбюраторов типа К-82, К-84 и др. (см.
рис. 91). Тягу в этих ограничителях изготовляют из ленточной
стали У8А толщиной 0,1 мм.
Чтобы получить момент, необходимый для преодоления
трения в подшипниках оси при открывании заслонки, послед-
нюю устанавливают с некоторым начальным углом, соста-
вляющим около 15% максимального угла прикрытия заслонки
(например, в карбюраторах К-80, К-82 и К-84 этот угол равен
9°), или применяют заслонку более сложной формы (например,
в карбюраторах К-49, МКЗ-14В и др. плоскость, на которую
набегает поток смеси, наклонена под углом 12-15° к нему).
Кроме того, для уменьшения трения ось заслонки (или заслон-
ку на оси) устанавливают на подшипниках качения (как прави-
ло, игольчатых).
Четкость фиксирования положения заслонки улучшается, ес-
ли в ее привод ввести пневматический усилитель поршневого
или диафрагменного типа. Пневматический усилитель поршне-
вого типа имеют ограничители карбюраторов К-82 и К-84 (см.
рис. 91). На одну сторону поршня усилителя действует атмос-
ферное давление, а на другую-давление во впускном трубо-
проводе двигателя. Чтобы в усилитель не попадала пыль, его
полость соединяют с атмосферой через фильтр (карбюратор
К-82) или с пространством после воздушного фильтра (карбю-
ратор К-84).
Для обеспечения надежной работы детали ограничителей
делают из коррозионно-стойких материалов или применяют
антикоррозионные покрытия (цинком, хромом и т. п.). Заслонку
ограничителя изготовляют из латуни или оцинкованной стали
10, корпус и крышку-из алюминиевого или цинкового сплава,
кулачки-из цинкового сплава, поршень усилителя-из стали 08,
а затем хромируют.
На стабильность характеристики скоростного ограничителя
максимальной частоты вращения вала влияют параметры
окружающей среды, силы трения в его механизме, а также из-
менение сопротивления впускной системы (ее части до ограни-
чителя). При понижении наружного давления или увеличении
I
•
Пневматический усили-
тель не только улучшает
четкость и стабильность
установки заслонки, но
и облегчает трогание ее
с места, а также способ-
ствует прикрыванию ее
в случае работы двигателя
с малой нагрузкой и облег-
чает получение необходи-
мого закона поворота за-
слонки. Конструкция уси-
лителя должна быть та-
кой, чтобы перемещение
поршня сопровождалось
минимальным трением
и происходило без враще-
ния его вокруг оси.
104
I
•
В ограничителях ча-
•.! оты вращения пружины
1меют 14-20 рабочих вит-
ков со средним диаметром
S.5-10mm и жесткость
5 0-15 Н/см. При изгото-
влении пружины не сле-
|ует предъявлять особо
/ грогих требований
. жесткости, так как ее лег-
ко можно изменить при
становке пружины, регу-
щруя число рабочих вит-
ков. Материал пружин —
фоволока из стали 65Г
шаметром 1,0-1,2 мм.
сопротивления воздушного фильтра уменьшается кинетическая
энергия потока, а следовательно, и момент, поворачивающий
заслонку. Это приводит к запаздыванию действия ограничите-
ля, т.е. он включается в работу при более высокой частоте вра-
щения вала, чем расчетная.
Наличие сил трения в механизме ограничителя увеличивает
частоту вращения вала двигателя, при которой начинает рабо-
тать ограничитель. Кроме того, изменение сил трения также
приводит к колебаниям заданной частоты вращения и наруше-
нию стабильности действия ограничителя. Для облегчения тро-
гания с места, уменьшения запаздывания включения и пониже-
ния чувствительности ограничителя к изменению сил трения
в нем необходимо следующее:
1)	устанавливать ось заслонки на подшипниках качения, хо-
рошо обрабатывать трущиеся поверхности, применять анти-
коррозионные покрытия деталей и т.п.;
2)	выбирать не слишком малый начальный угол положения
заслонки или применять заслонку со скошенной под углом
площадкой, направленной навстречу набегающему потоку;
3)	увеличивать расстояние от точки крепления пружины
к заслонке до оси вращения последней, что уменьшает необхо-
димое усилие пружины;
4)	увеличивать эксцентриситет заслонки, что обусловливает
уменьшение давления смеси на заслонку для получения необхо-
димого поворачивающего момента.
Конструкция крепления пружины должна быть такой, чтобы
можно было изменять не только натяжение пружины, но и ее
жесткость путем увеличения или уменьшения числа рабочих
витков. Обычно для изменения числа рабочих витков пружины
применяют регулировочный винт со штифтом или со специаль-
ной резьбой (штифт или выступы резьбы входят в зазор между
витками пружины). Натяжение пружины изменяют с помощью
регулировочной гайки. При изменении натяжения пружины из-
меняется начало работы ограничителя, а при увеличении или
уменьшении ее жесткости ~ характеристика ограничителя.
В качестве примера центробежного ограничителя рассмот-
рим ограничитель двигателей ЗИЛ-130 и 3M3-53. Ограничитель
состоит из чувствительного элемента центробежного типа (рис.
92, а) и вакуумного диафрагменного исполнительного механиз-
ма (рис. 92, б), который или встраивают в карбюратор (карбю-
раторы К-88А, К-89А, К-126Б и их модификации), или устана-
вливают в виде специального устройства - проставки между
карбюратором и впускным трубопроводом. В корпусе 1 вра-
щается корпус 3 ротора с грузом 14, который под действием
центробежной силы прижимается к корпусу 1 и перекрывает
отверстие В; через это отверстие воздух из патрубка после воз-
душного фильтра по каналам А, Б и Г поступает к исполни-
тельному вакуумному механизму. При частоте вращения вала
меньше регулируемой груз 14 оттягивается пружиной 9, в ре-,
зультате чего открывается доступ воздуха к исполнительному
вакуумному механизму по каналам Б и Г. Изменяя натяжение
пружины 9 винтом 10, можно изменять регулируемую частоту
вращения вала.
Исполнительный диафрагменный вакуумный механизм со-
стоит из вакуумной камеры с диафрагмой 20, связанной што-
105
Рис. 92. Центробежный
ограничитель с вакуумным
диафрагменным исполни-
тельным механизмом:
а - чувствительный элемент;
б - исполнительный меха-
низм; 1 -корпус датчика;
2 - крышка; 3 - корпус ротора;
4-седло клапана; 5-опорная
шайба; 6 - сальник; 7 - фитиль
вала ротора; S-вал ротора;
9 и 18-пружины; 70-регули-
ровочный винт; 11 -шайба ро-
тора;	12- фитиль втулки;
13-втулка; 14-груз датчика;
15 и 16-воздушные жиклеры;
17 - дроссельная заслонка;
19 - шток диафрагмы;
20 -диафрагма; А и Ж-ка-
налы подвода воздуха из воз-
душной камеры карбюрато-
ра; Б и Г -каналы датчиков;
В - отверстие; Д и Е - каналы,
сообщающие полость под
диафрагмой с пространством
соответственно перед дрос-
сельной заслонкой и после нее
ком 19 с рычагом оси дроссельной заслонки 17. Под действием
разрежения заслонка 17 прикрывается, и частота вращения ва-
ла двигателя ограничивается. Заслонка возвращается в исход-
ное положение пружиной 18, натяжение и жесткость которой
можно регулировать.
В исполнительном механизме используется разрежение
в диффузоре карбюратора и в смесительной камере. Так как
разрежение в диффузоре велико при полной и близких к ней
нагрузках и мало при частичных нагрузках, а в пространст-
ве за дроссельной заслонкой, наоборот, оно мало при пол-
ной нагрузке и велико при частичных,' эти две полости со-
единены между собой воздушными жиклерами 15 и 16. Вслед-
ствие этого обеспечивается необходимое разрежение для пере-
мещения диафрагмы при любой нагрузке двигателя. Простран-
ство за диафрагмой каналом Ж соединяется с пространством
после воздушного фильтра.
Ограничитель приводится в движение от распределительно-
го вала двигателя. В автомобильных двигателях такой ограни-
читель также встраивают в распределитель зажигания, от вали-
ка которого он приводится в движение. Ограничитель обеспе-
чивает высокую стабильность ограничиваемой частоты враще-
ния независимо от нагрузки двигателя. Сопоставление ско-
ростных характеристик двигателя ЗИЛ-131 с центробежным
ограничителем (рис. 93, кривая 1) и двигателя ЗИЛ-157КД со
Рис. 93. Скоростные ха-
рактеристики двигателей
ЗИЛ-131 и ЗИЛ-157КД
106
I
•
В холодное время года
на заслонке ограничителя
может образоваться лед.
Для устранения этого
рекомендуют обогревать
корпус заслонки теплым
воздухом, отработавши-
ми газами или водой из си-
стемы охлаждения.
I
Диапазон регулирова-
ния максимальной ча-
стоты вращения вала дви-
гателя	составляет
200-300 об/мин у центро-
бежных ограничителей
и 600-800 об/мин у ско-
ростных ограничителей;
потеря мощности двигате-
ля при установке ограни-
чителя не превышает 4%.
Рис. 94. Внешняя харак-
теристика двигателя
ЗМЗ-504.10:
--------с впрыскиванием
топлива;-------с карбю-
раторной системой питания
I
•
Замена карбюратора си-
стемой впрыскивания по-
зволяет повысить мощ-
ность двигателя, частоту
вращения его вала и увели-
чить степень сжатия на
0,5-0,7.
скоростным ограничителем (кривая 2) показывает, что в пер-
вом случае диапазон регулирования частоты вращения (Ап =
= 200 об/мин) в 3 раза меньше, чем во втором (Ап =
= 600 об/мин).
При' установке ограничителя любого типа не должны ухуд-
шаться наполнение цилиндров и равномерность распределе-
ния горючей смеси, не должны изменяться условия работы
карбюратора и распределителя зажигания, в особенности его
вакуум-корректора угла опережения зажигания. Как показы-
вает практика, равномерность распределения смеси по ци-
линдрам лучше, если ось заслонки ограничителя параллельна
оси коленчатого вала.
Основные элементы конструкции ограничителей выбирают
на основании данных по существующим конструкциям и дово-
дят экспериментальным путем. Расчет ограничителей может
быть произведен по методике, аналогичной той, которую при-
меняют при расчете дроссельных регуляторов.
§13. Системы питания двигателей
с впрыскиванием легкого топлива
и принудительным зажиганием
В двигателях с впрыскиванием легкого топлива последнее
подается специальным насосом и впрыскивается через форсун-
ку в цилиндр или во впускной трубопровод, как правило, в не-
посредственной близости от впускного клапана.
По сравнению с карбюраторными двигателями двигатели
с впрыскиванием бензина имеют следующие преимущества.
1. Топливо равномернее распределяется по цилиндрам, что
дает возможность поддерживать одинаковый состав смеси
в цилиндрах, вследствие чего повышается экономичность дви-
гателя. При однородном составе смеси в цилиндрах снижается
разброс показателей их работы, уменьшаются вибрация и из-
нос деталей.
*2. Исключаются потери части топлива при продувке цилин-
дра, что увеличивает экономичность и мощность двигателя
(рис. 94).
3.	Уменьшается сопротивление впускной системы вслед-
ствие отсутствия карбюратора и улучшается наполнение ци-
линдра, а следовательно, повышается мощность двигателя.
4.	Можно несколько повысить степень сжатия двигателя
вследствие более однородного состава смеси в цилиндрах
и возможности организовать продувку. В результате повы-
шается мощность и улучшается экономичность двигателя.
5.	Достигается более правильная, чем при карбюраторном
смесеобразовании, коррекция состава смеси при переходе дви-
гателя с одного режима на другой и обеспечивается лучшая
приемистость двигателя.
6.	В отработавших газах содержится меньшее количество
окиси углерода, а также других вредных веществ.
7.	Уменьшается пожарная опасность, так как отсутствуют
карбюратор и большие объемы, заполненные горючей смесью.
8.	Отпадает необходимость в организации подогрева впуск-
ного трубопровода и связанного с этим усложнения его
конструкции.
107
9.	Облегчается возможность при электронном управлении
впрыскиванием исключить подачу топлива на режимах при-
нудительного холостою хода, что значительно уменьшает рас-
ход топлива.
10.	Упрощается решение проблемы нейтрализации токсиче-
ских компонентов отработавших 1азов, поскольку применение
хорошо отрегулированной системы впрыскивания позволяет
использовать только один каталитический грехкомпонентный
нейтрализатор и избежать применения более сложных систем
нейтрализации, таких, как рециркуляция отработавших газов,
подача дополнительного воздуха для дожигания горючих ком-
понентов отработавших газов.
11.	Создаются предпосылки для оптимального управления
работой двигателя на всех режимах с применением микропро-
цессорной техники.
Наряду с указанными преимуществами системы впрыскива-
ния легкого топлива обладают существенными недостатками.
1. Эти системы сложнее, чем системы питания карбюратор-
ного двигателя. Наличие прецизионных деталей и чувствитель-
ной автоматики для регулирования и корректирования состава
смеси обусловливает более высокую стоимость системы впрыс-
кивания легкого топлива по сравнению с карбюраторными
системами.
2. Эксплуатация таких систем сложнее эксплуатации систем
питания с карбюратором. Регулирование и устранение неис-
правностей в системе должны производиться высококвалифи-
цированным персоналом.
Указанные недостатки обусловили ограниченное примене-
ние систем питания с впрыскиванием топлива в цилиндр. Эти
системы используют главным образом в авиационных и неко-
торых двигателях гоночных автомобилей. Топливо в камеру
таких двигателей обычно впрыскивается для обеспечения ра-
ционального смесеобразования и уменьшения потерь топлива
с продувочным воздухом во время такта всасывания. Струя
топлива направляется в сторону выпускного клапана. Топливо
впрыскивают под давлением 4-5 МПа через закрытые кла-
панные форсунки. Условия работы форсунок тяжелые, и трудно
обеспечить их надежную работу.
В отличие от дизелей в двигателях с впрыскиванием легкого
топлива и принудительным зажиганием регулирование мощно-
сти не может быть реализовано только изменением цикловой
подачи. В этих двигателях осуществляют количественное регу-
лирование, поэтому при изменении режима их работы для
обеспечения оптимального состава смеси подача топлива дол-
жна меняться автоматически при изменении его расхода.
На рис. 95 приведена схема системы впрыскивания в ци-
линдр, применяемая в авиационных двигателях. Подача топ-
лива осуществляется топливным насосом 3, мало отличаю-
щимся по конструкции от насосов, применяемых в дизелях.
Насос имеет пневматическую систему регулирования с гидроу-
силителем 2. Пневмоэлемент, представляющий собой сильфон
I, заполненный сухим азотом, реагирует на изменение давления
и температуры воздуха, поступающего из компрессора. Одна
из полостей сильфона соединена с атмосферой, поэтому пнев-
моэлемент реагирует на изменение внешнего давления. Гидро-
I
•
Применение системы
впрыскивания уменьшает,
а в отдельных случаях ис-
ключает возможность об-
разования пленки топли-
ва на стенках впускного
трубопровода.
Рис. 95. Схема системы
впрыскивания в цилиндр
авиационного двигателя
108
I
•
При впрыскивании
топлива в зону впускного
клапана мощность и эко-
номичность двигателя
мало зависят от момента
впрыскивания, поэтому
системы впрыскивания во
впускной трубопровод
имеют различное исполне-
ние. Возможно периодиче-
ское впрыскивание, когда
подача топлива осущест-
вляется в определенные
промежутки цикла, при-
чем топливо подается
группой форсунок или все-
ми форсунками одновре-
менно, а также непрерыв-
ное впрыскивание.
усилитель 2 включен в систему для создания перестановочного
усилия, необходимого для одновременного поворота несколь-
ких плунжеров топливного насоса.
Для повышения надежности работы форсунок и упрощения
аппаратуры впрыскивания повсеместное распространение на
автомобильном транспорте получили системы впрыскивания
топлива во впускной тракт. При этом форсунки устанавливают
либо в головке блока, либо во впускном трубопроводе в непо-
средственной близости от окон головки (распыленное форсун-
ками топливо поступает в зону впускных клапанов), либо во
впускной трубопровод на расстоянии от впускных клапанов
(смесь начинает образовываться в каналах впускного трубопро-
вода). В последнем случае через одну форсунку, установленную
до разветвления, топливо можно подавать в группу цилиндров.
Возможен также вариант, когда топливо подается одной фор-
сункой в общую смесительную камеру, откуда смесь поступает
в патрубки отдельных цилиндров. Впрыскиваемое топливо под-
хватывается потоком всасываемого воздуха и, смешиваясь
с ним, поступает в цилиндр. При впрыскивании часть топлива
оседает на стенках трубопровода и поверхности клапана, отку-
да испаряется, а частично уносится в цилиндр в виде капель.
Мощность двигателя с впрыскиванием легкого топлива ре-
гулируют при помощи дроссельной заслонки, которая изме-
няет количество воздуха, поступающего в цилиндры двигателя,
а состав смеси зависит от массы топлива, впрыскиваемого то-
пливоподающей аппаратурой. Состав смеси в системах впры-
скивания легкого топлива регулируют по расходу воздуха; рас-
ходу воздуха и частоте вращения вала двигателя; углу
открытия дроссельной заслонки и частоте вращения вала дви-
гателя; разрежению во впускной системе и частоте вращения
вала двигателя; составу отработавших газов. Кроме того, со-
став смеси корректируют в зависимости от температурного ре-
жима работы двигателя, давления и температуры окружающе-
го воздуха.
В зависимости от выбранного способа регулирования изме-
няется состав датчиков, регулирующей и впрыскивающей аппа-
ратуры.
Система впрыскивания с пневмомеханическим
управлением и непрерывной подачей
топлива
Особенностью этой системы является непрерывная подача
топлива во впускные каналы под постоянным давлением около
0,45 МПа. Регулирование состава смеси основано на непосред-
ственной зависимости расхода топлива от расхода воздуха.
Главными элементами системы (рис. 96) являются измери-
тель расхода воздуха 7, выполненный в одном корпусе с регу-
лятором подачи топлива 13, пусковая 4 и главная 2 клапанные
форсунки, открывающиеся при давлении 0,45 МПа, терморегу-
лятор 22, аккумулятор давления топлива 28, топливный насос
21. Система работает следующим образом. Топливо из бака 25
подается насосом 27 через аккумулятор давления топлива 28
и фильтр 26 по топливопроводу высокого давления в нижнюю
109
полость регулятора подачи топлива 13. Из нижней полости
топливо поступает в верхнюю камеру над диафрагмой 10 через
выточку в плунжере 11 и щель, образованную кромкой плунже-
ра (золотника) и отверстием канала, ведущего в полость диф-
ференциального диафрагменного клапана. Число дифферен-
циальных клапанов равно числу цилиндров двигателя. Прогиб
диафрагмы 10 дифференциального клапана зависит от перепа-
да давлений на ее поверхностях, который, в свою очередь, зави-
сит от расхода топлива через щель, образованную кромкой
плунжера. От положения диафрагмы зависит зазор между диа-
фрагмой и кромками трубки 9, по которой топливо поступает
к форсунке 2. При больших прогибах диафрагмы площадь
кольцевой щели между ней и кромками трубки 9 увеличивает-
ся, и большее количество топлива поступает к форсунке.
Положение плунжера И регулятора подачи топлива 13
определяется положением рычага 23 измерителя расхода возду-
ха 7 и корректируется гидравлическим терморегулятором 22,
изменяющим давление топлива над плунжером. Основное на-
значение терморегулятора - обогащение смеси при прогреве
двигателя. При холодном двигателе биметаллическая пластина
20 регулятора давления нажимает на пружину клапана 21, диа-
фрагма 19 прогибается, и топливо возвращается в бак. Давле-
ние над плунжером 11 уменьшается, плунжер перемещается
вверх, и подача топлива форсунками увеличивается.
По мере прогрева двигателя ослабевает воздействие биме-
таллической пластины, пружина не прогибает диафрагму 79,
уменьшается количество топлива, перепускаемого из линии вы-
сокого давления в бак, и давление над плунжером увеличивает-
ся. Плунжер перемещается вниз, вызывая уменьшение подачи
топлива. Количество воздуха, поступающего в двигатель, регу-
лируется дроссельной заслонкой 5 и определяется измерителем
расхода воздуха 7. В конической горловине измерителя расхода
воздуха находится пластина 8, закрепленная на рычаге 23. Ры-
чаг вращается на оси 17. Масса пластины и рычага уравнове-
Рис. 96. Схема системы
впрыскивания с пневмоме-
ханическим управлением:
1 -датчик температуры охла-
ждающей жидкости; 2-глав-
ная форсунка; 3 - топливопро-
вод; 4-пусковая форсунка;
5 - дроссельная заслонка;
6 - перепускной клапан; 7 - из-
меритель расхода воздуха;
8 - пластина;	9 - трубка;
10- диафрагма дифферен-
циального клапана;11 - плун-
жер (золотник); 12 и 14-ка-
налы; 13 -регулятор подачи
топлива; 15 - предохрани-
тельный клапан; 16 -пере-
пускной канал; 17-ось рыча-
га; 18 -груз; 19- диафрагма
терморегулятора; 20 - биме-
таллическая	пластина;
21 - клапан терморегулятора;
22 - терморегулятор; 23 - ры-
чаг измерителя расхода воз-
духа ; 24 - регулировочный
рычаг; 25 - топливный бак;
26 - топливный	фильтр;
27-топливный насос; 28-ак-
кумулятор давления топлива
110
Рис. 97. Расчетная схема
измерителя расхода возду-
ха
шивается грузом 18. При работе двигателя движение воздуха
в кольцевой щели, образованной пластиной и конической по-
верхностью измерителя, создает перепад давлений, пропорцио-
нальный расходу воздуха. На пластину действует подъемная
сила, стремящаяся повернуть рычаг 23. Момент, создаваемый
этой силой, уравновешивается моментом, возникающим от да-
вления топлива, находящегося над плунжером 11, Поскольку
плунжер воздействует на рычаг 23, то каждому расходу возду-
ха соответствует определенный расход топлива. Меняя конфи-
гурацию конической горловины измерителя расхода, можно из-
менять характеристику системы по составу смеси. Для регули-
рования количества топлива, подаваемого в цилиндры двигате-
ля на малой частоте вращения холостого хода, введен рычаг 24
с регулировочным винтом.
В период пуска и прогрева двигателя работает пусковая
электромагнитная форсунка 4, в которую топливо поступает из
нижней полости регулятора. Пусковая форсунка включается
одновременно со стартером и отключается датчиком 1 темпе-
ратурного состояния двигателя при нагревании воды в системе
охлаждения двигателя до заданной температуры. Кроме того,
электрическая схема обеспечивает работу перепускного клапана
6, регулирующего расход воздуха, который по мере прогрева-
ния двигателя открывает перепускной канал, обедняя смесь.
Состав смеси, приготовляемый системой, будет зависеть от
расхода воздуха через кольцевую щель измерителя расхода
и расхода топлива через зазор между выточкой плунжера 11
и окном' в камеру над диафрагмой 10.
Объемный расход воздуха через кольцевую щель между
кромкой пластины и стенками конической горловины измери-
теля расхода при подъеме пластины на высоту h (рис. 97) мож-
но вычислить по формуле
GB = ЦвЛПп/» tg Y |/2Лррв,
где цв-коэффициент расхода воздуха через щель; Dn-диаметр
пластины; у-угол образующей горловины; Ар-перепад давле-
ний при течении воздуха через щель; рв-плотность воздуха.
По условиям равновесия рычага
ApFn = p^F^x/h,
где Fn-площадь пластины; рт-давление топлива над плунже-
ром регулятора давления; FT-площадь плунжера; х-переме-
щение плунжера.
Тогда, учитывая, что отношение x/h — Ц /12 = const, GB =
= pB7cDn tg Y j/2FTx/(Fnh) ]/pTpB h. Если пренебречь изменением
плотности воздуха и коэффициента расхода цв, то можно счи-
тать, что при постоянном давлении топлива над плунжером за-
висимость между расходом воздуха и перемещением h пла-
стины измерителя расхода линейна.
Расход топлива через зазор между кромкой плунжера
и окном
GT = цтх$ |/2Дрт рт,
где цТ“коэффициент расхода топлива; s-ширина сечения ще-
ли; Арт-перепад давлений при течении топлива через зазор.
111
Из уравнения равновесия сил, действующих на диафрагму
(рис. 98), получаем
Р1Т1 = Р2 (Т1 - FTp) + p3Fjp + А + (с-сд)г,
где и Frp площадь диафрагмы и сечения трубки; рг, р2 и
р3 - давления в нижней, верхней полости и в трубке; с и
с’д - жесткость пружины и диафрагмы; z- прогиб диафрагмы;
А-усилие предварительной затяжки пружины.
Обычно FTp < F;i ; F3FTp «	• Тогда Ард = рг —
— р2 A/Fa. Таким образом, получаем следующую линейную
зависимость расхода топлива от перемещения плунжера: GT =
= pTxsJ/24pT/Fa.
Получив выражения расходов воздуха и топлива можно вы-
числить коэффициент избытка воздуха
Рис. 98. Схема дифферен
циального клапана
GB = tg у |iB j / 4ГдГтр рв/1
GT/0 V Нт ! лАртх т
Приведенное выражение показывает, что состав смеси мож-
но изменять, воздействуя на геометрические параметры изме-
рителя расхода воздуха и регулятора топлива, а также на да-
вление топлива рт над плунжером. При выбранных параметрах
конструкции измерителя и регулятора
а = В (цв /цт) |/(Pb/Pt)Wx) Рт ,
где В = [tg 7/(/os)] /4ВдГтр/(лА).
Из этого выражения следует, что состав смеси можно регу-
лировать двумя способами:
а)	изменением отношения h/x при помощи регулировочного
винта рычага 24 (см. рис. 96);
б)	изменением давления рт в системе гидравлического регу-
лирования, что приведет к изменению положения плунжера
и расхода топлива через форсунку, а также к перемещению ры-
чага измерителя расхода.
I
•
Система впрыскивание
с пневматическим упра
влением и непрерывным
впрыскиванием топли ва
позволяет изменять коли
чество смеси в отношении
1 :30 и поддерживать тре-
буемый для данного режи-
ма состав смеси.
Система с электронным регулированием расхода
воздуха и периодическим впрыскиванием
топлива
Такая система разработана фирмой Бош и широко приме-
няется на европейских легковых автомобилях. Дозирование
топлива в системе осуществляют электромагнитные форсунки,
производящие двухразовое (одно впрыскивание на одтн обо-
рот) одновременное впрыскивание в зону впускного клапана.
Схема системы приведена на рис. 99. Топливо из бака 1 по-
дается роликовым насосом 2 через фильтр 4 и редукционный
клапан 16 к главным электромагнитным форсункам 7 и пуско-
вой форсунке 10. Редукционный клапан 16, перепуская избыток
топлива в бак, поддерживает в системе постоянный перепад
(196 кПа) между давлением топлива в корпусах форсунок
и впускным трубопроводом. Поэтому объемная подача топ-
лива зависит от продолжительности открытия клапана форсун-
ки. Клапанами электромагнитных форсунок управляют им-
112
Рис. 99. Схема системы
впрыскивания топлива
с электронным управле-
нием
пульсы переменной длительности, формируемые в электронном
блоке 20. Синхронизация управляющих импульсов с частотой
вращения вала производится импульсами, поступающими
в электронный блок от прерывателя-распределителя 21 си-
стемы зажигания, который питается от батареи 19 через вы-
ключатель зажигания 17 и блок 18 преобразования сигналов
датчиков.
Количество воздуха, поступающего в двигатель, изменяется
дроссельной заслонкой 9 и регулировочным винтом 11. Перед
дроссельной заслонкой расположен измеритель расхода возду-
ха 13, поворотная подпружиненная пластина 15 которого пово-
рачивается под действием потока воздуха на угол, пропорцио-
нальный расходу. Пластина 14 является демпфером, ограничи-
вающим колебания пластины 15. На оси измерителя устано-
влен потенциометр, включенный в управляющие цепи элек-
тронного блока 20. Для обогащения состава смеси на режимах
малых нагрузок и при полном открытии дроссельной заслонки
служит датчик 8 положения дроссельной заслонки. Состав сме-
си на режиме холостого хода регулируют винтом 12, изменяю-
щим площадь проходного сечения перепускного канала. Пуско-
вая электромагнитная форсунка 10 включается одновременно
со стартером, если температура охлаждающей жидкости мень-
ше 15°С. Время включения форсунки возрастает по мере пони-
жения температуры и регулируется термовыключателем 5. Со-
став смеси во время прогрева корректируется в зависимости от
температуры охлаждающей жидкости, измеряемой датчиком 6.
Обогащение смеси при этом осуществляется в результате изме-
нения длительности импульсов, управляющих работой ос-
новных форсунок. Для устойчивой работы двигателя на режи-
ме холостого хода в системе предусмотрено перепускное
устройство 3.
113
На основе рассмотренной схемы разработано несколько си-
стем с электронным управлением, отличающихся отдельными
элементами. Так, для повышения стабильности работы измери-
тель расхода воздуха рассмотренного выше типа в этих систе-
мах заменен датчиком расхода, действующим по принципу тер-
моанемометра. Ввиду отсутствия подвижных деталей срок
службы такого устройства близок к сроку службы автомобиля.
Электронный блок также заменен на новый, имеющий в своем
составе микропроцессор, обеспечивающий более точную обра-
ботку сигналов датчиков.
Созданы комплексные системы, объединяющие управление
зажиганием и подачей топлива. Блок управления таких систем
представляет собой микро-ЭВМ, состоящую из микропроцессо-
ра, запоминающего устройства и системы ввода-вывода. В си-
стемах используются датчики частоты вращения, расхода воз-
духа, температуры охлаждающей жидкости и воздуха, положе-
ния дроссельной заслонки и коленчатого вала. Кроме регули-
рования состава смеси и количества топлива, система позво-
ляет регулировать угол опережения зажигания в зависимости
от нагрузки и частоты вращения коленчатого вала.
Для автомобилей, оборудованных трехкомпонентными ней-
трализаторами, созданы варианты системы с регулированием
по составу отработавших газов с помощью кислородного дат-
чика, определяющего содержание кислорода в выпускном тру-
бопроводе.
Стремление снизить стоимость топливной аппаратуры си-
стем с впрыскиванием легкого топлива и сделать ее соизмери-
мой со стоимостью карбюраторов привело к созданию систем
с центральным впрыскиванием топлива (рис. 100), в которых
Рис. 100. Схема системы
с центральным впрыскива-
нием топлива:
1 -измеритель расхода возду-
ха; 2 - перепускной клапан;
3 - форсунка; 4 - регулятор да-
вления топлива; 5 - датчик по-
ложения дроссельной заслон-
ки^- блок управления; 7 - то-
пливный бак; 8-топливный
насос; 9 - фильтр; 10-дрос-
сельная заслонка; 11 -датчик
температуры охлаждающей
жидкости
114
I
9
По своим техническим
характеристикам и стои-
мости система с цен-
тральным впрыскиванием
занимает промежуточное
положение между карбю-
раторными и сложными
системами впрыскивания.
I
9
Уменьшение парообра-
зования в системе дости-
гается повышением давле-
ния топлива. При исполь-
зовании бензина в системе
требуется поддерживать
давление 170-196 КПа.
I
9
Повышение темпера-
турной стабильности то-
пливоподачи достигается
ограничением нагревания
трубопроводов, а также
перепуском части топлива
через редукционный кла-
пан в бак.
впрыскивание осуществляется одной электромагнитной фор-
сункой в зону перед дроссельной заслонкой или после нее. Если
впрыскивание происходит перед дроссельной заслонкой, то ре-
ализуется положительный эффект влияния дроссельной заслон-
ки на смесеобразование, присущий карбюраторным системам.
Кроме рассмотренных систем существуют системы впры-
скивания с периодической подачей топлива и электронным
регулированием по давлению во впускной системе. В системах
этого типа используют связь между разрежением во впускной
системе и подачей воздуха. Количество воздуха, поступающее
в двигатель, регулируется дроссельной заслонкой. Состав смеси
изменяется в зависимости от давления во впускном трубопро-
воде и частоты вращения вала двигателя. Электронный блок
управления осуществляет коррекцию состава смеси по темпера-
туре воздуха, охлаждающей жидкости и положению дроссель-
ной заслонки.
§	14. Агрегаты системы питания
двигателей с впрыскиванием
легкого топлива
В систему питания двигателей с впрыскиванием легкого
топлива входят: топливные баки, топливные насосы, топ-
ливные фильтры, редукционные клапаны, форсунки, топливо-
проводы, измерители расхода воздуха, электронные блоки
управления, датчики температуры, давления (разрежения), час-
тоты вращения вала двигателя, терморегуляторы и другие
устройства, обеспечивающие функционирование системы.
Вследствие большого разнообразия видов и типов систем,
принципов их регулирования, способов впрыскивания состав
систем сильно отличается, особенно в подсистеме регулирова-
ния.
В отличие от аппаратуры подсистемы регулирования подси-
стема подачи топлива имеет более стабильный состав агрега-
тов. Для нормального функционирования агрегаты подсистемы
топливоподачи должны удовлетворять следующим требова-
ниям: 1) быть нечувствительными к воздействию влаги, пыли,
вибрации, тряски; 2) обеспечивать герметичность системы и не
допускать попадания пузырьков воздуха в систему; 3) препят-
ствовать парообразованию в трубопроводах системы при по-
вышенных температурах; 4) обеспечивать надежный пуск про-
гретого двигателя после непродолжительной стоянки в усло-
виях высоких температур окружающего воздуха.
Удовлетворение перечисленных требований достигается со-
вершенствованием конструкции агрегатов, а также опти-
мальным их размещением в автомобиле.
Для предотвращения попадания воздуха в систему топ-
ливный насос устанавливают под баком или погружают непос-
редственно в топливо. В некоторых системах применяют два
насоса, один из которых находится в топливном баке и подает
топливо на вход насоса, находящегося вне бака.
Для облегчения пуска горячего двигателя на выходе из на-
соса устанавливают обратный клапан, препятствующий паде-
нию давления в системе и вскипанию топлива. Кроме того, на-
115
Рис. 101. Коловратный на-
сос роликового типа
сос оснащают пароперепускным клапаном, облегчающим на-
дежное закачивание топлива пустым насосом. Для пуска
в тропических условиях временно повышают давление в систе-
ме до значения, ограниченного предохранительным клапаном.
В системах впрыскивания легкого топлива применяют элек-
трические топливные насосы, к которым предъявляют следую-
щие требования: высокая износостойкость при работе на
легких топливах; герметичность (при установке ниже топливно-
го бака); пожаробезопасность; простота конструкции; удобство
обслуживания; малая стоимость и низкие энергетические за-
траты. Перечисленным требованиям удовлетворяют коло-
вратные насосы.
Наибольшее распространение получили насосы роликового
типа (рис. 101). Топливо поступает в полость насоса через шту-
цер L В камере насоса на валу 2 эксцентрично установлен ро-
тор 3, в пазах которого размещены ролики 4. При вращении
ротора 3 топливо, захваченное роликами, под давлением выхо-
дит через нагнетательный штуцер 5.
Расчет подачи топливного насоса выполняют по макси-
мальному расходу топлива двигателем:
Qh = к [60 -10 3К7цтах^тахИтах / (2tmin ) + 20],
где Q-в л/мин; /с-коэффициент запаса подачи, к = 1,2 — 1,4;
^цтах- максимальная цикловая подача топлива;
ттах “Длительность импульса при максимальной подаче;
tmin “ минимальный период следования цикловых подач;
итах“ максимальная частота вращения вала двигателя.
Обычно в системах впрыскивания легкого топлива предус-
мотрены две ступени фильтрации топлива: грубая очистка
в сетчатых фильтрах с размерами ячеек 30-50 мкм и тонкая
очистка в бумажных фильтрах.
Редукционный клапан (рис. 103) стабилизирует давление
топлива в системе, так как перепад давлений между впускным
трубопроводом и полостью форсунки определяет цикловую
подачу топлива. Давление в полости 2 уравновешивается дей-
ствующим на диафрагму 7 давлением в полости 4 и усилием
пружины 3. При повышении давления в полости 2 диафрагма
7 с клапаном 9 приподнимается и открывает сливной канал
в штуцере 10, и топливо возвращается в бак. Полость 4 может
сообщаться с атмосферой или со впускным трубопроводом.
Последний вариант применяют чаще, так как в этом случае
Рис. 102. Фильтр тонкой
очистки топлива:
1 -корпус; 2 и 4-нагнета-
тельные штуцеры; 3-крыш-
ка; 5-бумажный фильтрую-
щий элемент
Фильтр грубой очистки
часто устанавливают на
заборнике топлива в баке,
а фильтр тонкой очистки
(рис. 102)-на линии на-
гнетания вблизи от форсу-
нок.
Рис. 103. Редукционный
клапан:
1	и S-соответственно вход-
ной и выходной штуцеры;
2	- топливная	полость;
3	- пружина; 4 - воздушная по-
лость ; 5 - винт регулировки
натяжения пружины; 6-шту-
цер для соединения
с впускным трубопроводом
или с атмосферой; 7 - диа-
фрагма; 9-клапан; 10- шту-
цер
116
4
Рис. 104. Схема электро-
магнитной форсунки
Рис. 105. Электромагнит-
ная форсунка фирмы Бош:
1 -корпус; 2 - распылитель;
3-запирающая игла; 4-упор
бурта; 5 - шайба; 6 - пружина;
7 - сердечник электромагни-
та; 8 - фильтрующий элемент;
9-штуцер подвода топлива;
10 - регулировочный винт;
11- обмотка магнита;
12 -якорь
клапан поддерживает постоянный перепад давлений на клапа-
нах форсунок и обеспечивает стабильность подачи топлива.
Электромагнитные форсунки получили наибольшее распро-
странение в системах впрыскивания легкого топлива во впуск-
ной трубопровод. Они дозируют топливо, работая в импульс-
ном режиме. Продолжительность открытого состояния клапа-
на форсунки зависит от длительности управляющего электри-
ческого импульса, подаваемого на обмотку электромагнита
форсунки. Принципиальная схема электромагнитной форсунки
приведена на рис. 104. В корпусе 1 размещены клапан 2 с пру-
жиной 7, прижимающей его к седлу 8, и электромагнит 3.
Концы обмоток электромагнита выведены наружу через изоли-
рованные контакты 4. Топливо в полость форсунки подводится
по шлангу 5 через фильтр 6.
Конструктивное оформление электромагнитных форсунок
разнообразно, несмотря на то, что их выполняют по единой
принципиальной схеме. На рис. 105 приведен продольный раз-
рез форсунки фирмы Бош. При включении обмотки электро-
магнита в цепь (подача импульса) якорь 12 поднимает иглу 3,
открывая топливу выход из распылителя 2. Ход иглы равен
0,15 мм и ограничен упором 4 бурта в шайбу 5 из твердосплав-
ного материала. Дозирующее отверстие представляет собой
кольцевую щель между распылителем 2 и штуцером иглы 3.
Для настройки форсунок предусмотрен регулировочный винт
10. Конструкция не разборка и ремонту не подлежит.
Требуемую статическую подачу форсунки определяют, ис-
пользуя зависимость
до ~ 0цтах Ац»
где д0-статическая подача форсунки; ^цтах-максимальная ци-
кловая подача; гц-максимальное время открытия клапана.
Зная статическую подачу форсунки, можно вычислить при
известном перепаде давлений на клапане площадь его эффек-
тивного сечения
Нф/ф = 00 /|/2Ар/р,
где Цф/ф-площадь эффективного сечения клапана форсунки;
Ар-перепад давлений на клапане; р-плотность топлива.
Важным моментом является выбор места установки форсу-
нок, их положение и ориентация. Незначительные изменения
в положении форсунки существенно влияют на показатели дви-
гателя. Обычно выбор положения форсунки производят на ос-
нове экспериментальных данных.
В системах с регулированием по расходу воздуха в качестве
датчиков расхода воздуха применяют термоанемометрические,
электромеханические и пневмомеханические измерители расхо-
да. На рис. 106 приведена схема измерителя первого типа. Он
состоит из корпуса 1 с диффузором 3, поперек которого натя-
нута платиновая нить 2, нагреваемая проходящим по ней элек-
трическим током. Температура нити зависит от силы тока, пло-
щади поперечного сечения нити и скорости воздуха, проходя-
щего через диффузор измерителя. Такое устройств^ по
сравнению с другими обладает неоспоримыми преимущества-
ми вследствие отсутствия движущихся частей, скользящих кон-
117
тактов, простоты конструкции. Сложность учета влияния влаж-
ности, температуры и давления окружающего воздуха, излуче-
ния теплоты окружающими деталями успешно преодолевается
современными электронными средствами коррекции.
Датчик расхода электромеханического типа показан на
рис. 107. На пластину 3 кроме скоростного напора действует
усилие пружины. С осью 4 заслонки соединен привод движка
функционального потенциометра, с которого снимается сигнал,
пропорциональный углу поворота заслонки. В измерителе для
демпфирования колебаний заслонки вследствие пульсаций воз-
душного потока предусмотрен демпфер-успокоитель 5 с плас-
тиной 6, перемещающейся в полости демпфера. Демпфирова-
ние осуществляется вследствие перетекания воздуха между
замкнутой полостью демпфера и воздушным трактом через за-
зоры. Для предохранения измерителя от поломок при
обратных вспышках в пластине 3 установлен предохрани-
тельный клапан 2. Измеритель имеет перепускной канал 7, ис-
пользуемый для регулирования расхода воздуха на режиме хо-
лостого хода.
Датчики положения дроссельной заслонки, как правило,
представляют собой электромеханические устройства со сколь-
зящими по ламелям токосъемниками, приводимыми в движе-
ние от оси дроссельной заслонки. При скольжении токосъемни-
ков происходит коммутация цепей при углах открытия
дроссельной заслонки от 0 до 2-4° и при углах открытия, близ-
ких к полным.
Рис. 106. Схема термоа-
немометрического датчика
расхода воздуха фирмы
Бош
Рис. 107. Схема электро-
механического датчика
расхода воздуха фирмы
Бош
§15	. Особые системы двигателей
с принудительным зажиганием смеси
Непрерывное совершенствование двигателей внутреннего
сгорания и их рабочих процессов привело к созданию новых
эффективных рабочих процессов, обеспечивающих высокую
топливную экономичность и умеренное содержание токсиче-
ских компонентов в отработавших газах.
Улучшение протекания рабочего процесса двигателей, рабо-
тающих на легком топливе, достигается интенсификацией элек-
трозажигания (повышением энергии искрового разряда), завих-
риванием рабочего заряда, что создает условия для стабильно-
го развития начального очага пламени, заменой карбюра-
торных систем системами впрыскивания топлива, расслоением
заряда, улучшением гомогенности заряда и равномерности рас-
пределения смеси по цилиндрам в многоцилиндровых двигате-
лях.
Одним из путей улучшения показателей двигателя является
такое распределение топлива в камере сгорания, при котором
в зоне свечи зажигания находится обогащенная смесь, а по ме-
ре удаления от свечи смесь постепенно обедняется. Такое рас-
слоение заряда осуществляют различными способами: раздель-
ной подачей в зону свечи обогащенной смеси, а в остальной
объем цилиндра-обедненной смеси, разделением объема ка-
меры сгорания на две полости, в одну из которых подается
обогащенная смесь, а в другую - обедненная. Кроме того, рас-
118
1
9
Чрезмерное переобога-
щение смеси в зоне свечи
приводит к ухудшению ус-
ловий воспламенения,
а излишнее переобогаще-
ние в удаленных от свечи
зонах обусловливает за-
медление догорания до
полного погасания пламе-
ни в объемах, где состав
смеси выходит за пределы
горючести.
!
л
В двигателях с расслое-
нием заряда достигается
экономия топлива на ча-
стичных режимах и сни-
жается содержание в отра-
ботавших газах окиси
углерода, сгоревших угле-
водородов и канцеро-
генных веществ, а концен-
трация окислов азота из-
меняется незначительно.
Форкамеру оснащают
клапаном, который приво-
дится в движение от до-
полнительных кулачков
распределительного вала.
Для раздельного питания
форкамеры и основной ка-
меры смесью различного
состава применяют либо
два карбюратора, либо
многокамерный карбюра-
тор. На двигателе
ЗИЛ-130Ф устанавливают
трехкамерный карбюра-
тор К-256 с двумя ос-
новными камерами и до-
полнительной камерой
для питания форкамер.
слоение заряда может быть достигнуто впрыскиванием легкого
топлива непосредственно в камеру сгорания в направлении воз-
душного вихря или под некоторым углом против направления
вращения вихря, что приводит к скоплению капель и паров
топлива в средней части камеры, где расположена свеча.
Несмотря на существенное снижение расхода топлива на ча-
стичных нагрузках, двигатели с такой организацией рабочего
процесса не получили широкого распространения, так как край-
не трудно обеспечить оптимальное расслоение заряда в одно-
полостной камере во всем диапазоне скоростных и нагру-
зочных режимов работы двигателя.
Решение этого вопроса облегчается при разделении камеры
сгорания на две полости, одна из которых заполнена обога-
щенной смесью, а другая обедненной смесью или чистым воз-
духом. Свечу при этом располагают в полости с обогащенной
смесью.
Такой принцип положен в основу разработанного в Инсти-
туте химической физики АН СССР процесса с форкамерно-фа-
кельным воспламенением. Этот процесс предусматривает нали-
чие форкамеры объемом 2-5% объема камеры сгорания,
сообщенной каналом малого сечения с основной камерой сго-
рания. В форкамеру через дополнительный клапан поступает
богатая смесь (а — 0,34-0,35), а в основную камеру - обедненная
смесь (ос = 1,64-1,7). Смесь в форкамере зажигают свечой, а ос-
новной заряд в камере сгорания воспламеняется факелом горя-
щей смеси, выбрасываемым из форкамеры.
Несмотря на повышенные тепловые потери, связанные
с увеличением площади поверхности камеры сгорания, и до-
полнительные затраты энергии на перетекание газов из форка-
меры в основную полость, в настоящее время возрос интерес
к форкамерному процессу в связи с проблемой ограничения
токсичности отработавших газов. Наличие в форкамере обога-
щенной и разбавленной оставшимися от предыдущего цикла
продуктами сгорания смеси препятствует образованию окислов
азота, а существование в основной камере обедненной смеси
приводит к уменьшению в отработавших газах окиси углерода.
Обеспечение стабильного и эффективного сжигания сильно
обедненных смесей открывает возможности качественного ре-
гулирования мощности обеднением смеси при полном откры-
тии дроссельной заслонки до — 1,5 и сужения диапазона ре-
гулирования мощности изменением положения дроссельной
заслонки. Это обусловит экономию топлива на частичных на-
грузках и в конечном итоге снижение среднеэксплуатационного
расхода топлива.
Вместе с тем следует отметить, что конструкции двигателя
и карбюратора несколько усложняются, так как необходимо
обеспечить приготовление обогащенной и обедненной смеси
и раздельную их подачу в форкамеру и основную камеру. Раз-
работаны варианты форкамерно-факельного воспламенения
в двигателях, оснащенных системами для впрыскивания легко-
го топлива.
Существенного улучшения протекания процесса сгорания
можно добиться в результате улучшения гомогенности смеси.
Хорошая гомогенизация смеси обеспечивается при уменьшении
размеров капель до 5-10 мкм, что может быть достигнуто
119
лишь при использовании специальных генераторов и испарите-
лей.
Одним из способов, позволяющих получить размеры капель
распыленного топлива до 4-5 мкм, является распыливание
с помощью ультразвука. В этом случае распыливание происхо-
дит не в результате взаимодействия потока воздуха и струи
топлива, а за счет энергии вибрации. Простейшее устройство
для распыливания топлива с помощью ультразвука состоит из
виброголовки с закрепленным на ней коническим наконечни-
ком. Топливо стекает на концевой участок наконечника вибро-
головки, совершающего колебания с частотой 18-20 кГц и ам-
плитудой около 30 мкм. По данным опытов, применение
устройства для ультразвукового распыливания вместо карбю-
ратора позволяет уменьшить расход топлива, повысить ста-
бильность работы двигателя и существенно уменьшить содер-
жание токсических компонентов в отработавших газах.
Заслуживают внимания топливные системы испарительного
типа, в которых образование топливовоздушной смеси осу-
ществляется без распылителя вследствие испарения топлива.
В основу пленочно-испарительной системы смесеобразова-
ния положен следующий принцип физической газификации мо-
торного топлива. Топливо движется под действием потока
воздуха в виде тонкой пленки по поверхности высокотеплопро-
водного испарителя, обогреваемого отработавшими газами.
Температура поверхности испарителя постепенно увеличивает-
ся в направлении движения пленки. Топливо нагревается, и по
достижении температур начала разгонки в нем начинают ки-
петь и испаряться его компоненты. По мере продвижения плен-
ки вдоль поверхности испарителя сначала испаряются легкие
фракции, а затем в зоне более высоких температур тяжелые, и,
наконец, пленка полностью'испаряется, не успев подвергнуться
химическому разложению при высоких температурах.
Пленочно-испарительное устройство может иметь различ-
ное конструктивное исполнение. Один из вариантов предста-
вляет собой обогреваемый снаружи отработавшими газами ис-
паритель, на внутреннюю цилиндрическую поверхность кото-
рого сверху электромагнитными форсунками подается топливо.
Крыльчатка, расположенная после воздухоочистителя у входа
в испаритель, закручивает поток воздуха, и пленка топлива,
увлекаемая этим потоком, движется (по спирали) по поверхно-
сти испарителя, прогревается и испаряется. Пары топлива сме-
шиваются с потоком воздуха и в виде гомогенной топливовоз-
душной смеси поступают в цилиндры двигателя. Количество
смеси регулируют дроссельной заслонкой, установленной после
испарителя. Состав смеси регулирует электронная система до-
зирования количества топлива, впрыскиваемого форсункой.
Возможно применение групповых и индивидуальных испарите-
лей.
Эксперименты показали, что пленочно-испарительная систе-
ма вследствие гомогенизации заряда позволяет расширить
предел эффективного обеднения смеси и повысить экономич-
ность на 10-15%, на 2-3% увеличить мощность двигателя при
том же расходе топлива и существенно уменьшить токсичность
отработавших газов. Кроме того, улучшается работа двигателя
на неустановившихся режимах. Однако, отмечая достоинства
I
•
В пленочно-испаритель-
ном процессе молекуляр-
ная структура топлива не
нарушается.
I
•
Пленочно-испаритель-
ная система позволяет
расширить границы во-
спламеняемости смеси до
а = 1,7 4-1,9; сместить
предел эффективного
обеднения смеси в сторону
бедных смесей до а =
— 1,35 -? 1,4; снизить во
всем диапазоне нагрузок
удельные эффективные
расходы топлива на
6-15%; уменьшить в отра-
ботавших газах содержа-
ние окиси углерода в 1,5-2
раза, окис лов азота-в 1,5
раза, углеводородов - в
2-2,5 раза.
120
пленочно-испарительной системы смесеобразования, следует
указать на более высокую стоимость аппаратуры этой си-
стемы, так как необходимо применять электронную систему
дозирования топлива, оснащенную блоками для обеспечения
пуска, прогрева, самостоятельного и принудительного холосто-
го хода, коррекции по температуре и давлению окружающей
среды, частоте вращения, нагрузке двигателя и его температур-
ному состоянию.
Разработаны устройства, в которых образование топливо-
воздушной смеси происходит в пористых элементах из воло-
кон, пропитанных топливом, поступающим из топливных ка-
мер через жиклеры холостого хода и жиклеры главной
дозирующей системы. Пористые элементы помещают в воз-
душный поток. Рабочую площадь пористого элемента регули-
руют при помощи заслонки.
§16	. Особенности смесеобразования
в двигателях с принудительным
зажиганием на неустановившихся
режимах
В условиях эксплуатации транспортные двигатели большую
часть времени работают на неустановившихся режимах, когда
изменяются нагрузка на двигатель, частота вращения коленча-
того вала, положение органа управления подачей топлива
и воздуха, угол опережения зажигания, состав смеси и тепловое
состояние двигателя.
Для карбюраторных двигателей наиболее характерными не-
установившимися режимами работы являются режимы пуска,
а также режимы, связанные с быстрым открыванием или за-
крыванием дроссельных заслонок. При таких режимах на ха-
рактер протекания сгорания смеси в цилиндре двигателя суще-
ственное влияние оказывают изменение условий смесеобразо-
вания, неравномерность распределения смеси по цилиндрам,
несоответствие теплового состояния двигателя режиму его ра-
боты, особенности конструкции карбюратора и впускной си-
стемы.
При открывании дроссельной заслонки увеличивается по-
ступление горючей смеси в цилиндры двигателя, повышается
его мощность и возрастает частота вращения вала. Однако
крутящий момент, развиваемый двигателем, оказывается обыч-
но меньшим, чем на сходственном установившемся режиме при
том же положении дроссельной заслонки и той же частоте вра-
щения вала двигателя. Основная причина такого изменения
крутящего момента-кратковременное обеднение смеси, посту-
пающей в цилиндры. Первой причиной обеднения смеси при
резком открывании дроссельной заслонки является отставание
подачи топлива карбюратором от расхода воздуха. Топливо из
распылителей дозирующих систем вытекает с запаздыванием,
так как предварительно оно должно заполнить каналы этих
систем.
Второй причиной обеднения смеси в цилиндрах при разгоне
(открытии дроссельной заслонки) является изменение процесса
смесеобразования во впускной системе. При работе с прикры-
121
той дроссельной заслонкой в щели, образованной кромкой
дроссельной заслонки и трубопроводом, происходит интенсив-
ное вторичное распыливание топлива, испарение топлива улуч-
шается, и пленка жидкого топлива на стенках трубопровода от-
сутствует либо имеет незначительную толщину. При резком
открывании дроссельной заслонки воздействие ее кромок на
распыливание ослабевает, качество распыливания ухудшается,
и капли топлива оседают на стенках трубопровода, увеличивая
толщину пленки. В первый период после открытия заслонки
происходит интенсивный рост толщины пленки и ее перемеще-
ние по впускному трубопроводу, что приводит к обеднению го-
рючей смеси.
Когда топливная пленка достигнет цилиндра, возможно
временное переобогащение смеси, и лишь после некоторого пе-
риода времени происходит стабилизация состава смеси, посту-
пающей в цилиндр. В современных двигателях обеднение смеси
кончается уже через 1,5-4 с после начала разгона. Этому спо-
собствуют дополнительные устройства современных карбюра-
торов (ускорительные насосы, пневмоприводы дроссельных за-
слонок и др.).
Кроме временного обеднения смеси при резком открытии
дроссельной заслонки, следует отметить изменение неравно-
мерности распределения смеси по цилиндрам многоцилин-
дровых двигателей. В первой фазе процесса, когда происходит
формирование топливной пленки, а в цилиндры поступают
только пары топлива и взвешенные в воздухе мелкие капли,
равномерность распределения смеси несколько улучшается. По-
сле начала поступления в цилиндры жидкой пленки неравно-
мерность распределения топлива по цилиндрам увеличивается.
Кроме того, при разгоне происходит фракционирование топ-
лива, в результате чего пленка содержит высококипящие угле-
водороды. Поэтому в процессе разгона происходит не только
обеднение смеси в начальной фазе и обогащение во второй, но
и изменение состава топлива. В начальной фазе в цилиндры по-
ступают преимущественно легкоиспаряющиеся фракции топ-
лива, что может вызвать нарушение процесса сгорания.
Прикрывание дроссельной заслонки сопровождается умень-
шением разрежения в диффузоре карбюратора и резким повы-
шением разрежения после дроссельной заслонки, вследствие че-
го уменьшается массовое наполнение цилиндров. С уменьше-
нием разрежения у распылителей главной дозирующей си-
стемы почти прекращается подача топлива через эту систему,
но начинает работать система холостого хода. Крутящий мо-
мент двигателя уменьшается, но за счет кинетической энергии
вращающихся масс двигателя, а при включенной передаче-и
кинетической энергии автомобиля частота вращения коленча-
того вала снижается постепенно.
В условиях возникшего таким образом режима принуди-
тельного холостого хода процесс смесеобразования отличается
рядом особенностей, к числу которых относятся увеличенное
содержание остаточных газов в цилиндре, уменьшение или пре-
кращение подачи топлива через главную дозирующую систему,
задержка на 0,4-1,3 с поступления топлива через систему холо-
стого хода. Вследствие этого происходит временное обеднение
смеси в цилиндре. Кроме того, при работе на нагрузках, близ-
122
!
Количество топлива, ак-
кумулированного на стен-
ках трубопровода, может
в 10 раз превышать цикло-
вую подачу топлива.
I
Длительность периода
роста пленки может соста-
влять 1-50 с.
I
•
В период разгона-тор-
можения вследствие ви-
брации и инерционных на-
грузок может повышаться
уровень топлива в поплав-
ковой камере, что вызы-
вает перерасход топлива
и повышение токсичности
отработавших газов.
I
•
При крутых поворотах
и вйсокой скорости дви-
жения автомобиля неко-
торые карбюраторы (на-
пример, К-126Н) обед-
няют смесь вследствие от-
лива топлива из канала,
питающего топливом эко-
ностат, что приводит
к снижению мощности,
а при длительной работе
в таком режиме-к прога-
ру поршней.
ких к полным, на стенках впускного трубопровода скапливает-
ся большое количество топлива в виде пленки, которая после
прикрытия заслонки продолжает двигаться по стенкам и испа-
ряться, обогащая смесь. В зависимости от конструкции карбю-
ратора и режима работы двигателя после прикрытия дроссель-
ной заслонки может наблюдаться как обеднение смеси, так и ее
переобогащение в зависимости от того, какой процесс преобла-
дает: обеднение смеси в результате прекращения работы глав-
ной дозирующей системы и задержки подачи топлива через си-
стему холостого хода, или обогащение смеси вследствие
расхода топлива, аккумулированного на стенках впускного тру-
бопровода. В результате возможны нарушения процесса сгора-
ния как по одной, так и по другой причине.
Кроме того, течение воздуха в щели у дроссельной заслонки
и эмульсии через отверстия системы холостого хода происхо-
дит со скоростями, равными местной скорости звука, поэтому
состав горючей смеси не зависит от частоты вращения вала
двигателя. В результате при повышении частоты вращения
уменьшается коэффициент наполнения, увеличивается коэффи-
циент остаточных газов и ухудшаются условия воспламенения
и сгорания, что способствует увеличению числа циклов с про-
пусками сгорания, вялому догоранию, растягивающемуся до
процесса выпуска, воспламенению в выпускном трубопроводе
несгоревшей смеси и к повышению содержания несгоревших
углеводородов в отработавших газах.
Для ослабления последствий указанных особенностей про-
текания смесеобразования и сгорания при резком прикрывании
дроссельных заслонок разработано большое число устройств,
замедляющих закрытие дроссельной заслонки, отключающих
подачу топлива, воздействующих на разрежение во впускном
трубопроводе, а также поддерживающих состав смеси в опти-
мальных пределах.
Существенное улучшение качества смесеобразования на не-
установившихся режимах может быть достигнуто применением
карбюраторов с постоянным разряжением у распылителей (ти-
па «SU» и «Зенит-Стромберг»).
В системах с впрыскиванием топлива рассмотренные выше
особенности смесеобразования при неустановившихся режимах
работы проявляются в меньшей степени или не наблюдаются
вообще. Кроме того, электронные системы регулирования по-
зволяют осуществить оптимальные программы регулирования
с учетом режима работы, температурного состояния двигателя,
частоты вращения, состава отработавших газов, температуры
и давления воздуха и др.
ГЛАВА
ТОПЛИВНЫЕ СИСТЕМЫ ДИЗЕЛЕЙ
§ 1.	Влияние топливоподающей
аппаратуры на эффективные
и экономические показатели дизеля
В настоящее время показатели дизелей не являются пре-
дельными:	лучшие модели имеют экономичность
175-200 гДкВт-ч), значительно отличающуюся от теоретически
возможной [150-160 г/(кВт ч)]. Литровая мощность дизелей
(8-20 кВт/л) вдвое ниже, чем двигателей с внешним смесеобра-
зованием, а среднее эффективное давление безнаддувных дизе-
лей ограничивается 0,6-0,75 МПа, что соответствует а =
= 1,64-1,4. Совершенствование дизелей возможно путем улуч-
шения организации смесеобразования и сгорания.
На рис. 108 представлены типичные кривые изменения зако-
на тепловыделения и закона топливоподачи. Первый имеет два
характерных максимума, соответствующих быстрому (объем-
ному) сгоранию паровой и мелкодисперсной фаз топлива и ос-
новному (диффузионному) горению капельной фазы. Закон те-
пловыделения определяет изменение давления и температуры
газов в цилиндре и, таким образом, мощность, экономичность,
надежность, жесткость и уровень шума при работе двигателя,
токсичность отработавших газов. Смесеобразование, оказы-
вающее непосредственное влияние на закон тепловыделения,
протекает под воздействием двух основных факторов - газо-
динамического состояния заряда и способа впрыскивания топ-
лива.
Параметры и конструкция топливной аппаратуры оказы-
вают существенное влияние на протекание рабочего процесса
дизеля. Жесткость процесса, определяемая объемным сгора-
нием, понижает надежность дизеля, увеличивает его массу, спо-
собствует интенсивному образованию наиболее токсических
компонентов отработавших газов-окислов азота, повышает
уровень шума при работе и в то же время не всегда термо-
динамически оправдана. Снижение жесткости работы достигают
уменьшением периода задержки воспламенения т/. Ускорение
подготовки горючей смеси к сгоранию при ограничении ее
объема обеспечивается тонким распыливанием топлива и упра-
влением законом его подачи. Решить эту задачу позволяет так-
же ступенчатое впрыскивание: воспламенение небольшой пор-
ции топлива повышает температурный уровень рабочего тела,
что позволяет ускорить подготовку к сгоранию основной пор-
ции топлива. Положительный эффект достигается и при подаче
124
Рис. 108. Законы те-
пловыделения dx/dty и то-
пливоподачи d#T/d<p:
1 - dx/dtp;	2 - dg /dtp;
/-объемное сгорание;
//-диффузионное горение
Рис. 109. Схема форсунки
системы пневматического
распиливания
I
Задача снижения рас-
хода топлива и выбро-
са углеродосодержащих
компонентов находится
в некотором противоре-
чии с задачей уменьшения
эмиссии окислов азота
и снижения жесткости сго-
рания.
топлива на нагретые поверхности камеры сгорания при пленоч-
ном и объемно-пленочном смесеобразовании. Все эти способы
топливоподачи реализуют на новом техническом уровне прин-
ципы катализаторного двигателя, в котором быстрое воспла-
менение обеспечивалось не мелкостью распыливания, а по-
дачей топлива на раскаленный катализатор.
Сокращение т, оправдано до некоторого предела, так как ес-
ли оно очень мало, сгорание происходит вблизи распылителя
форсунки, топливная струя не достигает периферийных зон ка-
меры сгорания, где сосредоточен основной объем воздуха, и не
смешивается с ним, что обусловливает неполный и затянутый
процесс сгорания.
Кроме достижения оптимального т», улучшение закона те-
пловыделения в дизелях путем совершенствования топливных
систем возможно при сокращении продолжительности сгора-
ния, в частности, периода диффузионного горения (см.
рис. 108). Интенсивность протекания реакций при диффузион-
ном горении определяется в основном не химическими, а физи-
ческими процессами, т. е. процессами переноса и смешения ком-
понентов. В этом отношении интересен опыт применения
пневматического распыливания. Этот способ смесеобразования
был основным на первых этапах развития дизелестроения, но
до сих пор привлекает внимание специалистов. При этом спо-
собе в форсунку (рис. 109) от насоса низкого давления подава-
лась отмеренная цикловая порция топлива, а от поршневого
компрессора-сжатый воздух давлением, на 1,5-3 МПа боль-
шим рс. С открытием приводного клапана 1 топливо, дробясь
и испаряясь, увлекалось воздухом через лабиринт 2, завихри-
тель 3 и сопло 4. Несомненным преимуществом этого способа
являлось хорошее перемешивание переобогащенных и бедных
зон в камере сгорания благодаря запасу кинетической энергии
впрыскиваемой суспензии. Последнее значительно ускоряло
диффузионное горение-основной этап сгорания-и делало его
управляемым.
Совершенствование технологии позволило перейти на на-
сосное впрыскивание топлива. При этом смесеобразование
и сгорание в значительной степени обеспечиваются энергией,
сообщаемой топливу, причем тем большей, чем меньше эти
процессы обеспечиваются газодинамическими способами. Так,
отношение кинетической энергии топлива к энергии движения
воздушного заряда для камер сгорания с пленочным смесео-
бразованием приближается к 0,33, а с объемным-к 1,5.
Если в период объемного сгорания образуются окислы азо-
та, то несовершенство диффузионного горения вызывает обра-
зование сажи, окиси углерода, соединений вида CnHm. С умень-
шением угла опережения впрыскивания 0 значительно улуч-
шаются такие показатели, как содержание NOX, dp/d(p, но
одновременно увеличиваются количество C„HW, де и темпера-
тура газов перед турбиной. Разрешают это противоречие со-
вершенствованием топливной аппаратуры. При этом умень-
шают угол опережения впрыскивания, увеличивают давление
впрыскивания и уменьшают его продолжительность фв. Тогда
большая мелкость распыливания обеспечивает скорейшее во-
спламенение, а одновременное увеличение объема топливо воз-
душной струи-более быстрое и полное сгорание.
125
Эффективные и экономические показатели двигателя зави-
сят от качества работы топливной системы. Затягивание конца
впрыскивания или повторные впрыскивания после завершения
основного (так называемые подвпрыскивания) значительно
ухудшают экономичность дизеля в результате переноса сгора-
ния на линию расширения. Повышается количество СО и
CnHm, уменьшается ресурс двигателя, включая и распылитель
форсунки. В результате исключения лишь небольшого подтека-
ния топлива на носике распылителя быстроходного дизеля
вследствие уменьшения объема предсоплового канала форсун-
ки с 3,5 мм3 до 0 эмиссия СКНОТ уменьшается более чем в 10
раз. Показатели двигателя могут быть существенно улучшены
при автоматическом согласовании угла опережения впрыскива-
ния и цикловой подачи в зависимости от скоростного и нагру-
зочного режимов, давления наддува и т.п. Совершенствование
смесеобразования улучшением показателей топливоподающей
аппаратуры позволяет более успешно решать задачи обеспече-
ния пуска двигателя, повышения его приспособляемости, улуч-
шения работы на неустановившихся режимах и т.д.
Одними из наиболее су-
щественных факторов,
влияющих на неидентич-
ность протекания рабоче-
го процесса в цилиндрах
ДВС, являются различия
в цикловой подаче и опере-
жении впрыскивания
топлива. Это вызывает
перегрузки отдельных ци-
линдров и увеличение рас-
хода топлива.
§ 2.	Функции топливных систем
и требования, предъявляемые к ним
Укрупненно функции топливных систем можно охарактери-
зовать следующим образом:
хранение запаса топлива, его очистка от воды и механиче-
ских примесей;
дозирование топлива в соответствии с режимом работы
двигателя и подача цикловой порции топлива в цилиндры в со-
ответствии с порядком их работы;
подача топлива в цилиндр на определенном участке рабоче-
го цикла по заданному закону;
распределение топлива по камере сгорания в соответствии
с принятым способом смесеобразования.
Анализ конструкции топливных систем и двигателей, харак-
тера протекания рабочих процессов и общих требований,
предъявляемых к двигателям, позволяет сформулировать тре-
бования к современным топливным системам, конкретизирую-
щие и дополняющие перечисленные функции:
минимальные стоимость и масса, высокая технологичность.
В настоящее время стоимость автомобильного дизеля еще зна-
чительно выше стоимости соответствующего карбюраторного
двигателя, в том числе в результате наличия топливной
аппаратуры;
стабильность показателей подачи топлива в течение срока
эксплуатации, недопустимость подвпрыскиваний и подтекания;
удобство обслуживания, ремонта, регулирования;
обеспечение максимального ресурса в пределах ресурса дви-
гателя. Ресурс топливной аппаратуры быстроходных дизелей
достигает 5-10 тыс. ч, тихоходных 10-26 тыс. ч;
автоматическое изменение подачи насоса и угла опережения
впрыскивания 9 в зависимости от п, ре, рк, параметров окру-
жающей среды, теплового состояния двигателя. Точность вы-
держивания 0 составляет ±0,5°. На рис. НО показано измене-
Рис. НО. Изменение опти-
мального угла опережения
впрыскивания в зависимо-
сти от режима работы дизе-
ля:
-------без наддува;------
с наддувом
126
Рис. 111. Классификация
топливных систем дизелей
ние его оптимального значения на частичных относительно
номинального нагрузочного (Л/кр) и скоростного (и) режимов
работы двигателя;
минимальная неравномерность подачи топлива по цилин-
драм (на номинальном режиме менее 3-4%, в перспективе-до
2%) и по циклам (до 1%);
минимальный собственный уровень шума (менее 80 дБ на
расстоянии 1 м) и уменьшение уровня шума двигателя;
обеспечение устойчивой работы и распыливания топлива на
режимах малых нагрузок, холостого хода и при пуске
(б^ц.ном/ 0щшп Ю — 20);
возможность прокачки системы для удаления воздушно-па-
ровых пробок.
Дополнительные требования к топливным системам су-
довых дизелей:
обеспечение реверсирования двигателя;
возможность выключения отдельных секций насосов;
обеспечение работы на тяжелых и сернистых топливах.
Дополнительные требования к системам двигателей назем-
ного транспорта:
обеспечение необходимых динамических качеств двигателя
на переходных режимах-работы;
виброустойчивость и герметичность для предупреждения
потерь топлива и попадания пыли, воды и воздуха;
минимальная токсичность и дымность отработавших газов.
Существенность тех или иных требований, предъявляемых
127
к топливным системам, предопределила многообразие их кон-
струкций. На рис. 111 представлена их классификация, в основу
которой положены конструктивные отличия, обусловленные
способами подачи и распыливания топлива.
§ 3.	Параметры топливоподачи
Рассмотрим основные параметры топливоподачи в дизелях.
Цикловая подача топлива-количество топлива, подаваемого
через форсунку за цикл рабочего процесса двигателя. Из урав-
нения баланса
9n = geNe^/(l20ni),
(18)
где #ц-в г; z-число цилиндров; т-тактность; n-частота вра-
щения коленчатого вала, об/мин.
Характеристика впрыскивания (закон подачи топлива). Ин-
тегральный закон подачи-зависимость от времени количества
топлива, поступившего в цилиндр через распылитель форсунки
в период от начала впрыскивания до данного момента. Диффе-
ренциальный закон подачи-зависимость от времени мгновен-
ного расхода топлива через распылитель. Типичный вид
кривых, характеризующих закон подачи топлива, представлен
на рис. 112. Могут рассматриваться как массовые, так
и объемные законы подачи, относящиеся и ко времени, и к углу
поворота кулачкового вала.
Интегральный закон подачи #т(ф) связан с дифферен-
циальным GT(cp):
t	1
Ат — Г G^dt~ Т Gyt/ф,
О	<0 0
(дт) и дифференциальный
(GT) законы подачи топ-
лива
где ш-угловая скорость кулачкового вала.
Если фх отнесено к концу впрыскивания, то gT = gn. Упро-
щенно рассматривая процесс топливоподачи, полагаем равен-
ство объемных расходов через насос, и форсунку
ен^бф.	,	(19)
Для насоса с кулачковым приводом
Qh ^/пЛСПЛ =/пЛ^Пл/^ = /пЛ®^ПЛ/ ^Ф ,	(20)
1
тогда 0т = — J Ртбф^Ф = Рт/пл^пл’
со 0
где /пл, спл, /1ПЛ-соответственно площадь плунжера, его мгно-
венные скорость и перемещение от начала активного хода.
Таким образом, закон топливоподачи должен определяться
при данном режиме работы только профилем кулачка. Дей-
ствительная подача топлива зависит от большого числа кон-
структивных и режимных факторов и отличается (как будет по-
казано ниже) от вычисленной по приведенным соотношениям
так называемой геометрической подачи топлива.
Продолжительность впрыскивания-угол поворота кулачко-
вого вала фв или время тв, соответствующее впрыскиванию
128
Рис. ИЗ. Изменение фаз
топливоподачи судового
дизеля при работе на винт:
------	- геометрические
фазы;	действительные
фазы
I
•
Действительная цикло-
вая подача топлива отли-
чается от геометрической.
Коэффициент подачи мо-
жет быть больше единицы
и изменяется в зависимо-
сти от и.
топлива. Различают геометрическую (фвг) и действительную
(фв.д) продолжительность. О первой судят по периоду от пол-
ного перекрытия плунжером впускного окна до начала от-
крытия им отсечного окна. Действительная продолжитель-
ность впрыскивания определяется по подъему и опусканию
иглы форсунки. Различие в них вызвано сжимаемостью и инер-
ционностью столба топлива, податливостью и инерционностЫо
механических элементов топливной аппаратуры и т.п. Геоме-
трическую продолжительность впрыскивания, как и угол опере-
жения, определяют статической проливкой насоса при провора-
чивании его вала, действительную - осциллографированием
подъема иглы. На рис. 113 показано изменение фаз топливопо-
дачи судового двухтактного дизеля при работе на винт. У раз-
личных дизелей фв.д/(рвг = l,3j4-1,6. На номинальном режиме
фв г = 8 -- 30° и с точки зрения}организации процесса сгорания
имеет оптимум. Существует тенденция к сокращению фв.г до
10-15° угла поворота кулачкового вала.
Угол опережения впрыскивания топлива (0)-угловое положе-
ние коленчатого (в гл. 3 для удобства-кулачкового) вала, при
котором начинается впрыскивание относительно в. м. т. со-
ответствующего цилиндра. Если начало впрыскивания происхо-
дит на ходе расширения, то значение угла опережения берется
со знаком «минус». Геометрический угол опережения (0Г) опре-
деляется по моменту закрытия клапана насоса или пересечения
верхней кромкой плунжера впускного окна, действительный
(Од) по моменту отрыва от седла иглы форсунки. Для насос-
форсунки ДО = 0Г — Од ~ 1 4- 2°, для систем с нормальными дли-
нами трубопроводов ДО ~ 2 — 7°, для систем с длинными тру-
бопроводами ДО — 10 -? 15°. Угол опережения впрыскивания
является регулировочным параметром топливной аппаратуры
и наряду с продолжительностью определяет момент окончания
впрыскивания. Отсечку производят обычно в точке достижения
pz или ранее из условия наилучшей экономичности.
Период разгрузки линии высокого давления -период подачи
топлива после начала отсечки. Недостатком затягивания конца
впрыскивания является истечение топлива из распыливающих
отверстий с малыми скоростями. В результате происходит пло-
хое распыливание, в то же время капли топлива попадают
в зоны камеры сгорания, обедненные кислородом. Топливо не
сгорает, а подвергается пиролизу. К этому же приводит вто-
ричное самопроизвольное открытие запирающей иглы форсун-
ки-подвпрыскивание, а также подтекание при закрытой игле.
Сокращение периода разгрузки рассматривают как важнейшее
мероприятие в совершенствовании топливной системы.
Коэффициент подачи системы -отношение объема цикло-
вой подачи топлива к объему вытеснения плунжера при его
геометрическом активном ходе /гПл.акт: Л = 0ц/(^лРт^пл.акт)-
Коэффициент т| характеризует эффективность использова-
ния рабочего объема насоса. Его значение зависит от утечек,
наполнения надплунжерной полости, сжимаемости топлива
и «мертвых» объемов и др. Эти факторы приводят к уменьше-
нию т|, однако дросселирование во впускных и отсечных окнах
может обусловить т] > 1. Величина т] находится в пределах
129
0,6-1,3. Коэффициент ц зависит от п и ре двигателя. Опреде-
ляют г] экспериментальным путем на испытательных стендах.
Давление впрыскивания. Максимальное давление впрыскива-
ния. В первую очередь рассматривают давление топлива в над-
плунжерной полости топливного насоса высокого давления (рн)
и в предсопловом канале распылителя форсунки (рв). Первое
характеризует нагрузки на элементы привода насоса, второе —
качество распыливания. Определить рв, однако, часто техниче-
ски трудно, поэтому наряду с ним используют давление в кар-
мане распылителя форсунки (давление у форсунки) рф. Мгно-
венные, средние и максимальные давления определяют при
осциллографировании процесса топливоподачи. Так как форма
кривой давления по времени обычно близка к треугольнику
или островерхой трапеции, уровень давления топлива принято
характеризовать средним или, чаще, максимальным давлением
впрыскивания рВтах-
При увеличении рвтах удается сократить продолжитель-
ность впрыскивания, одновременно достигнуть высокой мелко-
сти распыливания и длины Топливной струи. Так, для перспек-
тивных автотракторных двигателей рвтах = 70 4- 100 МПа,
среднеоборотных и малооборотных дизелей рвтах =
= 90—130 МПа. Максимальное давление впрыскивания зави-
сит от скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя.
Для перспективных моделей топливных систем выдвигают тре-
бование обеспечения рвтах на режиме холостого хода не менее
половины от Рвтах на номинальном режиме. Расчеты показы-
вают, что увеличение рвтах выше 150-170 МПа для разде-
ленных систем с учетом мощности, затрачиваемой на привод
насоса высокого давления, нецелесообразно.
Различают также давление начала впрыскивания-давление
открытия запирающей иглы форсунки, начальное и остаточное
давление топлива-давления в линии высокого давления между
насосом и форсункой соответственно перед началом и после
окончания впрыскивания. При установившемся режиме работы
исправной аппаратуры обычного типа последние два давления
совпадают.
Нагрузочные и скоростные характеристики подачи-зависи-
мости цикловой подачи соответственно от положения органа
управления насоса и от частоты вращения приводного вала.
Эти характеристики определяются в основном конструкцией
насоса.
Зависимость подачи топлива от положения рейки насоса
с золотниковым регулированием близка к линейной, и ею
удобно пользоваться при согласовании системы впрыскивания
с регулятором. Значительно больший практический интерес
представляет изучение скоростной характеристики подачи и ре-
шение задачи обеспечения ее желательной формы. Из соотно-
шения необходимых для сгорания количеств воздуха и топлива
получаем дц = г)/рв14/(а/0).
Считая положение регулирующего органа неизменным, для
безнаддувного дизеля изменение дц должно соответствовать
изменению гц/А* (рис. 114). Однако требование устойчивой ра-
боты с потребителем приводит к необходимости обеспечейия
минимальной производной dg^/dn. С одной стороны, это выну-
9ц • Пу * Рв Пу
л
PbOv /
п
Рис. 114. Скоростные ха-
рактеристики подачи топ-
лива дизелей:
-----без наддува;
-----—----с газотурбин-
ным наддувом
130
ждает корректировать естественную характеристику топливно-
го насоса высокого давления (ТНВД), с другой-допускать ра-
боту дизеля на малых п с коэффициентом избытка воздуха,
меньшим, чем при номинальном режиме. При этом режим ра-
боты дизеля выходит на границу дымления, чему способствует
также уменьшение рв со снижением п. Если дизель с наддувом,
то £ц ~ т| урв /а, и задача получения такого же характера ско-
ростной характеристики подачи топлива существенно услож-
няется вследствие резкого снижения давления воздуха, подавае-
мого свободным турбокомпрессором, с уменьшением п двига-
теля.
Таким образом, для достижения высокой приспособляемо-
сти двигателя топливная аппаратура должна обеспечивать,
с одной стороны, заданную скоростную характеристику пода-
чи, с другой-высокое качество распыливания.
§ 4.	Процесс топливоподачи
и сопровождающие его
физические явления
Среди возможных способов распыливания жидкостей-аэро-
гидродинамического, электростатического, ультразвукового
и т. п-в дизелях, как и в других тепловых машинах, исполь-
зуют только первый. Увеличение поверхностной энергии при
образовании множества капель размером 5-100 мкм из объема
цикловой подачи очень мало (< 1%) по сравнению с работой
привода ТНВД. При этом качество смесеобразования опреде-
ляется не только энергией впрыскиваемого топлива, но и энер-
гией воздушного заряда, поэтому скорость впрыскивания раз-
лична для разных способов смесеобразования (рис. 115). Мел-
кость распыливания, длина и угол рассеивания топливной
струи, распределение по ней капель зависят также от физиче-
ских параметров как воздуха, так и топлива.
Считая, что в системе непосредственного впрыскивания
подача топлива через распиливающие отверстия форсунки
йф = ис/с определяется лишь законом движения плунжера
и дросселирующим действием отверстия, используя выражения
(19) и (20), получим уравнение для скорости истечения топлива
из отверстия и перепада давлений на нем
Рис. 115. Статистические
данные по средним скоро-
стям ис впрыскивания в ав-
тотракторных двигателях:
1 - объемное смесеобразова-
ние; 2-пленочное
Uc — Сцл/пл/Ус — б}(б//|пл/^ф) (/пл//с)»
\рс X pT«j/(2ц2) = [рт<о2/(2р^)] [(d/inJ1/dq>) (fnn/fc)]2,	(21)
где fc и рс-соответственно площадь сечения и коэффициент
расхода распиливающего отверстия.
Анализ этих уравнений выявляет важнейшие особенности и
недостатки систем непосредственного впрыскивания: геометри-
ческая продолжительность впрыскивания в углах поворота ку-
лачкового вала не зависит от его частоты вращения, скорость
истечения из сопла ис ~ со, а перепад давлений на распиливаю-
щем отверстии Арс ~ со2. Два последних обстоятельства нежела-
тельны : при низком скоростном режиме с уменьшением ис ухуд-
шается качество распыливания, а при увеличении п очень быстро
повышается давление нагнетания, т. е. нагрузки в деталях приво-
да ТНВД.
131
Если плунжер насоса имеет гидропривод или подача осущест-
вляется путем сообщения форсунки с аккумулятором топлива
высокого давления, то «с, рв, тв не зависят от ю. Однако про-
должительность впрыскивания, выраженная в углах поворота
коленчатого вала двигателя срв<дв, увеличивается пропорцио-
нально и, что может привести к переносу сгорания на линию
расширения. Это справедливо и для плунжеров с пружинным
приводом, однако в этом случае усилие пружины, а следова-
тельно, рв и ис, кроме того, уменьшаются в процессе подачи.
Для проведения более обоснованного анализа процессов то-
пливоподачи, правильного проектирования топливных систем
необходимо принимать во внимание ряд факторов, в том числе
связанных со свойствами применяемых топлив.
Сжимаемость топлива. Топлива дизелей-капельные жидко-
сти, однако при давлениях впрыскивания они не могут считать-
ся несжимаемыми жидкостями. Количественной характеристи-
кой свойства жидкости уменьшать свой объем при данном
давлении является истинный коэффициент сжимаемости (в
МПа-1) рт= ~(\/V){dV/dp\
В ряде случаев, в том числе при экспериментальном опреде-
лении показателей сжимаемости, удобнее пользоваться сред-
ним коэффициентом сжимаемости (в МПа-1), характеризую-
щим уменьшение объема при изменении давления от атмос-
ферного до заданного:
Рт = (- 1/FO)(V- ио)/(р - 0,1),	(22)
Р,р-10‘,1/МПа
О 20	40 р,1№
а)
р-10е, 1/МПа
20 40 60	80 100 120 Т,°С
б)
Рис. 116. Зависимость
коэффициентов сжимаемо-
сти топлива от его параме-
тров:
a-давления (при Т-—60°С);
б-температуры (при. р =
= 10 МПа); 1 -бензин; 2-ке-
росин ; 3 - дизельное топливо;
4-тяжелое дизельное топли-
во; 5-мазут М-60;-----0;
--------0
где Pq-объем топлива при р = 0,1 МПа.
Коэффициенты сжимаемости изменяются в зависимости от
давления, температуры и плотности топлив (рис. 116). Как сле-
дует из графиков, сжимаемость топлива увеличивается с повы-
шением его испаряемости, температуры и уменьшением давле-
ния. В значительной степени такой характер изменения кривых
объясняется наличием в топливе растворенного воздуха. Лишь
при высоких давлениях влияние его исчерпывается. Часто при
расчетах процесса топливоподачи полагают справедливым за-
кон Гука, т.е. рт^ const, однако для легких топлив такое допу-
щение будет очень приближенным. Для практических расчетов
удобнее пользоваться имеющимися в литературе эмпирически-
ми зависимостями ₽т=/(а рт, Г).
Влияние сжимаемости топлива, податливости трубопровода
и привода ТНВД на подачу. Сжимаемость топлива про-
является тогда, когда его помещают в сосуд. Однако под дей-
ствием давления последний может деформироваться. Учиты-
вать изменение размеров элементов ТНВД и форсунки сложно,
кроме того, они имеют достаточную жесткость. Поэтому обыч-
но учитывают только деформацию нагнетательного трубопро-
вода. Тогда для эквивалентного коэффициента сжимаемости
топлива в трубопроводе, используя формулу Ламе для опреде-
ления деформации обечайки под действием распределенной на-
грузки, получаем выражение
Рэ = Рт + (l/KpXdVxp/dp) = Рт + (2/E)[(R2 + r2)/(R2 - г2) + Мп],
132
I
Сжимаемость топлива,
податливость нагнета-
тельного трубопровода
и привода ТНВД при-
водят к запаздыванию
впрыскивания, увеличе-
нию его продолжительно-
сти и уменьшению рвтах.
Рис. 117. Зависимость да-
вления и продолжительно-
сти впрыскивания от ча-
стоты вращения кулачко-
вого вала:
1-V„ =40 мм3;	2-Кц =
= 100 мм3; 3-УЦ= 160 мм3
где 7тр-объем трубопровода; R и г-соответственно внешний
и внутренний радиусы трубопровода; Е и цп-соответственно
модуль упругости и коэффициент Пуассона материала.
Поправка на деформацию трубопровода обычно составляет
2-10% от рэ. Податливость деталей привода ТНВД оценивает-
ся по сложным и конкретным для каждой конструкции соотно-
шениям.
Единство таких разнохарактерных свойств, как сжимае-
мость топлива, податливость трубопровода и упругость приво-
да, заключается в одинаковости их воздействия на процесс то-
пливоподачи-аккумулирование энергии при нагнетании.
В конце подачи при уменьшении рв работа, затраченная на сжа-
тие топлива (деформацию трубопровода), компенсирует умень-
шающуюся интенсивность нагнетания. Таким образом, наблю-
дается демпфирование процесса подачи. Поскольку после
окончания геометрического нагнетания впрыскивание происхо-
дит с использованием запасенной энергии под малым давле-
нием (подтекание), то не обеспечивается качественное распыли-
вание, и этот процесс стремятся прекратить резкой разгермети-
зацией трубопровода - отсечкой. Тем не менее продолжитель-
ность подтекания в ряде случаев в несколько раз превышает
время основного впрыскивания. Характерное изменение пара-
метров топливоподачи наблюдается в зависимости от частоты
вращения п и объемной цикловой подачи Уц (рис. 117). Соглас-
но представлениям о геометрической подаче тв~п-1, тв~ Ец,
а рф и Арс, как следует из (21), пропорциональны п2 и не должны
зависеть от Уц.
Действительные, представленные на рис. 117, кривые отли-
чаются от теоретических, особенно кривая рвтах. Росту рвтах
с увеличением ик препятствует все возрастающее значение сжи-
маемости и податливости. Менее очевидна зависимость рвтах
от Уц: при больших Уц меньшая доля подачи затрачивается на
сжатие топлива и большая-на дросселирование топлива при
впрыскивании. В результате анализа понятно, почему с умень-
шением Уц и увеличением объема всей линии высокого давле-
ния У% параметры впрыскивания все более отличаются от па-
раметров, определенных без учета сжимаемости топлива
и податливости трубопровода, т.е. теряется «управляемость»
подачей.
Предельным случаем потери управляемости подачи можно
считать, например, прекращение впрыскивания при очень боль-
шом У£ (длинный трубопровод). В этом случае хода плунжера
недостаточно для увеличения давления в трубопроводе выше
давления начала впрыскивания рф0. В реальных же условиях
необходимо учитывать уменьшение действительной Уц при
уменьшении Кд.г/К£ и увеличении рф0.
Есть у управляемости подачи и отрицательная сторона: зна-
чительное уменьшение давления впрыскивания со снижением
п в системах с непосредственным приводом. В этом случае по-
теря управляемости желательна, однако для обеспечения высо-
ких Рф max и малых тв на номинальном режиме необходимо уве-
личивать Сцл/пл- Напротив, в насос-форсунках минимален Еу.
высока управляемость подачей, но различия в рф тах на разных
скоростных режимах велики.
133
Плотность топлива. Это свойство топлива важно уже толь-
ко потому, что дозирование цикловой подачи в дизелях про-
изводится как более простым -объемным методом. Однако
коэффициент избытка воздуха определяется массовой подачей,
а плотность применяемых углеводородных топлив даже при
нормальных условиях колеблется в широких пределах:
700-740 кг/м3 для бензинов, 730-740 кг/м3 для керосинов,
740-870 кг/м3 для дизельных топлив, 920-970 кг/м3 для тя-
желых моторных топлив, до 990 кг/м3 для топочных мазутов.
Тепловое расширение топлив обусловливает в ряде случаев не-
обходимость установления на ТНВД специальных корректоров.
Изменение рт(Т) можно оценить по эмпирическому соотноше-
нию ртГ= рто - (1,8 - 0,0013рто)(Т- То).
Изменение плотности топлива происходит и при его сжа-
тии. Этим нельзя пренебрегать, если в топливе содержатся ва-
куумные каверны и эмульгированный воздух. Тогда плотность
смеси с объемной долей чистого топлива ST = VT /VCM
Рем = Рт&т + (1 — дт) рв рт5т.
Р’н
РФ
Рис. 118. Осциллограмма
топливоподачи:
Лклподъем клапана ТНВД;
Рн -давление клапана в каме-
ре; х -подъем иглы форсун-
ки; р, - давление в кармане
форс$ки
Скорость звука и волновые явления в нагнетательном тру-
бопроводе. С началом подъема нагнетательного клапана ТНВД
увеличивается давление в начале трубопровода. Через некото-
рое время оно повышается и у форсунки (рис. 118). Продолжи-
тельность впрыскивания и длина нагнетательного трубопрово-
да, как правило, таковы, что нельзя пренебрегать конечностью
значения скорости звука, с которой распространяется возмуще-
ние, и временем его распространения. Явно выраженные зату-
хающие волны сжатия и разрежения наблюдаются только по-
сле окончания впрыскивания, когда с двух сторон трубопровод
запирается клапаном и иглой форсунки. Однако любое возму-
щение, вносимое плунжером, может быть представлено после-
довательностью волн давления различной амплитуды. Волна
сжатия, подошедшая к форсунке от насоса, может отразиться
от нее в зависимости от пропускной способности распылителя
волной сжатия или разрежения. Интерференция прямых и отра-
женных волн обусловливает сложный закон изменения давле-
ния в каждой точке трубопровода. Этот процесс регистрируют
экспериментально и рассчитывают. В последнем случае необхо-
димо знать скорость звука в топливе. Согласно определению
Рт, имеем
а = ]/dp/dp = |/1/(РтРт).	(23)
С учетом податливости трубопровода а =
= 1/]/рт {Рт + (2/£) [(Я2 + r2)/(R2 — г2) 4- цц]}. Таким образом,
величина а может быть определена через ранее рассмотренные
параметры, при этом она в наибольшей степени зависит от рт.
Так, а тем больше, чем больше плотность (топлива (тяжелее
фракции), давление и чем меньше температура. При нор-
мальных условиях для бензина а — 800 — 840 м/с, дизельного
топлива а = 10504-1250 м/с, тяжелого моторного топлива
а — 12504-1350 м/с. При повышении давления до 50 МПа а уве-
личивается приблизительно на 200 м/с.
I
Скорость звука в топли-
ве влияет на уменьшение
угла опережения впрыски-
вания и увеличение перио-
да разгрузки.
I
•
Отрицательное влияние
подвпрыскивания опреде-
ляется запоздалым впры-
скиванием топлива под
малым давлением, а сле-
довательно, введением
плохо распыленного
топлива в зоны, бедные
окислителем. Результа-
том подвпрыскивания
является снижение эконо-
мичности дизеля и закок-
совывание распылителя.
I
•
Значение волновых
явлений в нагнетательном
трубопроводе повышает-
ся с увеличением его
длины и частоты враще-
ния вала ТНВД.
Инерционность столба топлива, движущихся элементов
(игла форсунки, нагнетательный клапан) приводит к запаздыва-
нию действительной подачи относительно геометрической (см.
рис. 118). Время распространения возмущений т = 7-Тр/а при
различных п составляет разные доли продолжительности пода-
чи.
В конце процесса подачи в результате резких изменений да-
вления при отсечке, посадке клапана и иглы возникают интен-
сивные волновые процессы. Возможна ситуация, когда по-
дошедшая к форсунке волна давления окажется достаточной
для преодоления затяжки пружины и инерции иглы-произой-
дет кратковременное впрыскивание топлива -подвпрыскивание.
Подвпрыскивание характеризуется подачей топлива под не-
большим давлением, т. е. некачественным распыливанием,
а также несвоевременным введением топлива в цилиндр. Впры-
снутое топливо остается в виде крупных капель вблизи форсун-
ки в бедной кислородом области. При этом наблюдаются зна-
чительное снижение экономичности дизеля, увеличение дымно-
сти отработавших газов, закоксовывание распылителей форсу-
нок. Подвпрыскивание устраняют правильным выбором кон-
структивных режимных параметров топливной системы:
Спл/пл, Цс/с, dTp, давлений начала впрыскивания рф0
и остаточного давления рост-
С понижением остаточного давления в нагнетательном тру-
бопроводе уменьшается вероятность достижения после оконча-
ния подачи давления, большего рф0. Однако существуют со-
ображения, вынуждающие повышать рост до максимально
допустимого; при рОст»0 снижаются потери активного хода
плунжера на сжатие топлива, находящегося в трубопроводе,
в начале нового цикла подачи. При этом уменьшается АО =
= 0г — Од, увеличиваются стабильность 0Д, рвтах и среднее дав-
ление рв. Это важно при работе ТНВД с малыми частотами
вращения вала. Утечки и подпитка трубопровода между впры-
скиваниями изменяют давление в трубопроводе по времени
и давление перед началом следующего цикла подачи, называе-
мое в отличие от остаточного начальным; в общем случае
Рнач Рост • Повышение рНач относительно рост путем искус-
ственной подпитки позволяет избавиться от подвпрыскивания
и одновременно интенсифицировать впрыскивание.
Разрывы сплошности в нагнетательном трубопроводе. В ре-
зультате развития волнового процесса в трубопроводе возмож-
но резкое мгновенное уменьшение давления (вакуум). При от-
сечке подачи и посадке нагнетательного клапана топливо
перестает поступать из ТНВД в трубопровод и под действием
положительного мгновенного градиента давления dp/dx > О
двигается в обратном направлении. В то. же время ввиду инер-
ционности столба топлива и запаздывания прихода волны раз-
режения к другому концу трубопровода (у форсунки) топливо
продолжает вытекать из него. Истечение топлива из обоих кон-
цов трубопровода приводит к резкому уменьшению давления,
что может вызвать образование разрывдв сплошности-воз-
душно-паровых каверн. Каверны образуются, как правило,
в топливных системах с низким остаточным давлением, при
этом размеры их меньше диаметра трубопровода: воздушно-
135
паровая фаза рассредотачивается по линии высокого давления
в виде мелких пузырьков. Образование каверн начинается уже
при снижении давления до 0,04-0,05 МПа, что заметно выше
давления насыщенных паров топлива. Следовательно, доста-
точным условием образования двухфазной смеси является ус-
ловие начала выделения растворенных в топливе газов.
Рассматриваемый процесс аналогичен мгновенному вскипа-
нию жидкости-кавитации. Распределение воздушно-паровой
фазы по линии высокого давления почти равномерное. Объем
ее увеличивается с повышением разгрузки линии высокого дав-
ления и уменьшением давления начала (следовательно, и конца)
впрыскивания - рф0, т.е. при снижении абсолютного давления
в конце подачи. Образованию каверн способствует также
уменьшение диаметра и длины трубопровода; при этом умень-
шается демпфирующее действие сжимаемости топлива на вол-
ны разрежения. Образование каверн увеличивается и с повыше-
нием температуры топлива. Остаточные объемы обладают
следующей особенностью: однажды возникнув, они исчезают
полностью только при высоких давлениях-до 6 МПа.
Объем воздушно-паровой фазы часто называют оста-
точным объемом, подчеркивая тем самым, аналогично оста-
точному давлению, влияние предшествующего цикла впрыски-
вания на последующий. Отрицательное действие остаточных
объемов на топливоподачу заключается в увеличении доли ак-
тивного хода плунжера, затраченной не только на сжатие топ-
лива, но и на заполнение топливом этих объемов.
Наличие остаточных объемов Иост влияет на скорость рас-
пространения возмущений по трубопроводу. Это обстоятель-
ство оказывается существенным при расчете процесса топливо-
подачи. Если принять, что 8Т-объемная доля топлива
в двухфазной смеси, то коэффициент сжимаемости смеси
Рем = (- VFCM)(drCM/rfp) = 5трт + (1 - 8Т)рг,	(24)
где рг-коэффициент сжимаемости газов (воздуха и паров),
Рг - 1/р.
Из выражений (23) и (24) следует, что наличие 70ст суще-
ственно влияет на сжимаемость и скорость звука в смеси: при
Foct/Fcm-0,01% и давлении 0,1 МПа скорость звука умень-
шается в 10 раз. При повышении давления это влияние ослабе-
вает. Кроме того, если топливо не насыщалось специально
воздухом, 8Т-> 1 при 5 — 7 МПа.
При отсечке возникают интенсивные волновые процессы
в линии низкого давления. Пульсации давления в ней достигают
10 МПа, происходит заметный разогрев топлива, особенно при
малых #ц, т.е. больших массах отсекаемого топлива. Кроме от-
сечки имеются и более слабые источники возмущений: дей-
ствие поршневого подкачивающего насоса; выталкивание топ-
лива через впускные окна в начале движения плунжера.
Волновые явления часто нарушают нормальное наполнение
надплунжерного пространства. Пары топлива и воздух, выде-
ляющийся при разрыве потока, способствуют кавитационному
изнашиванию деталей насоса. Для устранения этих явлений
разделяют впускную и отсечную полости, применяют порш-
136
I
*
Остаточные объемы
в линии высокого давле-
ния уменьшают давление
и опережение впрыскива-
ния, цикловую подачу, уве-
личивают межцикловую
нестабильность и неравно-
мерность подачи по ци-
линдрам.
I
» '
Впускную и отсечную
полости ТНВД разделяют
для исключения влияния
на подачу топлива вол-
новых явлений при отсеч-
ке.
Рис. 119. Зависимость ки-
нематической вязкости
топлива от температуры:
1-мазут; 2-тяжелое дизель-
ное топливо; 3 - дизельное то-
пливо; 4 -бензин
невые демпферы, дроссели и клапаны, увеличивают объем
и податливость стенок полостей и т.д.
Вязкость топлива. Это свойство топлива оказывает значи-
тельное влияние на процессы в топливных системах. Вязкость
зависит от фракционного состава: кинематическая вязкость vT
бензинов при 20°С близка к 0,8 10“6 м2/с (0,8 сСт); дизельных
топлив (2,5 — 6)-10 6 м2/с; тяжелого моторного топлива при
50°С-не более 36-10-6 м2/с; мазутов-до 180-10“6 м2/с. При-
ближенно эта зависимость может быть выражена соотноше-
нием 1g vT£;(l,306pT — 1000)/(1000 - рт) — 6.
Вязкость топлива существенно меняется при изменении тем-
пературы и давления в диапазонах, характерных для условий
работы топливных систем дизелей (рис. 119). Для расчета уте-
чек в прецизионных парах используют зависимость динамиче-
ской вязкости топлива pT = vTpT от давления (в МПа):
М-тр — Цтос^Р°>	(25)
Рис. 120. Зависимость па-
раметров топливоподачи от
вязкости топлива:
—L
— —L = 17D
где цТр и цто - динамическая вязкость топлива при давлении со-
ответственно р и р0 —0,1 МПа; 1,0025.
Вязкость топлива повышает потери на преодоление гидра-
влических сопротивлений, и в первую очередь в нагнетатель-
ном трубопроводе, и ее влияние становится все более значи-
тельным при увеличении его длины 1^р. Как показывают
результаты специальных испытаний (рис. 120), увеличение вяз-
кости топлива приводит к резкому повышению давления у на-
соса рн в результате роста гидравлических потерь в линии вы-
сокого давления. Уменьшение давления р$ перед форсункой
обусловлено перераспределением относительной доли потерь
в трубопроводе и распылителе: при увеличении вязкости бы-
стрее растут потери на трение (трубопровод), чем потери на вих-
реобразование (распылитель). Вязкость топлива вызывает
демпфирование волн давления-задерживаются начало впры-
скивания и отсечка, быстро затухают свободные колебания по-
сле окончания подачи. Таким образом влияние вязкости топ-
лива сводится в основном к ухудшению впрыскивания, его
запаздыванию и затягиванию, к повышению нагрузок в приво-
де ТНВД. Положительное действие, оказываемое вязкостью -
уменьшение вероятности подвпрыскивания.
Утечки топлива через зазоры в прецизионных соединениях
также зависят от вязкости топлива. Выражение для расхода
утечек в кольцевом зазоре толщиной 5 с учетом течения Пуа-
зейля (под действием градиента давления) и течения Куэтта
(под действием относительного движения стенок со скоростью
и) и с использованием зависимости (25) имеет вид:
лВэр253^1псн лш/8
(ЭД
где d и /-соответственно диаметр и длина иглы форсунки или
плунжера; р- перепад давлений в уплотнении, Па;
рэ- поправочный коэффициент на эксцентричность сопряжения,
Рэ = 1,15 -4-1,4.
Выражение (26) можно использовать для вычисления утечек
в распылителе форсунки и через поршневую (нижнюю) часть
137
плунжера ТНВД. Основную долю утечек в плунжерной паре,
однако, составляют утечки в золотниковой части плунжера-из
нагнетательной полости в окна втулки. При этом течение в за-
зоре неосесимметричное, и для определения QyT используют
формулу
бут.зол = Л₽э8 V In Ср/ [6цтоРо (ср/р° - 1) In (2H/rBT + 1)],	(27)
где Н-расстояние между кромкой плунжера и окном втулки;
Гвт-радиус окна втулки.
Если скорость и движения иглы (плунжера) направлена
в сторону полости с высоким давлением, то течение Куэтта ос-
лабляют перетечки (рис. 121), и второй член в выражении (26)
берется со знаком «минус». Обратная картина наблюдается
при изменении направления и. Влияние направления скорости
и увеличивается с уменьшением 6; в отдельные моменты воз-
можно QyT < 0. Наблюдается также другой неожиданный ре-
зультат, объясняемый физическими свойствами топлива: на-
чиная с некоторого р, увеличение его приводит не к росту, а
к уменьшению 2ут, что вызвано еще более быстрым увеличе-
нием при этом вязкости Топлива (25).
Утечки через прецизионные пары уменьшают цикловую
подачу и давление впрыскивания, а также несколько затяги-
вают начало и ускоряют завершение подачи топлива. При из-
нашивании плунжера можно восстановить дц перемещением
рейки ТНВД, однако полностью восстановить рв при этом не
удается.
Деформации прецизионных деталей топливной системы из-
меняют характеристики топливоподачи аналогично деформа-
циям трубопровода и сжимаемости топлива: микродеформа-
ции нагнетательного клапана могут вызвать запаздывание
впрыскивания ДО до 4°, деформации плунжерной пары-до 3°,
распылителя-до 4,5°. Кроме того, наблюдается увеличение
утечек вследствие повышения зазора в плунжерной паре и рас-
пылителе, достигающего 1,4-1,6 от технологического, и, напро-
тив, защемление плунжера в результате локального сужения за-
зора. Необходимо проектировать эти элементы таким образом,
чтобы деформации от давления топлива компенсировали мон-
тажные. Втулка плунжера расширяется в своей верхней части,
что вызывает ее сжатие в средней части в зоне впускных и от-
сечных окон. Увеличение зазора может быть оценено по фор-
муле Ламе Д8ВТ = Рнтах^пл + ^пл)/(В| — t/пл) + гДе ^пл
и Dx -соответственно диаметр плунжера и внешний диаметр
втулки.
Если плунжер имеет осевой канал, то его деформация мо-
жет компенсировать Д8ВТ. Изготовление корпуса ТНВД из
алюминиевого сплава, обладающего большей податливостью,
позволяет перераспределить деформации и добиться их умень-
шения в плунжерной паре и нагнетательном клапане. Мон-
тажные деформации распылителей увеличиваются при закре-
плении форсунки на двигателе, а также в результате теплового
нагружения.
Трение и изнашивание прецизионных сопряжений. Доля отка-
зов топливной аппаратуры от общего числа отказов дизелей
Рис. 121. Профили скоро-
сти в зазоре прецизионной
пары при смешанном тече-
нии Пуазейля и Куэтта
138
I
•
Диаметральный зазор
в плунжерной паре ТНВД
и зазор между иглой и рас-
пылителем форсунки со-
ставляют 1-7 мкм. Преци-
зионные сопряжения
в агрегатах топливопо-
дающей аппаратуры дизе-
лей определяют ее пара-
метры и стоимость.
достигает 20-50%. При этом наиболее частыми дефектами
ТНВД и форсунок являются соответственно заклинивание и из-
нос плунжера, зависание иглы и разгерметизация по запираю-
щему конусу.
Потеря подвижности прецизионных элементов обусловлена
структурными превращениями остаточного аустенита в мар-
тенсит с увеличением геометрических размеров, монтажными
и эксплуатационными деформациями; действием поперечных
сил и нарушением режима гидравлического трения-задиром,
выкрашиванием, свариванием; недостаточным качеством изго-
товления ; попаданием с топливом механических примесей и во-
ды-особенно при останове двигателя.
Основные виды изнашивания-абразивное и гидроабразив-
ное. Наиболее нежелательным явлением следует считать закли-
нивание абразивных частиц между окнами и кромками плунже-
ра в кольцевом зазоре, в том числе с учетом кратковременного
увеличения 5 при впрыскивании. Скорость изнашивания раз-
лична : если за первые 300 ч у плунжера начальный зазор
в 1-4 мкм может увеличиваться на 5-3 мкм, то у иглы-зазор
3-5 мкм лишь на 1-0,2 мкм. Однако на работу сопряжения
распылителя оказывают неблагоприятные воздействия темпе-
ратурные деформации, фреттинг-коррозия, несоосность с запи-
рающим конусом.
Потеря подвижности прецизионных элементов приводит
к выходу из строя топливной аппаратуры, износ-к уменьше-
нию давления впрыскивания и цикловой подачи. Наибольшие
изменения в процессе топливоподачи наблюдаются при увели-
чении зазора в плунжерной паре, минимальные-при повыше-
нии зазора в распылителе в системах с низким остаточным да-
влением или с гидрозапиранием иглы. Потерю уплотняющих
свойств иглы в распылителе могут в некоторой степени ком-
пенсировать лаковые отложения. Заметно деформирует процесс
подачи износ деталей привода ТНВД: износ кулачка на 0,5%
радиуса начальной окружности вызывает уменьшение рвтах на
15% и увеличение тв на 9%.
Среди прочих свойств топлива, оказывающих влияние на
работу топливной аппаратуры, можно отметить также следую-
щие. Способность к нагаро-, лако- и смолообразованию опре-
деляет время бесперебойной работы системы, особенно при от-
клонении режимов ее работы от расчетных. Нагар и лаковые
пленки образуются соответственно на внешних и внутренних
поверхностях при окислении топлива. Более склонны к отложе-
ниям сложные непредельные углеводороды с большой плот-
ностью. Склонность к нагарообразованию оценивают коксуе-
мостью 10%-ного остатка или 100%-ного топлива. Нагар
повышает тепловую нагруженность распылителя, лаковые
пленки сужают сечение распыливающих отверстий и ухудшают
подвижность иглы, смолы-высокомолекулярные продукты
окисления-засоряют всю систему, особенно фильтры.
Для тяжелых топлив характерны неуглеродные примеси
(сернистые, азотистые, кислородные и другие соединения), их
содержание (в %) оценивают зольностью. Как правило, отдель-
но регламентируют количество серосодержащих соединений —
они обладают наибольшей коррозионной активностью по от-
139
ношению к цветным металлам-свободная сера, сероводороды
и меркаптаны.
С точки зрения возможности нагнетания тяжелых и ди-
зельных топлив при низких температурах регламентируют тем-
пературу помутнения-кристаллизации, обнаруживаемой невоо-
руженным глазом, температуру застывания-потери подвижно-
сти в наклонной под углом 45° пробирке. Эти температуры
равны соответственно для летнего дизельного топлива-5 и —
— 10°С, для холодной климатической зоны зимнего — 35 и —
— 45°С, для арктического температура застывания — 55°С.
§ 5.	Конструкция и расчет топливных
насосов высокого давления
Конструктивные особенности насоса обусловливаются ти-
пом топливной системы, способом привода плунжера, регули-
рования цикловой подачи, а также конструкцией дизеля, на ко-
тором устанавливается насос.
Рассмотрим ТНВД непосредственного впрыскивания, имею-
щие кулачковый привод. В настоящее время они получили на-
ибольшее распространение на дизелях различного назначения
благодаря следующим преимуществам. Системы с такими
ТНВД относительно просты конструктивно и в обслуживании,
надежны, сравнительно легко компонуются на двигателе, допу-
скают широкое изменение цикловых подач. Наряду с этим им
присущи недостатки: параметры впрыскивания, в первую оче-
редь давление впрыскивания, сильно меняются при изменении
скоростного и нагрузочного режимов системы. Результатом
этого, в частности, является плохое распыливание на режимах
холостого хода, малых и, при пуске. В деталях привода возни-
кают большие механические нагрузки. Имеются трудности
обеспечения идентичности характеристик топливоподачи по
секциям многоплунжерного насоса, устранения отрицательных
волновых явлений в широком диапазоне режимов работы.
Регулируют подачу ТНВД непосредственного впрыскивания
изменением полного хода плунжера, дросселированием при
перепуске топлива из линии высокого давления в линию низко-
го давления, а также дросселированием топлива на впуске-из-
менением наполнения надплунжерной полости; применением
золотникового и клапанного регулирования.
Для малооборотных двухтактных и среднеоборотных дизе-
лей, как правило, ТНВД выполняют индивидуальными на
каждый цилиндр. Часто ТНВД крупных дизелей, выпускаемых
небольшими сериями или даже единичными экземплярами,
имеют уникальную конструкцию и могут быть специально
спроектированы для данного дизеля. На рис. 122 представлен
насос малооборотного дизеля, имеющий клапанное регулиро-
вание подачи. Автономные эксцентриковые валы впускного 12
и отсечного 2 клапанов обеспечивает изменение угла опереже-
ния впрыскивания и цикловой подачи топлива. Симметричный
профиль кулачковой шайбы обеспечивает реверсирование насо-
са. Проста конструкция прецизионной детали-плунжера 10.
Несмотря на преимущества систем с клапанным регулиро-
ванием, сложность конструкции и большая масса движущихся
140
Рис. 122. ТНВД с кла-
панным регулированием
дизеля фирмы Зульцер
(ДКРН 90/155):
1 -предохранительный кла-
пан ;	2 - отсечной клапан;
3-прижимная гайка; 4-регу-
лировочный болт толкателя
клапана; 5-топливоотбойное
кольцо; 6-корпус насоса;
7 - корпус привода насоса;
8 -эксцентриковый вал;
9 - толкатель плунжера;
10 - плунжер;	11 - втулка
плунжера; 12- всасывающий
клапан; 13-головка насоса;
14-нагнетательный клапан
I
•
При конструировании
ТНВД мощных дизелей
учитывают их особенно-
сти, а при конструиро-
вании ТНВД автотрак-
торных дизелей учиты-
вают унификацию, уни-
версальность и простоту
конструкции насосов.
деталей определили тенденцию замены их на системы с золот-
никовым регулированием.
Получили распространение разветвленные топливные си-
стемы: один насос обслуживает две форсунки и, напротив, два
насоса подают топливо по индивидуальным топливопроводам
в одну форсунку. Первое связано со стремлением к лучшему
распределению топлива по камере сгорания, второе-путем по-
следовательного включения насосов-к обеспечению высокого
качества впрыскивания на режимах малых нагрузок или улуч-
шению протекания скоростной характеристики подачи топлива.
В ТНВД среднеоборотных дизелей используют в основном
золотниковое регулирование, хотя конструктивное исполнение
их весьма разнообразно. Такие насосы обеспечивают давления
впрыскивания до 130 МПа, питание дизелей с цилиндровой
мощностью до 700 кВт. В большинстве случаев в них приме-
няют толстостенные втулки подвесного типа. Через корпус на-
141
Ряс. 123. ТНВД с золот-
никовым регулированием
дизеля ЧН 26/26:
1 -цилиндрический нагнета-
тельный клапан; 2-корпус
клапана; 3-канал подвода
топлива; 4-отсечное отвер-
стие; 5-управляющая рейка
ТНВД; 6 - поворотная втулка;
7-корпус насоса; 8-ролик;
9 - толкатель; 10- регулиро-
вочный болт толкателя;
11 - п лунже&зо лотник;	12-
втулка плунжера; 13 -впуск-
ное отверстие; 14 -штуцер
гнетательного клапана их прижимает к корпусу насоса, воспри-
нимая усилия от давления топлива, развитый штуцер 14
(рис. 123) или дополнительный накидной фланец 1 (рис. 124),
который притягивается к нижней части корпуса насоса ан-
керными шпильками.
Для насосов с ЛПд > 20 4- 30 мм целесообразно фланцевое
крепление втулки и применение ввинчивающегося во втулку
штуцера клапана с уплотнением по узким кольцевым поверхно-
стям. Комплектование насосов совместно с толкателями сни-
жает их массогабаритные показатели, но одновременно умень-
шает и возможность их унификации.
В настоящее время отечественной промышленностью для
среднеоборотных дизелей разработаны типоразмерные ряды
ТНВД с учетом возможности получения максимальных давле-
ний впрыскивания до 120-130 МПа, цикловых подач от 1 до
35 см3 и использования тяжелых топлив. Условно их обозна-
чают ТН-22, ТН-26, ТН-30, ТН-36 и ТН-50 (цифра соответ-
ствует максимальному диаметру и ходу плунжера в мм). На-
е
Для современных высо-
кооборотных дизелей ха-
рактерны ТНВД распреде-
лительного типа, а также
многосекционные с глухи-
ми рядными и V-образны-
ми корпусами.
142
Рис. 124. ТНВД типораз-
мерного ряда ТН-36:
1 - накидной фланец; 2 - от-
сечная полость; 5-зубчатая
поворотная втулка; 4-раз-
грузочный стакан; 5-рейка;
6 - всасывающая полость;
7-нагнетательный клапан
сосы характеризуются идентичностью рациональных конструк-
тивных решений (см. рис. 124), возможностью обеспечения
каждым типоразмером ТНВД широкого диапазона дп для раз-
личных dnjI при сохранении высокой унификации, а также ши-
рокими компоновочными возможностями. В этих насосах ис-
пользуют рациональное уплотнение торца втулки, уменьшаю-
щее до минимума ее радиальные монтажные деформации;
конические приемники ослабляют волновые явления при отсеч-
ке, а увеличенная вверх полость низкого давления стабилизи-
рует наполнение.
До недавнего времени в ТНВД быстроходных дизелей до-
минировала рядная многоплунжерная конструкция с корпусом,
снабженным смотровыми люками. Люки позволяют регулиро-
вать угол опережения впрыскивания и цикловую подачу каж-
дой из секций, как и в индивидуальных насосах крупных дизе-
лей. Первое достигается изменением положения болта 10 (см.
143
Рис. 125. Насос дизеля
Ч 12/12:
1 -корпус насоса; 2-толка-
тель плунжера; 3-поворот-
ная втулка плунжера; 4 - плун-
жер-золотник ; 5 - установоч-
ный штифт; 6-втулка плун-
жера; 7-корпус секции на-
соса; 8- регулировочная про-
кладка ;	9 - нагнетательный
клапан; 10 -правая рейка;
11 - фиксирующий сухарь
рис. 123), второе-тангенциальным разворотом втулки плунже-
ра или поворотной втулки с плунжером в зубчатом секторе.
Однако повышение давления впрыскивания привело к со-
зданию ТНВД с более жесткими глухими корпусами (рис. 125,
126). Такие конструкции применяют на отечественных дизелях
грузовых автомобилей и на некоторых современных зару-
бежных двигателях. В этих насосах регулирование угла опере-
жения впрыскивания осуществляют подбором толщины про-
кладок или диаметра ролика толкателя, а регулирование
цикловой подачи-тангенциальным разворотом вставной сек-
ции насоса. Для исключения деформации втулки при сборке ис-
пользуют накидные фланцы. Масса рядного насоса фирмы
Бош (рис. 126), несмотря на увеличенные размеры деталей при-
вода, меньше, расстояние между секциями равно 35 мм, ЛПл =
= 7 4-13 мм, = 0,06 4- 0,25 см3. Рейка с зубчатым венцом за-
менена более простым поводком с шариком. Высокая компакт-
ность ТНВД дизеля Ч 12/12 обеспечена V-образным располо-
жением секций и установкой регулятора в развале между ними.
Плунжеры насосов с золотниковым регулированием услож-
нены как в верхней, так и в нижней части. Регулирование ци-
кловой подачи топлива, как известно, осуществляют разворо-
том плунжера вокруг его оси, т.е. изменением его активного
хода. Несимметричные выфрезеровки на плунжере (рис. 127, а)
приводят к возникновению боковой силы при нагнетании и не-
равномерному прилеганию его к втулке. Иногда в результате
более плотного перекрытия отверстий втулки может улучшать-
ся герметичность сопряжения, но в любом случае она умень-
шается в процессе эксплуатации вследствие повышенного изно-
са. Большими возможностями противостоять изнашиванию
обладают симметричные плунжеры (рис. 127,6), в которых вин-
товые выфрезеровки могут быть соединены с надплунжерным
пространством осевым и радиальным каналами. Последова-
Рис. 126. Насос типораз-
мера Р фирмы Бош:
1 - регулирующая прокладка;
2-поворотная втулка с при-
паянным шариком; 3-рейка;
4 - штуцер подвода масла;
5-кольцевая канавка отвода
топлива;	6 - стакан;
7-опорный фланец стакана;
8-фланец крепления стакана
144
Рис. 127. Различные фор*
мы плунжера и его раз-
вертка
I
•
Профилированные ре-
гулирующие кромки плун-
жера позволяют автома-
тически изменять фазы
впрыскивания в зависимо-
сти от нагрузки двигателя.
Di
Йпл
Рис. 128. Плунжерная па-
ра ТНВД фирмы Симмс
тельная по ходу плунжера работа выфрезеровок позволяет
уменьшить их наклон и длину.
Оптимальный угол опережения впрыскивания возрастает
с увеличением частоты вращения коленчатого вала двигателя.
Если двигатель работает на винт, то существует известная за-
висимость между ре и п или дц и 0. Таким образом, для су-
довых дизелей можно обеспечить оптимальное изменение угла
опережения впрыскивания введением дополнительной - верх-
ней - регулирующей кромки плунжера (рис. 127, в). Для двигате-
лей наземного транспорта нет однозначной зависимости ре~
=f(n). Учитывая меньшую зависимость оптимального угла
0 от ре, чем, например, от п, обычно применяют регулирование
только по концу подачи (рис. 127, а и б). В ряде случаев приме-
няют специальные плунжеры (рис. 127, г), обеспечивающие
двухразовое впрыскивание.
Профилирование управляющих кромок плунжера. Профили-
рование выполняют на развертках (рис. 127,6). Зная диаметр
плунжера размеры наполнительного и отсечного отвер-
стий, определяют активный ход /1пл.акт и расстояние между
верхней и нижней кромками. Момент перекрытия впускного
отверстия выбирают при заданном профиле кулачка так, чтобы
к этому времени скорость плунжера была достаточной для ин-
тенсивного впрыскивания. Выполнив построение для номиналь-
ной подачи и подачи топлива при режиме холостого хода,
определяют наклон винтовой кромки. В выполненных кон-
струкциях 0=15 — 53°. Малые 0 обеспечивают наибольшую
точность регулировки и равномерность подачи топлива по ци-
линдрам, но в этом случае требуется больший ход рейки, что
ухудшает показатели автоматического регулятора. Линию от-
сечной кромки продолжают в сторону больших Лпл.акт, так как
обычно максимальная ди превышает номинальную на 15-20%.
Окружная длина кромок, как правило, соответствует 60-170°.
угол наклона верхней кромки 0° или 8-20°.
Установка в один и тот же насос плунжеров различных диа-
метров не должна существенно влиять на условия работы регу-
лятора, т. е. винтовая кромка должна иметь одинаковый шаг на
плунжерах различных диаметров, предназначенных для насосов
определенного размерного ряда. Так как угол 0 наклона кром-
ки связан с диаметром и шагом h винтовой линии соотноше-
нием tg0 = А/(яб/пл), то при условии постоянства шага угол
0 увеличивается с уменьшением </пл. Увеличение Р ограничи-
вает минимальный </пл Для ТНВД данного размерного ряда,
поэтому наклон винтовой кромки плунжеров насосов массово-
го производства стремятся делать небольшим.
Многие зарубежные фирмы начали выпускать плунжеры
с наклонной отсечной кромкой вместо винтовой (рис. 128). Они
проще в изготовлении, зависимость hnjI,aKT от угла поворота
плунжера при этом несколько отличается от линейной. Выфре-
зеровка I у торца плунжера' служит для уменьшения на 5-8°
угла опережения впрыскивания при пуске двигателя (на этот
режим приходится в автотракторных двигателях двукратное
увеличение дц относительно номинального значения).
Необходимостью обеспечения тангенциального поворота
плунжера при наличии возвратно-поступательного движения
145
вызвано усложнение его нижней части. Зубчатое колесо, вра-
щаемое рейкой, может быть посажено на плунжер подвижно
с фиксирующей лыской или шлицевым соединением. На плун-
жере могут закрепляться хомуты с зубчатым сектором или на-
прессовываться втулки с пальцевидным поводком. В быстро-
ходных дизелях широко используют поворотную втулку
1 (рис. 129) с зубчатым сектором 2 и двумя прорезями 3, вдоль
которых перемещается хвостовик плунжера 4.
Тонкостенные запрессованные втулки плунжеров приме-
няют только в некоторых моделях судовых систем. Наиболее
распространена конструкция толстостенной втулки, имеющая,
кроме того, утолщение в верхней части. Ее также называют
подвесной конструкцией, так как она закреплена за верхнюю
часть между корпусом нагнетательного клапана и выступом
корпуса насоса (см. рис. 123, 128). Такие втулки мало подвер-
жены деформациям от давления топлива и затяжки корпуса
клапана, более технологичны в производстве и ремонте. При
этом = (1,3 4-1,85)DO (см. рис. 128) или = (1,85 Ч-3,8)ЛПл-
Размер Dx определяет расстояние At между соседними секция-
ми блочного ТНВД. Отношение DA /Ах = 0,525 4-0,83. Длина
втулки /вт = (1,8 4-3,1)2^;	= (0,28 Ч-0,47)/вт. По наружным
размерам втулки унифицированы для каждого типоразмера на-
соса. Это позволяет в один корпус устанавливать плунжерные
пары различной подачи в зависимости от dnjI.
Во втулках плунжеров имеются впускные и отсечные отвер-
стия. Часто их выполняют коническими с вершиной, обращен-
ной к плунжеру; при этом увеличивается их коэффициент рас-
хода и торможение топлива при отсечке. Для исключения
разрушения поверхностей корпуса насоса вытекающим из втул-
ки топливом напротив отсечных окон устанавливают защитные
пластины из высокопрочных сталей. В средней части втулки
в некоторых конструкциях делают канавку, соединяющуюся че-
рез ряд каналов со сливным трубопроводом для исключения
попадания топлива в масло картера ТНВД. Ниже этой канавки
может быть расположена канавка для подвода специально от-
фильтрованного масла от центральной смазочной системы.
Материалы, используемые для плунжерных пар. Эти мате-
риалы должны обладать высокой износостойкостью и твер-
достью, сохранять размеры и геометрическую форму, иметь
малый коэффициент линейного расширения, хорошо обрабаты-
ваться. Для втулки и плунжера используют легированные ста-
ли ШХ15 и ХВГ, а также допускается применение хромомолиб-
деновых сталей (ЗОХЗВА и др.).
Высокие технические требования предъявляют к качеству
механической обработки этих деталей. Кроме указанных на
рис. 130 регламентируют следующие требования: соответствие
материала условиям поставки, отсутствие огранок и рисок на
поверхности диаметром 8,5 мм; корсетность, бочкообразность
и овальность должны быть не более 0,0005 мм; правка не допу-
скается. Нешлифуемые после термообработки поверхности сле-
дует тщательно очистить от окалины. После термообработки
твердость HRC 61-63. Острые кромки, кроме указанных, необ-
ходимо сгладить. Свободные размеры выполняют с допусками
по ± JT14/2, Н14, шероховатость неуказанных поверхностей
Ra = 1,6 мкм. Деталь проверяют на магнитном дефектоскопе.
Рис. 129. Механизм пово-
рота плунжера-золотника
с разрезной втулкой
146
Рис. 130. Рабочий чертеж
плунжерной пары топлив-
ного насоса УТН-5
Дефекты не допускаются; после проверки детали размагничи-
вают.
Требования, предъявляемые к качеству обработки плунже-
ра: кромка спирали В у поверхности Б должна быть острой,
без зазубрин и заусенцев. Отклонение рабочей кромки спирали
В от заданной геометрической формы-не более ±0,01 мм по
образующей спирали. Конусность поверхности Б с вершиной
у хвостовика-не более 0,002 мм.
У втулки кромки отверстий диаметром 3 мм с внутренней
стороны втулки должны быть острыми, без заусенцев. Откло-
нение отсечной кромки диаметром 3 мм от окружности-менее
0,02 мм. Конусность отверстия А составляет 0,001-0,003 мм на
длине 50 мм с вершиной со стороны диаметром 21 мм.
Цикл термической обработки деталей плунжерной пары на-
чинают с закалки. Нагрев осуществляют в расплаве солей
NaCl, КС1, ВаС12 при температуре 850-1250°С в течение
12-18 мин и охлаждают в масле 5-10 мин. Детали подвергают
одному-двум циклам отпуска. При высоком отпуске детали на-
гревают в печи до 55О-56О°С, а охлаждают на воздухе. Низкий
отпуск длится в течение часа в масляной ванне при температу-
ре 170-190°С. При использовании малоуглеродистых сталей за-
калке предшествует цементация при температуре 900-910°С
в течение 4-5 ч в твердом карбюризаторе.
Для стабилизации размеров и исключения деформаций
в процессе сборки и эксплуатации применяют обработку холо-
дом и искусственное старение. Обработку холодом проводят
при температуре - 65--- 100°С в течение 30 мин в атмосфере
жидкого азота или смеси этилового спирта с сухим льдом. По-
сле этого детали подвергают новому отпуску в масле при тем-
147
Рис. 131. Определение
плотности плунжерных пар
на гиревом стенде
пературе 100°С в течение 3 ч. Старение, часто двукратное, про-
водят также в масляной ванне при температуре 15О-18ОС
в течение 3-25 ч. После окончательного шлифования цилин-
дрических поверхностей и кромок производят притирку и окон-
чательную доводку, а также антикоррозионную обработку.
Сборка плунжерной пары. После промывки бензином и сма-
чивания в топливе проверяют легкость перемещения плунжера
во втулке: плунжер должен свободно опускаться под действием
силы тяжести. В настоящее время применяемую технологию
промывки прецизионных деталей бензином заменяют ультра-
звуковой промывкой в дизельном топливе или специальных ан-
тикоррозионных растворах. Контроль диаметрального зазора
5, несмотря на наличие приборов чувствительностью до де-
сятых долей микрона, осуществляют проверкой на гидроплот-
ность. Этот метод более простой и более точный, так как плот-
ность является прямым и комплексным показателем. Плунжер
1 (рис. 131), создавая с помощью груза 3 давление 20 МПа,
должен опускаться в заглушенной втулке 2 не быстрее заданно-
го времени т. Метод эффективен при зазорах 1-6 мкм. Для
опрессовки используют смесь дизельного топлива с маслом
вязкостью (9,9-10,9)-10“6 м2/с. Применяют и другие способы,
например измерение максимального давления, развиваемого
ТНВД при пуске двигателя, однако они не нашли широкого
распространения. Отобранные плунжерные пары сортируют на
группы по гидроплотности. В насос устанавливают пары одной
группы. После притирки и проверки плунжерную пару не
разукомплектовывают. С помощью селективной сборки удает-
ся обеспечить диаметральный зазор в них 1-3 мкм.
Сочленение плунжера с толкателем в насосах с золотни-
ковым регулированием осуществляют с помощью специально-
148
t
Рис. 132. Узел сочленения
толкателя с плунжером
Рис. 133. Роликовый тол-
катель ТНВД
го разгрузочного элемента (рис. 132). Введение его в конструк-
цию связано со стремлением к максимальному уменьшению
сопротивления повороту плунжера, что улучшает условия ра-
боты автоматического регулятора. Благодаря зазору С, обра-
зующемуся в период между впрыскиваниями, усилие пружины
2 передается на толкатель 3, минуя плунжер 1. В результате
этого даже у шестисекционного насоса 75% времени все плун-
жеры могут свободно поворачиваться. Для снижения усилия
разворота под нагрузкой также уменьшают диаметр поверхно-
стей соприкосновения. Разгрузочные элементы позволяют в ря-
де случаев проводить регулирование фаз топливоподачи, заме-
ну износостойких элементов, улучшают условия смазывания
сопряжения.
Передачу осевого усилия от кулачка плунжеру осущест-
вляют с помощью плоских, рычажных или роликовых толкате-
лей. Роликовые толкатели (рис. 133) наиболее распространены
ввиду оптимального сочетания быстродействия и надежности.
В ТНВД 1 устанавливают корпус 6 толкателя. На оси 9 нахо-
дится ролик 7 с втулкой 8. Для предотвращения осевого пово-
рота толкателя, вследствие которого может произойти авария,
на оси выполняют лыски 10, заходящие в пазы 2. Смазывается
ролик и его подшипник маслом, поступающим через каналы 3,
или разбрызгиванием. С помощью болта 4 с контргайкой 5 ре-
гулируют угол опережения впрыскивания.
При конструировании толкателя стремятся получить макси-
мальную площадь опорной боковой поверхности при его ми-
нимальной массе. Плавающие оси меньше изнашиваются, но
требуют увеличения площади опорной поверхности за счет
сокращения ширины ролика. Плавающая втулка также умень-
шает износ. Вместо втулки 8 применяют иногда игольчатые
подшипники.
Для толкателей характерны следующие соотношения:
HT/DT = 0,954-1,3; DT/AY — 0,754-0,92	- расстояние между
центрами соседних секций ТНВД); ЛПл / (2г0) - 0,4 4- 0,55;
/?р/(2г0) — 0,464-0,65; 2г0/^Нач = 0,54-0,75 (^нач-диаметр началь-
ной окружности кулачка).
В блочных ТНВД используют, как правило, цельные кулач-
ковые валы. Для индивидуальных насосов применяют со-
ставные валы с закрепленными на них кулачковыми шайбами,
около каждой из которых находятся два подшипника. Цельные
кулачковые валы имеют две крайние опоры либо одну или две
промежуточные. Подшипники скольжения выполняют в виде
стальных втулок с актифрикционной заливкой, бронзовых или
латунных вкладышей, втулок из легких сплавов. Подшипники
качения применяют главным образом в ТНВД быстроходных
дизелей при небольших нагрузках на кулачки. Все кулачковые
валы снабжают упорными или радиально-упорными подшип-
никами.
В дизелях средней и большой мощности съемные кулач-
ковые шайбы устанавливают на распределительном валу.
В этом случае они состоят из двух половин, которые при необ-
ходимости можно заменить без разборки вала. Кулачковые
шайбы выполняют аналогичными кулачкам механизма газо-
распределения. Зубчатое колесо привода устанавливают на вал
с натягом и дополнительно фиксируют от проворачивания. От
149
кулачкового вала приводятся в движение топливоподкачиваю-
щий насос и регулятор частоты* вращения двигателя.
Варьирование закона подачи топлива в цилиндр осущест-
вляют применением кулачков различного профиля. Выбирают
профиль кулачка и рассчитывают перемещения и скорости де-
талей при заданном его профиле, используя известные методы
теории машин и механизмов, аналогичные методам, приме-
няемым для расчета динамики приводов органов газораспреде-
ления. Скорость плунжера на рабочем участке определяют из
условия обеспечения необходимой интенсивности впрыс-
кивания.
При проектировании ТНВД работоспособность толкателя
оценивают на основе расчета давления на опоры пальца: оно
составляет 24-60 МПа и не должно превышать 90 МПа. Давле-
ние на втулку находится в пределах 20-70 МПа при допусти-
мом 80 МПа. Напряжение среза пальца допускается до
45-80 МПа. Наибольшие напряжения возникают при изгибе
пальца и не должны превышать 250 МПа. Давление толкателя
на поверхность направляющей корпуса ТНВД допускается до
10-18,5 МПа. Обязательно выполняют расчет контактных на-
пряжений в кулачке и толкателе. Эти напряжения имеют ци-
клический характер, а поверхностное выкрашивание деталей
указывает на то, что расчет допустимых напряжений следует
вести по пределу выносливости. Возникающие при контакте на-
пряжения сжатия (в Па) определяют по формуле Герца
стк = 4,1 • 104]/Z£/(pbp),
где Z-сила сжатия, Н, Z — (Рншах^пл/4 4* ms;)/cosy; Е-модуль
упру ости стали; р-приведенный радиус кривизны, м, р =
= гкг0/(гк + г0); гк и г0- текущие радиусы кривизны кулачка
и ролика, м; рНтах - максимальное давление топлива, Па;
гие-масса деталей привода, кг; ускорение деталей привода,
м/с2; у-угол между линией центров и радиусом ролика в точке
касания.
В выполненных конструкциях ок не превышают
1500-1800 МПа для цементованных и закаленных сталей. По-
скольку усилие максимально в конце нагнетания вследствие
увеличения плеча R кулачка и давления топлива рнтах, момент
отсечки выбирают так, чтобы он был не позднее выхода роли-
ка на вершину кулачка с малым гк.
Кулачковые валы, кроме того, рассчитывают на крутиль-
ную жесткость и изгиб. Допустимую крутильную деформацию
Дф принимают равной 0,5°. Также контролируют момент стра-
гивания сменных кулачковых шайб. Для цельных кулачковых
валов характерны следующие соотношения (рис. 134):
d0 /dHa4 = 0,84 4- 0,96; d0 М i = °,68 4- 0,88; bK /dHa4 = 0,34 4- 0,5;
don/^0 = 0,64-41,1.
Цилиндрическую пружину плунжера выбирают из условия
неразрывности кинематической связи плунжер-кулачок. Запас
по усилию разрыва составляет 1,16-2,6. Для пружины харак-
терны следующие конструктивные соотношения: dnp/Bcp =
= 0,15 4-0,18; Dcp/Ai =0,63 4-0,75. Напряжение среза для пру-
жинных сталей не должно превышать 600 МПа. Производят
150
В соответствии с прин-
ципом работы ТНВД для
нагнетания топлива ис-
пользуется лишь участок
кулачка с крутым подъе-
мом; полный подъем ку-
лачка значительно больше
активного хода плунжера.
«1
Рис. 134. Схема для опре-
деления размеров кулачко-
вого вала ТНВД
Рис. 135. Корпус ТНВД
также проверку на резонанс. Для одноузловой формы частота
колебаний
v0 — ]/ G/ (2pCT)dnp/(2nDep
!
Условия работы ТНВД
обусловливают следую-
щие требования к деталям
привода: малая податли-
вость, высокие точность
геометрических форм, со-
противление усталости,
износостойкость, про-
чность.
где рст-плотность стали; 1р-число рабочих витков; G-модуль
упругости второго рода; Jnp и РСр-соответственно диаметр
проволоки и средний диаметр пружины.
Корпус ТНВД (рис. 135) воспринимает монтажные нагруз-
ки, усилия от нагнетания и сил инерции. Наличие люка для ре-
гулировки снижает жесткость корпуса. Если </Пл 9 мм, целе-
сообразно применять цельнолитой корпус закрытого типа. Для
повышения жесткости корпус насоса отливают вместе с корпу-
сом регулятора, вводят промежуточные опоры кулачкового ва-
ла и ребра жесткости между секциями. Для обеспечения уплот-
нения между втулкой и корпусом клапана необходимо давле-
ние около 200 МПа. Обеспечить такое давление удается при со-
здании напряжения среза в корпусе ТНВД до 80 МПа.
Давление кольцевой опоры втулки не должно превышать
350 МПа. Суммарные напряжения в наружных волокнах стенок
близ кулачкового вала 40 МПа. Для блочных насосов рацио-
нальны следующие соотношения (см. рис. 135): D1/A1 =
= 0,53—0,83; Нв/Нк = 0,23 4-0,4; /„/^=1,0 4-2,8; Вк/Нк =
= 0,354-0,48; Яр/Як = 0,684-0,84; отношение площади попереч-
ного сечения несущих стенок к площади по внешнему контуру
составляет 0,25-0,27 у насосов с люками и 0,38-0,42 у насосов
с глухими корпусами.
Условия работы предъявляют высокие требования к приме-
няемым материалам и технологии изготовления деталей при-
вода ТНВД. Материал для кулачковых валов должен обладать
151
достаточной прочностью и высокой износостойкостью. Приме-
няют стали 15-35, легированные цементуемые стали, например,
15Х, 20Х, 18ХГТ, углеродистые стали 40, 45, 45Х. Малоуглеро-
дистые стали подвергают цементации на глубину 0,6-1,5 мм и
закалке до твердости ИКС 55-65. Для кулачковых валов быстро-
ходных дизелей используют также отбеливающиеся чугуны.
Корпус толкателя изготовляют из сталей 15, 20, 15Х, 20Х,
40, 45, улучшенных легированных сталей и отбеливающихся чу-
гунов; ось ролика с подшипником скольжения-из стали 45,
с подшипником качения-из стали 15Х. Все детали подвергают
поверхностной закалке (HRC 50-60), а детали, выполненные из
малоуглеродистых сталей,-цементации на глубину 0,8-1,5 мм.
Ролик воспринимает большие усилия, что обусловливает его
изнашивание. Лучшими материалами для него являются стали
12ХНЗА и 15Х. Цилиндрическую поверхность его цементуют
и закаливают до HRC > 58. Пружины толкателей должны
обладать значительной силой упругости, поэтому их изгото-
вляют из сталей 50ХФА, 50ХГ, 60С2А и подвергают обработке
дробью или песком, заневоливанию, оксидируют, покрывают
лаками, эмалями, цинком или кадмием. Корпусы ТНВД
крупных дизелей отливают из чугуна, а корпусы ТНВД авто-
тракторных двигателей изготовляют из алюминиевых сплавов
литьем в кокиль и под давлением, при этом обеспечивается
ств = 210 4- 240 МПа.
Требования к механической обработке аналогичны требова-
ниям, предъявляемым к деталям привода механизма газорас-
пределения. Кулачковые валы штампуют. При их изготовлении
обращают внимание на точность чистовой обработки и довод-
ки, так как от этого зависит не только их работоспособность,
но и закон топливоподачи. Допускается неперпендикулярность
оси толкателя к оси отверстия и оси кулачкового вала не более
0,05-0,2 мм на 100 мм длины; смещение осей толкателя-не бо-
лее 0,1 мм; конусность кулачковых шайб < 0,015 мм на их ши-
рине; допуск на диаметр игол подшипников в группе
<0,005 мм; отклонение профиля кулачков от заданной
формы ± (0,035-0,1) мм.
К прецизионным деталям ТНВД относят всасывающие, от-
сечные и нагнетательные клапаны. Отсечные клапаны выпол-
няют приводными, нагнетательные-автоматическими, всасы-
вающие-теми или другими. Всасывающие и отсечные клапаны
(см. рис. 122) обеспечивают управление процессом подачи
топлива путем соединения надплунжерного пространства с со-
ответствующими топливопроводами. Их, как правило, выпол-
няют грибковыми. Для уменьшения усилий в приводе отсечно-
го клапана и улучшения условий работы автоматического регу-
лятора клапан делают двойным: толкатель сначала действует
на внутренний клапан с малым диаметром тарелки, а после
снижения давления в надплунжерной полости он соприкасается
с торцом основного клапана и открывает его.
Нагнетательные клапаны разъединяют линию высокого да-
вления и надплунжерную полость. Этим обеспечивается: улуч-
шение наполнения надплунжерной полости; создание в нагне-
тательном трубопроводе в период между впрыскиваниями
заданного остаточного давления; корректирование скоростной
характеристики топлива.
I
&
Потеря герметичности
нагнетательного клапана
по конической поверхно-
сти и разгружающему по-
яску вызывает изменение
угла опережения впрыски-
вания, закона и цикловой
подачи топлива.
152
Рис. 136. Нагнетательные
клапаны ТНВД:
а - грибковый; б - двусторон-
ний пластинчатый; в-цилин-
дрический с разгружающим
пояском; г и д - клапаны-кор-
ректоры
Встречаются конструкции и без нагнетательных клапанов.
Они проще, в них исключена возможность возникновения под-
впрыскивания, однако повышаются требования к надежности
запирающего элемента форсунки.
На рис. 136 представлены варианты конструкций автомати-
ческих нагнетательных клапанов. Наиболее распространены
грибковые клапаны (рис. 136, а, <?~б). Под действием давления
топлива клапан, сжимая пружину, перемещается в осевом на-
правлении. При закрытии клапана в некоторый момент его
разгружающий поясок 2 (рис. 136, а) входит в канал корпуса
3 клапана 4. С этого момента надплунжерная полость и нагне-
тательный трубопровод разобщаются, так как разгружающий
поясок образует с каналом зазор 10-15 мкм, и дальнейшее опу-
скание клапана приводит к увеличению объема полостей, обра-
зующих линию высокого давления. Увеличение объема сопро-
вождается уменьшением давления в нагнетательном трубопро-
воде, так называемой разгрузкой. Таким образом, выбором
размеров нагнетательного клапана обеспечивают оптимальное
значение остаточного давления.
Для исключения радиального биения разгружающего по-
яска при входе в канал и конической поверхности клапана при
посадке на седло эти поверхности, так же как и перья клапана
4, изготовляют с высокой точностью. Прецизионной является
также нижняя торцовая поверхность корпуса клапана. Как пра-
вило, она образует с верхним торцом втулки плунжера беспро-
кладочное герметичное соединение, при этом корпус клапана
притягивают к втулке штуцером 1.
Для устранения волновых явлений в нагнетательном трубо-
проводе, вызывающих подвпрыскивание, могут использоваться
двусторонние клапаны. На рис. 136, б показан такой клапан, вы-
полненный на пластинчатых подпружиненных элементах 5 и 6.
Кратковременное пропускание топлива из трубопровода при
открывании элемента 6 гасит волну сжатия. Несмотря на
малые размеры и массу движущихся частей, шариковые и пла-
стинчатые клапаны применяют редко из-за более низкой на-
дежности уплотнения. Значительно шире используют цилин-
дрические клапаны, которые также меньше и легче грибковых.
Цилиндрические клапаны могут выполнять все функции нагне-
тательных клапанов, например, осуществлять разгрузку трубо-
провода с помощью пояска 2 (рис. 136, в), иметь корректирую-
щие свойства.
Нагнетательные клапаны-корректоры позволяют обеспечить
более желательное протекание скоростной характеристики по-
дачи топлива путем уменьшения dgn/dn (см. рис. 114). Кон-
струкции их многообразны, но все они имеют разгружающий
поясок 2 и дроссельные каналы 8 для перетечек топлива,
препятствующих разгружающему эффекту (рис. 136, г и б).
Работу клапана-корректора рассмотрим на примере кон-
струкции, показанной на рис. 136, г. Каналы 7 и 8 ослабляют
разгружающее действие пояска 2 путем организации перетечек
топлива из надплунжерной полости в нагнетательный трубо-
провод. Ввиду сильного дросселирования топлива в отверстиях
величина перетечек зависит от времени опускания клапана. Та-
ким образом, с уменьшением частоты вращения вала двигателя
разгрузка трубопровода становится все меньшей, т.е. повы-
153
шается остаточное давление, а следовательно, и цикловая пода-
ча дц. Клапаны должны иметь достаточную площадь проход-
ного сечения, чтобы сопротивление движению топлива было
минимальным: /кл = (1,5 4- 2,5) /тр.
Ниже приведены соотношения диаметров (в м) нагнета-
тельных клапанов и плунжеров имеющихся конструкций
ТНВД.
Грибковые клапаны ди-
зелей:
высоко- и среднеоборот-
ных .................
малооборотных........
Цилиндрические клапаны
4КЛ = 0,004 + 0,52 Упл - 0,005)
апл - 0,005 4- 0,025
Лм = 0,01 4- 0,17(апл - 0,025);
4^ = 0,02 4-0,06
4^ = 0,005 4- 0,12 (dnJI - 0,012):
4^ = 0,01-0,35
При этом подъем клапана Акл =	4- h$ определяют из со-
отношения /кл = я/1кл sin (v|z/2) [d - йкл sin (\|//2) cos (ф/2)] (где
ф - угол при вершине запирающего конуса; d - наименьший
диаметр запирающего конуса; йр-разгружающий ход клапана,
при отсутствии разгружающего пояска Яр = 0).
С учетом приведенных выражений ход клапана обычно
ограничивают, так как его излишнее увеличение вызывает по-
вышение динамических напряжений в пружине и изнашивание
посадочных поверхностей. К нагнетательным клапанам предъя-
вляют^ такие же высокие технические требования, как и к плун-
жерным парам. Как правило, их выполняют из сталей ХВГ
и ШХ15, пружины -50ХФА, 60С2А. Клапаны и корпусы подвер-
гают закалке, обработке холодом, старению. Твердость клапа-
нов HRC 56-62, корпусов HRC 60-64. После притирки соедине-
ние проверяют на герметичность сжатым воздухом под
давлением 0,4-0,6 МПа при погружении в жидкость в течение
10 с, свободное перемещение клапана под действием силы тя-
жести, а также величину зазора по разгружающему пояску-по
расходу воздуха при продувке. После испытаний разукомплек-
тование соединения не допускается.
Конструкция ТНВД непосредственного впрыскивания опре-
деляет скоростную характеристику подачи топливной системы.
Действительная объемная цикловая подача при постоянном ак-
тивном ходе плунжера
Рц =Упл^пл.акт ” А 1сЖ — АРдап — АРуТ — AVp 4- АР^П 4" APqtc j
где А И-изменение объемной подачи топлива относительно
геометрической /пл^пл.акт соответственно в результате сжатия
топлива в линии высокого давления; несовершенного наполне-
ния, утечек; разгрузки при посадке клапана с разгружающим
пояском; дросселирования во впускном и отсечном окнах при
их частичном перекрытии.
Характер влияния на Уц входящих в это выражение сла-
гаемых определяется их знаком, а величина воздействия изме-
няется с частотой вращения. Это объясняет сложность протека-
ния зависимостей Рц (и) или т|(и) и их несхожесть для различных
выполненных конструкций топливных систем.
154
Рис. 137. Скоростные ха-
рактеристики топливного
насоса быстроходного ди-
зеля для различных нагру-
зочных режимов:
1 - 100%-ной нагрузки;
2-50%-ной нагрузки; 3-ре-
жим холостого хода;
-------с клапаном, имею-
щим разгружающий поясок;
-------с клапаном-коррек-
тором
Скоростную характери-
стику изменяют посред-
ством механических кор-
ректоров, смещая рейку
ТНВД, предельных клапа-
нов, перепуская топливо
из линии высокого давле-
ния, а также клапанов-
корректоров, регулируя
остаточное давление.
Корректирование ско-
ростной характеристики
с помощью нагнета-
тельных клапанов позво-
ляет также повысить да-
вление впрыскивания при
малых п, т. е. улучшить
распыливание топлива на
частичных режимах, режи-
мах холостого хода и при
пуске.
Типичные скоростные характеристики топливного насоса
представлены на рис. 137. С точки зрения требований к при-
способляемости дизеля некорректированная характеристика су-
щественно отличается от желаемой, причем ее протекание все
более ухудшается с уменьшением дц. Последнее объясняется
увеличением утечек при уменьшении длины герметизирующего
участка плунжера между верхней и нижней регулирующими
кромками на режимах малых цикловых подач.
Для исправления скоростных характеристик используют
специальные конструктивные мероприятия. Простейшее из
них-введение механических корректоров-заключается в созда-
нии упругого или профилированного упора для рейки ТНВД.
При снижении частоты вращения коленчатого вала уменьшает-
ся усилие от центробежных элементов регулятора, а его пружи-
на смещает рейку насоса в сторону больших подач. Пружина-
корректор создает дополнительное усилие, приводящее
к увеличению дц с уменьшением п. Для оптимизации дц(п) ис-
пользуют несколько пружин различной жесткости, варьируют
дипазоном их включения в работу, вводят сложные кинемати-
ческие связи и т.д.
Известны два способа гидрокоррекции скоростных характе-
ристик. При одном из них в нагнетательном трубопроводе
устанавливают предельный клапан, который перепускает часть
топлива, направляемого к форсунке. Работа клапана основана
на увеличении рВшах с повышением п. Таким образом, осущест-
вляется подача уменьшенного количества топлива, начиная
с некоторого п. Недостатком этого способа является трудность
обеспечения с его помощью заданной характеристики. Другой
способ коррекции-с помощью нагнетательных клапанов (см.
рис. 136, г и д)-был рассмотрен выше.
В двигателях с наддувом ввиду резкого снижения
с уменьшением и возникает необходимость ограничения во
избежание дымления. Таким образом, ставится обратная зада-
ча изменения-отрицательное корректирование. Его реализуют
введением корректора по наддуву.
Насосы распределительного типа. Если для дизелей средней
и малой мощности 2,5-8% их стоимости приходится на то-
пливные системы, то 25 -30% стоимости последних составляют
прецизионные элементы. Поэтому понятно стремление к созда-
нию топливных систем с минимумом прецизионных деталей.
В ТНВД распределительного типа используют одну плунжер-
ную пару для обслуживания от двух до восьми цилиндров. При
этом часто функцию распределительного элемента выполняет
тот же плунжер.
Конструкции распределительных насосов очень разноо-
бразны и определяются в основном схемами привода плунже-
ра, распределения и регулирования. Рассмотрим работу такого
насоса на примере широко распространенного отечественного
ТНВД типа НД21 для тракторных дизелей (рис. 138). Привод?
ной вал с кулачковой шайбой 4 установлен в подшипниках ка-
чения. Шайба обеспечивает четырехкратный подъем плунжера
за один оборот вала. На валу установлено коническое зубчатое
колесо 3 привода вертикального вала 75, а также закреплен вал 2
привода топливоподкачивающего насоса 7. Привод плунжера
155
Рис. 138. Насос НД21/4
распределительного типа
такой же, как и в многосекционных насосах. С помощью зубча-
той втулки 5, промежуточной шестерни 6 и вала 15 плунжер не-
прерывно вращается с частотой, равной частоте вращения при-
водного вала. Втулка 14 имеет канал 7 для смазывания
плунжера маслом, два впускных окна 11 и четыре канала для
нагнетаемого топлива, соответствующих каналам 12 головки,
в которой размещены четыре нагнетательных клапана 13.
При движении плунжера вверх перекрываются впускные ок-
на И, и топливо по центральному каналу 10 плунжера и ра-
диальному 9 нагнетается в канал 12 линии высокого давления
одного из цилиндров. Регулирование насоса осуществляют
осевым перемещением прецизионной втулки 8, определяющей
момент отсечки. Втулка смещается регулятором с центро-
бежными чувствительными элементами 17, имеющим пусковой
обогатитель и корректор 16. В насосах типа НД21 могут быть
использованы плунжеры диаметром 8, 9 и 10 мм. Они выпу-
скаются в модификациях на 2, 3, 4 и 6 цилиндров и обеспечи-
вают долговечность до 5000 ч.
Описанная схема привода распределительного насоса отли-
чается высокой работоспособностью пары кулачок-ролик, но
повышенным износом сочленения плунжер - толкатель. Послед-
нее объясняется непрерывным вращением плунжера, в том чис-
ле и под нагрузкой.
Рис. 140. Схема работы
распределительного насоса
с радиально движущимися
плунжерами:
а - наполнение; б - нагнета-
ние; 1 -фигурная шайба;
2 - ротор; 3 - ролики; 4 - плун-
жер; 5-каналы всасывания;
6-нагнетательный канал-рас-
пределитель ;	7 - нагнета-
тельный трубопровод
156
Распределительный насос, изображенный на рис. 139, имеет
соосный с приводным валом плунжер и торцовую фигурную
шайбу, сообщающую ему осевое движение. Надплунжерная по-
лость заполняется от трубопровода 7 при действии на плунжер
пружины 1. При качении фигурной шайбы 3 по обойме 2 с ро-
ликами и перемещении плунжера 4 вправо топливо поступает
через единственный нагнетательный клапан 8 и систему кана-
лов в полость 6 и далее по продольному пазу в теле плунже-
ра-в один из штуцеров. Регулирование насоса также осущест-
вляют перемещением муфты 5. Использование одного нагнета-
тельного клапана способствует идентификации параметров
впрыскивания по цилиндрам. ТНВД такого типа имеют диа-
метр плунжера dnjl = 8 — 12 мм, его полный ход обычно не пре-
вышает (0.1-0,3) dnjI, /тпл.акт Для номинального режима может
составлять 0,04tZnJI. Частота ходов-до 12 000 об/мин, макси-
мальное давление впрыскивания-до 75 МПа, масса-до 5-7 кг
для дизелей мощностью до 100-120 кВт. По такой конструк-
тивной схеме построены ТНВД фирм Бош и Кугель-Фишер
(ФРГ).
В насосах фирм Лукас (Великобритания), Сигма (Франция),
Стэнэдин (США) имеется соосный с приводным валом ротор
с заключенной в нем парой плунжеров, радиально движущихся
при набегании их роликов на радиальные выступы окружаю-
щей ротор фигурной шайбы (рис. 140). ТНВД фирмы Стэнэдин
157
Рис. 141. Распределитель-
ный насос DV-2 фирмы
Стэнэдин
(рис. 141) предназначен для работы с дизелями, у которых чис-
ло цилиндров i = 2 — 8 и цилиндровая мощность 18,5 кВт. На-
сос имеет массу 4,5 кг, размеры 178 х 221 х 76 мм, обеспечи-
вает максимальное давление впрыскивания 48 МПа при ресур-
се 3000 ч. В корпусе насоса 2 размещены вал 1 привода,
регулятор с грузами 11, ротор 7 с двумя или тремя плунжера-
ми 10, фигурная шайба 8 с механизмом 9 изменения угла опе-
режения впрыскивания, топливоподкачивающий роторно-вра-
щательный насос 5, головка насоса 4 со штуцерами. Клапан-ре-
гулятор 6 обеспечивает линейное возрастание давления подкач-
ки с увеличением частоты вращения независимо от вязкости
топлива. Это необходимо для точного автоматического выдер-
живания закона gn=f(n), Q~f(n, дц). Изменение дц осущест-
вляется дросселированием топлива на впуске клапаном, поме-
щенным в канале 3, связанным с регулятором. Для уменьшения
износа ротора и кромок и снижения влияния утечек топлива на
работу насоса впускное окно закрывается не менее чем за 2° до
начала нагнетания. Подача топлива происходит через нагнета-
тельный клапан 12, внутри ротора 7 и далее через канал 13
к одному из штуцеров. Величина hp при перемещении клапана
под действием пружины-его разгрузочный ход до посадки на
седло. В штуцерах устанавливают пластинчатые обратные кла-
паны с дросселирующими отверстиями. Они демпфируют вол-
ны давления в трубопроводе и этим препятствуют появлению
подвпрыскиваний. Для улучшения равномерности подачи по ци-
158
линдрам остаточное давление в штуцерах выравнивают перио-
дическим их соединением между впрыскиваниями диамет-
ральными каналами в роторе. Угол опережения впрыскивания
изменяется поворотом кулачковой шайбы через шарнир под-
пружиненным сервопоршнем. Перемещение его определяется
изменением давления подкачки, т.е. частотой вращения вала /,
а также площадью сечения перепускного дросселя, изменяю-
щейся в зависимости от нагрузки двигателя и его теплового
состояния.
Как правило, современные распределительные насосы для
автомобильных дизелей имеют двухрежимный регулятор, улуч-
шающий управляемость автомобилем. Изменение подачи насо-
сов фирмы Лукас осуществляют также при помощи подвижно-
го поршня (объемным методом), что позволяет увеличить
точность дозирования. Насосы оборудуют электрическим стоп-
устройством, срабатывающим от «ключа зажигания» на режи-
ме принудительного холостого хода и при нарушениях в рабо-
те двигателя. Применяют автоматическое отключение поло-
вины цилиндров на режиме активного холостого хода. Для
упрощения конструкции механический регулятор в ряде случаев
заменяют на гидравлический, чувствительный к давлению под-
качки, а смазывание узлов большинства современных ТНВД
осуществляют топливом. Вместе с этим они могут быть осна-
щены корректорами подачи по частоте вращения, давлению
наддува или атмосферного воздуха, температуре, а также пу-
сковыми обогатителями. Ресурс распределительных насосов
достигает 10 000 ч, они обеспечивают работу дизеля с агрегат-
ной мощностью 1000 кВт и более. Эти насосы могут устана-
вливаться на двигателе в любом пространственном положении.
Их размеры вдвое меньше, чем размеры многоплунжерных на-
сосов, и на 30% меньше масса. Они более технологичны, имеют
меньшую стоимость и просты в эксплуатации, обеспечивают
большую равномерность подачи топлива по цилиндрам.
Вместе с тем им присущи недостатки: меньший ресурс, ин-
тенсивные волновые процессы в линии низкого давления, уве-
личенные гидравлические потери в линиях нагнетания и распре-
деления. Совокупность отмеченных свойств распределительных
насосов определяет устойчивую тенденцию замены ими много-
секционных ТНВД на автотракторных дизелях.
Проектируют ТНВД применительно к конкретному дизелю,
часто находящемуся в это время также в стадии разработки,
или применительно к типоразмерному ряду дизелей. В любом
случае принимают во внимание тип и назначение двигателя,
его ресурс, номинальные значения Ne и п, nmin, число и порядок
работы цилиндров, S и D, тип камеры сгорания и способ сме-
сеобразования, удельный расход топлива. В соответствии
с этим формируют технические условия на проектируемую то-
пливную систему, основные размеры элементов ТНВД.
Согласно выражению (18) определяют цикловую подачу на-
соса на номинальном режиме. Необходимая цикловая подача
может быть обеспечена при различных соотношениях между
^пл И /1пл.акт- Определяя подачу насоса как 2н.ср = 0ц/(РтТв) =
= п^плакт^пл/(4тв), получим
^ПЛ — |/40ц/(лртг)й
пл.акт) •
(28)
159
Увеличение 4л/АПл.акт приводит к повышению механических
нагрузок в приводе ТНВД при нагнетании, утечек через зазор
в плунжерной паре, однако уменьшает износ последней и инер-
ционные силы, действующие на детали привода.
В выполненных конструкциях 4л/Апл.акт составляет 2-6 для
быстроходных и среднеоборотных дизелей с цилиндровой
мощностью до 150 кВт; 1,2-4-для дизелей с цилиндровой
мощностью свыше 150 кВт; 4-12-в насосах распределительно-
го типа. Выбрать диаметр плунжера можно на основании ста-
тистических данных (так, для автотракторных дизелей dnn /D —
= 0,065 -4- 0,08 независимо от способа смесеобразования и бы-
строходности) или используя следующие соотношения:
0,1320ц’303 при < 0,01 кг;
0,035 + 0,4 (#ц — 0,01) при 0ц = 0,01	0,06 кг.
I
е
Для обеспечения ра-
боты с перегрузкой,
с целью компенсации воз-
растающих при эксплуата-
ции утечек, для гидрокор-
рекции скоростных харак-
теристик и для разгрузки
трубопровода, о бо гаще-
ния смеси при пуске двига-
теля, учитывая возможно-
сти форсирования двига-
теля, выбирают макси-
мальный активный ход
плунжера в 1,3-2,2 раза
больше номинального.
Полученное значение 4л округляют до ближайшего стан-
дартного диаметра плунжера. С учетом выражения (28) при из-
вестном 4л определяют А”™ кт * При этом для оценки г| можно
воспользоваться эмпирическим соотношением
П = 1,754л17,
1 max у г ном _
^пл /ппл.акт “
где 4л-в м.
При работе на режиме холостого хода Апл. акт =
= (0,1^0,2)Ацл^кт. Максимальный активный ход плунжера
ъпзах _/ч 7.— ?
"пл.акт —	• А^/"пл.акт-
Выбранные таким образом значения активных ходов плун-
жера используют, например, и при профилировании его от-
сечных кромок. С учетом потерь хода плунжера на пересечение
окон втулки конечных размеров, а также вследствие стремле-
ния не использовать для нагнетания начальный и конечный
участки кривой Апл(ф), характеризующиеся, малыми скоростями
его движения, полный ход плунжера выбирают в 1,4-5 раз
больше активного хода при номинальном режиме. В выпол-
ненных конструкциях
0,3644л0,56 при 4л <0,03 м;
2,6-12(4л “ 0,03) при 4л = 0,03 ~ 0,055 м
1,7 для клапанных насосов.
Если рекомендуемые значения этого отношения для безнад-
дувных двигателей составляют 3,5-4, то при рк = 0,15 МПа они
равны 2,5-3 и при рк = 0,2 МПа составляют 2-2,25.
Продолжительность впрыскивания фв.г определяет эффек-
тивные показатели двигателя и, в первую очередь, его эконо-
мичность не только через время подачи топлива, но и через из-
менение давления впрыскивания, т.е. качество распыливания.
Кроме того, фв. г определяет усилия в деталях привода ТНВД.
Для безнаддувных дизелей при пленочном смесеобразовании
и для разделенных камер сгорания фв г = 144-24°, при объемном
смесеобразовании фв г уменьшается до 8-14°. Объемное
смесеобразование характеризуется более высокой интенсив-
ностью нагнетания (рис. 142). В форсированных по частоте вра-
Рис. 142. Зависимости ин-
тенсивности нагнетания от
рабочего объема цилиндра
(рекомендуемые фирмой
CAV):
1 - объемное смесеобразова-
ние; 2 - разделенные камеры
сгорания
160
Фад/Фы
1,75
1,5(Т
1,25
10	30	50 р8П)ах ,МПа
Рис. 143. Зависимость от-
ношения действительной
и геометрической продол-
жительности впрыскивания
от давления впрыскивания
I
•
Завершающим этапом
проектирования топлив-
ной системы, предше-
ствующим доводке опыт-
ного образца, является
расчёт процесса топливо-
подачи, включающий рас-
чет процессов во впускной
и отсечной полостях. По-
сле этого уточняют раз-
меры, особенности кон-
струкции элементов си-
стемы, выполняют уточ-
ненные расчеты на про-
чность.
щения и наддуву дизелях <рв г может достигать 24-30°. В выпол-
ненных конструкциях средняя скорость плунжера ёпл =
= (6икЛпл max) / фв. г — 0,7 4- 3,0 м / с. Действительная продолжи-
тельность впрыскивания в 1,2-1,8 раза превышает геометриче-
скую (рис. 143).
С точки зрения уменьшения контактных напряжений в ку-
лачковом приводе параметры плунжерного насоса могут быть
оптимизированы:
^ПЛ.ОПТ =	60,73 0ц/[рт фв.Г (е0 опт R + Го)] >
где е0Опт = 1,37)/1 -0,48(г0/ К )2; г0-радиус ролика; ^-сред-
ний радиус поверхности кулачка, соответствующей нагнетанию.
Впускные окна втулки открываются периодически; их спо-
собность обеспечить стабильное, а для большинства систем
еще и полное наполнение оценивают время-сечением окон.
Объем топлива, поступившего в надплунжерную полость,
Фв.кон
И = ]/2/рт/ (6ик) | ]/рвп ~~ Рн Р-вп/вп^Ф > Ki,
Фв.нач
где	рвп - давление	топлива во впускной полости;
Рвп/вп” эффективное сечение впускных окон.
Для оценки необходимого время-сечения процесс наполне-
ния считают обычно квазистационарным и сомножитель, в ко-
торый входит давление, выносят за знак интеграла. Трудности
обеспечения этого время-сечения, как правило, возникают в на-
сосах распределительного типа: в этих насосах его величина
в 4-7 раз меньше, чем в многоплунжерных ТНВД. Решение
этой задачи облегчается при использовании дросселирующих
и аккумулирующих демпферов, применении питающих трубо-
проводов из эластичных материалов, увеличении питающих
и отсечных полостей и при их разделении и т.п. Эти меры по-
зволяют ослабить отрицательное влияние на наполнение во-
лновых явлений в линии низкого давления. Наиболее эффек-
тивным способом улучшения наполнения является увеличение
давления на впуске: в многоплунжерных насосах рвп =
= 0,24-0,6 МПа, в распределительных рвп = 0,254-0,9 МПа.
В выполненных конструкциях диаметр dBn (в м) впускных окон
близок к величине
^вп = 0,0025 ехр (43,2 dnjl) /	,
где 1вп-число впускных окон.
Для обеспечения наибольшего соответствия закона подачи
топлива закону движения плунжера, т.е. для достижения на-
ибольшей управляемости впрыскивания, стремятся минимизи-
ровать отношение объема линии высокого давления к цикло-
вой подаче, а также обеспечить наибольшую жесткость всех
механических элементов топливной системы.
После выбора основных геометрических параметров ТНВД
рассчитывают и проектируют его элементы согласно рекомен-
дациям, приведенным выше. При проектировании ТНВД и дви-
гателя возникает необходимость определения потребляемой
насосом мощности. Считая, что вся работа расходуется на на-
гнетание со средним за время впрыскивания давлением Рн,
мощность можно определить по формуле
161
А^теор— Рн //60,
где NTeop~B кВт; ик-в об/мин; i-число секций ТНВД.
Испытания показали, что действительная мощность на при-
вод насоса ЛГД при Уц = 0 отличается от нуля и равна некото-
рой величине внутренних потерь No. Если принять, что No не
зависит от Уц, то возникает необходимость введения еще одно-
го поправочного коэффициента т|н. Тогда окончательно
~ ^теор/Лн + No = ^цРник *7(604 н) ± ^Аьчшах^пл^к/4?
где А можно принять равным 150 кВт • мин/м3; коэффициент
цн зависит от (рис. 144).
Испытания ТНВД проводят в процессе их сборки и после ее
окончания. Как правило, они завершаются на безмоторных
стендах (блочные насосы) или непосредственно на дизеле (инди-
видуальные насосы). Геометрический угол начала впрыскива-
ния для каждой секции контролируют по началу движения ме-
ниска топлива в капилляре, подсоединенном к штуцеру вместо
нагнетательного трубопровода, при медленном проворачива-
нии вала насоса. Этот метод не обладает высокой точностью.
Используют также оптический метод, если имеется доступ для
наблюдения за исчезновением подсветки при перекрытии окна
плунжером. В ТНВД с клапанным регулированием измерения
выполняют с помощью индикатора. На универсальных стендах
возможно измерение действительного угла опережения впры-
скивания с помощью контактных датчиков с использованием
эталонных форсунок. Высокой точностью характеризуется спо-
соб, применяемый в процессе сборки насоса-статическая про-
ливка системы. По моментам начала и конца перетечек топлива
судят о фазах работы каждой секции. Допускается отклонение
угла начала впрыскивания, равное +3(У.
Вторым параметром, подлежащим контролю, является не-
равномерность 5Н цикловой подачи по секциям (насосам). Ее
определяют через отклонение (в %) объемной подачи секций:
Зн = [2(Иц max ^urnin )/(Vu max ± ^цпйп )]100.
Ниже приведены значения допускаемой неравномерности
подачи при регулировке (в скобках при проверке) многоплунжер-
ного насоса.
Рис. 144. Зависимость ко-
эффициента Т]н топливно-
го насоса 4ТН от цикловой
подачи
Число секций ТНВД..........2	3
Допускаемая неравномерность
на режимах:
номинальном............3(6) 3(6)
минимальной частоты хо-
лостого хода........... 20 25
(25) (30)
4	6	8	10	12
3(6)	3(6)	3(6)	3(6)	4(8)
30	35	40	45	55
(35)	(40)	(50)	(60)	(75)
Наиболее точно и просто контролируют блочные насосы на
универсальном безмоторном стенде при заданном числе ци-
клов впрыскивания. Тут же производят необходимую регули-
ровку. При испытаниях индивидуальных ТНВД крупных дизе-
лей обеспечивают идентичность показателей рабочего процесса
по цилиндрам. Допускаемые отклонения: ±2,5% для pL;
± 5%-для	+ 6%-для температуры отработавших
газов.
162
§ 6. Конструкция и расчет форсунок
Рис. 145. Расчетная схема
течения топлива через
дросселирующие сечения
обобщенной форсунки
I
Гидравлическая харак-
теристика форсунки рф =
=/(Йф) является показате-
лем преобразования энер-
гии при впрыскивании
топлива и зависит от раз-
меров, конструкции и ги-
дравлического совершен-
ства форсунки.
Форсунки предназначены для введения топлива в камеру
сгорания, при этом они должны обеспечивать оптимальные
с точки зрения выбранных условий смесеобразования длину то-
пливной струи, мелкость распыливания, равномерность распре-
деления топлива по камере сгорания, а также высокие давления
впрыскивания, включая начало и конец процесса. Кроме того,
форсунки должны быть просты, иметь минимальные размеры
и массу движущихся частей, низкую стоимость и высокую на-
дежность. Требование к габаритам связано с ограниченностью
свободного пространства в головке цилиндра, стремлением
увеличить размеры газовых и водяных полостей. С увеличе-
нием массы движущихся деталей уменьшаются быстродействие
и надежность форсунки. Трудность обеспечения всех требова-
ний обусловила появление большого числа форсунок, отличаю-
щихся по конструкции и принципу действия.
Рассматривать различные типы форсунок целесообразно
вместе с анализом их гидравлических характеристик. Гидравли-
ческая характеристика форсунки - зависимость Рф=Д2ф) опре-
деляет пропускную способность форсунки и зависит от потерь
давления при дросселировании, конструкции, режимов и усло-
вий ее работы. Из всех типов форсунок штифтовая наиболее
сложна для расчета, так как имеет наибольшее число завися-
щих от подъема иглы дросселирующих сечений. Определим
выражения для построения гидравлической характеристики
обобщенной (штифтовой) форсунки. Характеристики остальных
форсунок могут быть получены из нее как частный случай.
Расчетная схема представлена на рис. 145. Допускаем, что
скоростью топлива в полости можно пренебречь, что процесс
подачи стационарен, а игла при подъеме на величину хи нахо-
дится в статическом равновесии. Из условия последнего имеем
i = k
А + схя= Е	- d?)/4 + РцЛ^к/4,	(29)
i = 1
где А и с-соответственно сила предварительной затяжки
и жесткость пружины; и рц-давления соответственно топлива
в 1-й полости и газа в цилиндре.
То же уравнение, но для момента отрыва иглы от седла,
имеет вид	/
i = k
Л = Рфоя(</о-^1)/4+ £ pnTi(dl_l-dl)l^ + pnTidllA, (30)
1=2
гДе Рфо~Давление начала впрыскивания (в полости i=l).
Вычитая (30) из (29), получаем
i — k
cXn=(Pb-p$Q}n(do-d2l)IA+ Е л(^_!-«/,?)(л-Рц)/4.	(31)
1=2
К уравнению (31) следует присоединить уравнения, выра-
жающие зависимость расхода топлива от перепада давлений.
163
С учетом несовершенства течения через дросселирующее сече-
ние fi CO скоростью Щ расход Qi = HiUifi.
Используя уравнение Бернулли и с учетом = Qi-i, полу-
чаем для к сечений систему уравнений
РФ - Pi = б^Рт/[2(И1/1)2];
Р.— Р. + 1 = бфРт/[2Ш)2];
(32)
Рк “ Рц - б^Рт/ [2(Мк/к)2],
где бф-объемный расход топлива через форсунку.
Прямое решение уравнений (31), (32) алгебраическими мето-
дами приводит к уравнениям высших степеней. Поскольку гео-
метрические характеристики di и зависят от подъема иглы хи,
значительно удобнее решать уравнения в параметрическом ви-
де, используя параметр хи. Давление в i-й полости можно по-
лучить сложением (к + 1 - 0-последних уравнений системы
(32). Тогда, сложив порознь (к + 1 — 0 и к уравнений, получаем
выражения
i = k
Pi- Рц = (б|>Рт/2) Е 1/Ш)2;	(33)
i-i
i=k
Рф-Рц = (бЫ2)Е VW/)2-	(34)
i = 1
Разделив (33) на (34) и вводя обозначение
i=k	i-k
Е 1/(ц./()7 Е l/(Hi/i)2,
i=i	i=l
получаем
Р1”Рц = ^(Рф”Рц)-	(35)
Разделив выражение (31) на Ti(do-di)/4, вводя в первую
скобку-рц и + рц и заменив последнюю с учетом (35), имеем
i = k
4схи/[л(^-^)] = рц-рф0 + рф-рц+ Е (рф-рц)СТ(Х
1 = 2
xtdh^dD/tdl-dl).
Вводя обозначения V/ = (df_ t — d?) /(d% — d±) и b =
= 4с/[л (d^ — dj)], а также учитывая, что 0^ = 1 и vt = 1, вво-
дим (рф — рц )<Т1 под знак суммы и получаем параметриче-
скую зависимость (рф - рц) = /(хи):
i=k
Ьхя - рц + рф0 = (Рф - Рц) Е VjGi.	(36)
i=l
Для получения зависимости £)ф =/(хи) подставляем (35)
в первое уравнение системы (32):
6ф = R1/11/2(1 -н2)(рф-рц)/рт,	(37)
164
или с использованием (36)
i = к
2(1 - ст2)(Ьхи - рц + Рф0)/(рт £ VjCTf).
Коэффициенты v,, а/ могут быть рассчитаны при любом хи.
Если форсунка имеет запирающий орган с конической поверх-
ностью с углом при вершине 2а, то минимальная площадь
проходного сечения может быть вычислена как площадь боко-
вой поверхности усеченного конуса
f = rcxHsina (— xHsinacosa).	(38)
I
Основные недостатки
открытой форсунки - не-
качественное впрыскива-
ние в начале и конце пода-
чи и интенсивное подтека-
ние топлива.
Рис. 146. Открытая фор-
сунка:
a - конструкция; б-гидравли-
ческая характеристика;
1 - корпус; 2-завихривающие
каналы
Задавая значения хи, можно с использованием уравнений
(36) и (37) построить гидравлическую характеристику форсунки.
Рассмотрим особенности различных типов форсунок.
Открытая форсунка представляет собой конструктивно
оформленный конечный элемент линии высокого давления, не
имеющий каких-либо управляющих органов, а только одно
или несколько распыливающих отверстий, ускоряющих струю
топлива (рис. 146, а). Такие форсунки не имеют движущихся ча-
стей, наиболее просты и имеют наименьшие размеры. Гидра-
влическая характеристика открытой форсунки представляет со-
бой одно уравнение системы (32) рф — Рц = рт<2|> / [2 (pcfc )2 ].
Подача топлива через такую форсунку начинается при
малейшем перепаде давления на распыливающих отверстиях
(рис. 146,6). Она происходит и после окончания нагнетания
в результате расширения топлива в трубопроводе вследствие
нагрева и уменьшения давления в цилиндре.
Попытка улучшить распыливание топлива при малых
(т.е. ик) приводит к резкому повышению рф и нагрузок на
ТНВД при высоких ик. Улучшают распыливание с помощью
встречных струй топлива, тангенциальных завихрителей и т.п.
В настоящее время открытые форсунки в дизелях не приме-
няют.
В клапанных форсунках на пути движения топлива устано-
влен запирающий орган, причем он, регулируя размеры дроссе-
лирующего сечения, участвует в распределении топлива по
объему камеры сгорания (рис. 147, а). Клапанная форсунка так-
же имеет одно дросселирующее сечение, к — 1, Eva = 1. Исполь-
зуя выражения (36) и (37) имеем
6ф = (Рф - Рфо)И1Я5та{</к - [(рф - рф0)8тасо8а]//>} х
х 1/2(Рф - Р^/Рт/Ь а с* (рф - рф0)(/рф - рц,	(39)
где с*-константа.
Гидравлическая характеристика клапанной форсунки пред-
ставлена на рис. 147,6. Как и у всех форсунок с запирающим
органом, у нее нет недостатков, связанных с впрыскиванием
при малых давлениях: впрыскивание возможно только при
Рф > Рф о • Важнейшим преимуществом форсунок этого типа
является слабая зависимость давления впрыскивания от ско-
ростного режима насоса. Это объясняется зависимостью от-
крытия клапана от давления нагнетания. Однако абсолютный
уровень скоростей истечения и качества распыливания в срав-
165
нении с истечением через сопла невысок. Для улучшения сме-
сеобразования также используют тангенциальную закрутку то-
пливной струи (рис. 147 а).
Клапанные форсунки не засоряются, не имеют преци-
зионных деталей, просты, имеют низкую стоимость и техноло-
гичны. Но вследствие неблагоприятных условий работы клапа-
на и ограниченности обеспечиваемых условий смесе-
образования, включая и формы топливной струи, не нашли
широкого применения.
Клапанно-сопловые форсунки включают конструктивные эле-
менты и свойства открытых и клапанных форсунок. В случае
двух дросселирующих сечений к = 2; ^1=^ = 1; v2^—1;
= Ц1/1/(Н1/1 + Нс/с); Л ~ 7tdKxHsin а и р2 = рв.
Тогда 2ф = щхи ^4 sin а]/Ьхи - рц + Рф0, Pi - Рц =
= (Ьхи - рц + Рфо) [1 + Н1Хи*2фй12а/(Нс/с)]-
Используя выражения (37), получаем удобную для анализа
протекания характеристики формулу
6ф = 1/2(рф - рц)/ {рт [l/^/c2) + 1/M/f)]}.	(40)
Полученные соотношения позволяют построить гидравли-
ческую характеристику форсунки (рис. 148). При наличии двух
дросселирующих сечений характеристика в значительной сте-
пени определяется наименьшим из них [см. выражение (40)].
Поэтому при малом открытии клапана характеристика рф =
=//(бф) имеет асимптоту 1 (характеристику клапанной фор-
сунки), а при большом открытии-асимптоту 2 (характеристику
открытой форсунки).
Таким образом, гидравлическая характеристика клапанно-
сопловой форсунки изменяется более круто и, следовательно,
менее благоприятно, чем характеристика клапанной, но лучше
характеристики открытой форсунки. К преимуществам клапан-
но-сопловых форсунок относят хорошее распыливание топлива,
малую массу движущихся деталей, некоторое превышение да-
вления конца впрыскивания над давлением начала и их рост
с увеличением давления в цилиндре, простоту и отсутствие пре-
цизионных деталей, высокую надежность и отсутствие линии
для отвода просочившегося топлива. Широкому распростране-
нию их препятствуют два важнейших недостатка: большой
объем полости между клапаном и седлами, а также потери при
дросселировании в клапане. Это, с одной стороны, требует до-
полнительного повышения давления топлива в системе, с дру-
гой стороны, допускает затяжку пружины клапана на давление
открытия обычно не более 8-11 МПа. Последнее приближает
их к открытым форсункам. Для повышения надежности разоб-
щения полостей клапаны дублируют.
Нормальные закрытые форсунки (форсунки с запирающей
иглой) нашли в настоящее время наиболее широкое примене-
ние в дизелях. На рис. 149 представлена нормальная закрытая
форсунка с механическим (пружинным) запиранием иглы. Игла
3 не только является запирающим элементом по конусу а, но
и в сопряжении с распылителем по прецизионной поверхности
Рис. 147. Клапанная фор-
сунка:
а конструкция; б-гидравли-
ческая характеристика;
1 - клапан; 2 - завихривающая
вставка
Рис. 148. Гидравлическая
характеристика клапанно-
сопловой форсунки
166
Рис. 157. Гидравлическая
характеристика штифто-
вой форсунки (хи =
= *и max “УПОР ИГЛЫ)
Рис. 158. Схема течения
топлива в распиливающем
отверстии распылителя
Рис. 159. Зависимость
коэффициента расхода рас-
пиливающего отверстия от
числа кавитации:
l-ljd = 0,3;	2-^с = 1,3;
3-/c/S=2,3; 4-/c/Jc = 4,7
Рис. 156. Изменение Цщ/щ
сечения штифта при подъе-
ме иглы
реобразование, на трение при течении через конечный участок
отверстия. Вследствие невозможности достоверного теоретиче-
ского описания этого процесса для определения Це используют
экспериментальные методы. По мере увеличения скоростного
режима течения, определяемого критерием Re = MeJc/vT, проис-
ходит рост Цс, и при ReKp = (2 — 3) 103 он достигает значения,
не изменяющегося при дальнейшем увеличении Re. При этом
завершается переход от отрыва пограничного слоя при лами-
нарном течении к отрыву при турбулентном. Характер течения
заметно меняется при изменении числа кавитации К = (рв —
” Рц)/рц*
На рис. 159 представлены типичные кривые, иллюстрирую-
щие влияние К на коэффициент расхода Цс. Эти результаты по-
лучены при (рв — Рц) > 4 Ч- 5 МПа, т. е. влияние Re было исклю-
чено. С увеличением К (уменьшением рц) наблюдается умень-
шение давления рвх в вихревой области (см. рис. 158), которое
171
всегда меньше рц. Начиная с некоторого рц, давление рВх ста-
новится ниже давления кавитации (давления насыщенных па-
ров), и вихревая область начинает расти в результате выделе-
ния из топлива паров и воздуха. В результате увеличивающего-
ся «загромождения» сечения отверстий вихревой зоной
уменьшается. При истечении через отверстие с /с /dc = 0,3 (кри-
вая 1 на рис. 159) вихревая зона не замыкается внутри его,
и кавитация не вызывает изменения расходных характеристик
распылителя. Напротив, в отверстиях с /с /dc 4 (кривая 4) су-
щественную долю в суммарных потерях составляют потери
трения.
Размеры вихревой зоны в отверстии распылителя значи-
тельно уменьшаются вследствие сглаживания входных кромок
в случае, если распылитель проработал на двигателе несколько
сотен часов или подвергся при изготовлении гидроабризивно-
му полированию. В последнем случае Це может быть увеличен
на 20-25%.
Для устоявшихся геометрических характеристик распыли-
вающих отверстий зависимости коэффициента расхода от чис-
ла кавитации следующие:
Мс = Цс.атм + 0,15 для К ^1,5;
Цс = Цс.атм + 4,6/(к + 6)1’7 для К > 1,5,
где Рс.атм” коэффициент расхода, полученный при стендовых
испытаниях распылителя с впрыскиванием в атмосферу.
Аналогичные зависимости и их интерпретация могут быть
приведены и для коэффициента расхода щ в сечении запираю-
щих конусов. В результате меньших скоростей и чисел кавита-
ции в этом сечении большее значение приобретает зависимость
Pi ^/(ReJ (рис. 160) и меньшее-щ =/(Кг).
Конструкции распылителей многообразны и в наибольшей
степени определяются условиями смесеобразования и работы
вблизи камеры сгорания. Некоторые из них представлены на
рис. 161.
При использовании плоского седла 2 распылителя (рис.
161, а и б) получают наибольшие проходные сечения при том
же подъеме иглы 1, хотя коэффициент расхода при этом не-
сколько уменьшается. Таблеточные сопловые вставки 3 различ-
ной формы позволяют влиять на характеристики распыленной
струи топлива: вставка на рис. 161, а обеспечивает больший
угол рассеивания и меньшую длину. Противоположный эффект
наблюдается при использовании вставки, показанной на
рис. 161,6. Форсунки с одноструйным распылителем приме-
няют в основном в дизелях с разделенными камерами, в ко-
торых смесеобразование обеспечивается интенсивными вих-
ревыми потоками воздуха. Для улучшения распыливания
может использоваться закручивание топливной струи.
Наибольшее распространение получили многоструйные рас-
пылители-они в наилучшей степени соответствуют смесеобра-
зованию в неразделенных камерах сгорания (рис. 161, в-б).
Число отверстий 4 может изменяться от 2 до 16. При цен-
тральном положении форсунки отверстия расположены симме-
трично по окружности и их размеры одинаковы. Если форсунка
Рис. 160. Зависимость
коэффициента расхода се-
чения в запирающих кону-
сах распылителя от Re:
1 -хи = 0,1 мм; ^~хи =
— 0,2 мм; 3-хи = 0,3 мм;
4-хи = 0»4 мм; 5 - хи = 0,5 мм
Коэффициент расхода
распиливающих отвер-
стий вследствие малости
или отсутствия кавитации
в рабочих условиях на
12-15% выше, чем при
стендовых испытаниях.
Рис. 161. Конструкции рас-
пылителей форсунок
172
I
•
Распиливающие отвер-
стия распылителя име-
ют диаметр 0,127 0,86 мм.
Отверстия меньшего диа-
метра менее технологич-
ны, подвержены засоре-
нию, не обеспечивают до-
статочную длину струи
топлива, большие - не
обеспечивают качествен-
ного распыливания и рав-
номерного распределения
топлива по камере сгора-
ния.
смещена, отверстия расположены несимметрично и имеют раз-
ные диаметры. Минимальное подтекание топлива наблюдается
при просверливании распыливающих отверстий в предсопло-
вой канал 5 наименьшего объема (рис. 161, г).
Если сопловый наконечник выполнен вместе с корпусом
распылителя (рис. 161, г, 0), то, как правило, его крепят к кор-
пусу форсунки за бурт с помощью накидной гайки. Обычно по-
верхность соприкосновения плоская, реже - сферическая. По-
следняя имеет преимущества с точки зрения самоцентрирова-
ния обеих деталей при их креплении и устраняет возможность
перекосов направляющей иглы. При креплении за бурт разгру-
жается от усилий затяжки корпус распылителя, в лучших усло-
виях находится прецизионная пара.
Цельный распылитель имеет наименьшие размеры, мини-
мальный объем предсоплового канала. Недостатком его
является то, что при засорении или разрушении распыливаю-
щих отверстий необходимо заменять весь распылитель, изгото-
вляемый из высококачественных сталей и имеющий высокую
стоимость. При этом необходимость использования этих ста-
лей определяется в основном условиями работы концевой ча-
сти. В топливных системах судовых дизелей нашли применение
отдельные сопловые наконечники 6 (рис. 161, в). Их изгото-
вляют из высоколегированных сталей, вместе с тем они легко
заменяются в эксплуатации. В этом случае также упрощается
изготовление прецизионной пары, она меньше подвержена теп-
ловым нагрузкам. Недостатком такой конструкции является
нагружение корпуса значительными усилиями при сборке фор-
сунки и деформации прецизионного узла. Реже прецизионную
пару располагают в теле форсунки, а запирающий конус-в
распылителе. Хотя такая форсунка технологичнее с точки зре-
ния производства, однако возникают трудности в качественной
сборке ее с самоцентрированием особенно в условиях эксплуа-
тации.
Широко распространены длиннокорпусные распылители
(рис. 161, Э). Их использование позволяет удалить прецизион-
ную пару от наиболее нагретой нижней части и облегчить кон-
струирование форсунки с укороченной штангой, уменьшить
диаметр ее нижней части и таким образом облегчить компо-
новку головки цилиндра и уменьшить площадь тепловосприни-
мающей поверхности, а также обеспечить эффективное и рав-
номерное охлаждение топливом иглы и корпуса распылителя
в кольцевом зазоре 7. Если этой меры оказывается недостаточ-
но, в крупных дизелях используют принудительное охлаждение
с помощью одной из рабочих жидкостей (рис. 161, в и г). Введе-
ние искусственного охлаждения заметно усложняет форсунку,
головку цилиндра, поэтому оно нашло ограниченное примене-
ние.
Ограничение тепловой нагруженности распылителей являет-
ся одной из актуальных задач проектирования топливоподаю-
щей аппаратуры дизелей. При перегреве распылителя снижает-
ся твердость запирающих поверхностей по посадочному
конусу, увеличивается их износ, изменяется величина зазоров
в прецизионном соединении, уменьшается его герметичность.
В результате тепловых деформаций возможно зависание иглы,
закоксовывание распыливающих отверстий. Эти факторы про-
173
Рис. 162. Зависимость ра-
бочей температуры распы-
лителя от торцового экра-
нирования и радиального
установочного зазора (dY и
- диаметр и площадь от-
верстия экрана, 51поли =
= 152 мм2 )
грессируют через ухудшение протекания рабочего процесса
двигателя. Установлено, что для распылителей, изготовленных
из обычных рекомендованных для них сталей, максимально до-
пустимая температура составляет 220-240°С, превышение кото-
рой обусловливает быстрое снижение их работоспособности.
Рабочую температуру распылителя уменьшают интенсифика-
цией не только принудительного охлаждения, но и охлаждения
нагнетаемым топливом, а также охлаждения форсуночного ста-
кана головки цилиндра.
Эффективным путем улучшения тепловых условий распыли-
теля является уменьшение теплоподвода. Для этого умень-
шают площадь тепловоспринимающей поверхности: мини-
мальный диаметр dr (рис. 162, а) распылителей сейчас доведен
до 9,5 мм. Используют запрессованные в тело головки за-
щитные колпачки-экраны. Они снижают температуру распы-
лителя на 25-40°С, а их эффективность возрастает при установ-
ке вблизи его носика теплоизолирующей прокладки, препят-
ствующей циркуляции горячих газов в зазоре между цилиндри-
ческими поверхностями. Уменьшение зазора 5 при установке
форсунки в своем гнезде существенно снижает теплоотдачу
в распылитель и его температуру (рис. 162,6). Из технологиче-
ских соображений радиальный зазор ограничивают 0,3-0,4 мм,
однако очень важно, чтобы он был одинаков по периметру.
При плохом центрировании распылителя, особенно при одно-
стороннем касании со стенкой гнезда, в результате тепловых
деформаций резко увеличивается вероятность зависания иглы
и разгерметизации форсунки.
Одним из основных дефектов форсунок является закоксовы-
вание внутренних поверхностей распылителей. Закоксовывание
внешних поверхностей и связанный с этим перегрев распылите-
ля обусловлены истечением топлива из распыливающих отвер-
стий с малыми скоростями и подтеканием. В результате непол-
ного сгорания, пиролиза углеводородов на носике распылителя
образуются отложения, близкие по физико-химическим свой-
ствам к нагару. Закоксовывание внутренних поверхностей рас-
пылителя происходит вследствие окисления и полимеризации
остающегося на поверхности металла топлива с образованием
твердой и прочной лаковой пленки. При этом уменьшается се-
чение распыливающих отверстий, изменяются режимы подачи.
Необходимыми условиями протекания процесса закоксовыва-
ния является высокая температура и контакт топливной пленки
с газами при их забросе из цилиндра в распылитель. Для ис-
ключения первого фактора температуру распылителя целесо-
образно ограничивать 180-190°С, для исключения второго-
Рис. 163. Изменение эф-
фективного сечения экспе-
риментального распылите-
ля относительно серийного
в результате закоксовыва-
ния при изменении:
а - затяжки	пружины;
б-массы движущихся дета-
лей; в-подъема иглы
I
е
Скорость закоксовыва-
ния внутренних поверхно-
стей распылителя зависит
от их шероховатости, тем-
пературы,	материала,
а также от сорта топлива,
качества	завершения
впрыскивания и интенсив-
но увеличивается при тем-
пературе распылителя бо-
лее 140-170°С.
174
Рис. 164. Распылители
форсунок для ступенчатого
впрыскивания топлива
обеспечивают выполнение условия рф > Рц для всех моментов
подачи, в частности принимают меры для ускорения закрытия
иглы форсунки (рис. 163, б и в). Лакообразование также замет-
но снижается при уменьшении шероховатости поверхности (ис-
пользование гидрополирования), замене стали ШХ15 на ХВГ.
Степень закоксовывания наружных и внутренних поверхностей
распылителя минимальна при некоторой скорости разгрузки
линии высокого давления, являющейся оптимальной между
скоростями, обеспечивающими впрыскивание с малыми скоро-
стями, подтекание и прорыв газов в форсунку при очень резкой
отсечке.
Ступенчатое впрыскивание, улучшающее процесс сгорания,
может быть организовано не только с помощью ТНВД, но и
с использованием специальных форсунок. На рис. 164, а и
б представлены распылители таких форсунок. Распыливающие
отверстия 1 имеют меньший диаметр, чем основные отверстия
2, и «работают» в начале (конце) процесса впрыскивания, а так-
же на режиме холостого хода и близких к нему режимах, когда
игла не поднимается до своего упора. Таким образом, эти фор-
сунки в результате изменения цс/с позволяют, так же как
и штифтовые форсунки, осуществлять ступенчатую подачу,
улучшать распыливание топлива в конце впрыскивания и на ча-
стичных режимах двигателей. Широкого применения, однако,
описанные конструкции не нашли вследствие сложности, а так-
же в результате того, что с увеличением скоростного и нагру-
зочного режимов работы дизеля скорость подъема иглы возра-
стает и влияние ступенчатости подачи исчезает.
На рис. 164, в показан распылитель судового дизеля, имею-
щий более сложную конструкцию, однако обеспечивающий
устойчивое двухразовое впрыскивание на всех режимах двига-
теля. Игла имеет две прецизионные поверхности 4 и 6, две диф-
ференциальные площадки, на которые действует давление
топлива полостей 5 и 7, а также обратный клапан 3. При подъ-
еме толкателя насоса участком кулачка О А топливо поступает
в обе полости 5 и 7 и открывает иглу при давлении 6-11 МПа.
После кратковременного впрыскивания в результате падения
давления в нагнетательной линии игла садится на седло, но вы-
сокое давление в полости 7 сохраняется. В результате этого
при подъеме толкателя по участку АВ игла быстро открывает-
ся, и происходит основное впрыскивание.
Важным преимуществом конструкции является быстрая по-
садка иглы при давлении топлива, в 2-3 раза превышающем
давление начала подачи. Это положительно влияет на качество
впрыскивания и ресурс распылителя и достигается тем, что при
посадке иглы пружина преодолевает высокое давление только
в полости 7. Форсунка может применяться с ТНВД других кон-
струкций, например, с плунжером, показанным на рис. 127, г.
Пружинное запирание игл форсунок имеет ряд недостатков:
перекос и заклинивание игл, повышенный износ посадочных
конусов, поломка и усадка пружин и т. д. Этих недостатков ли-
шены форсунки с гидрозапиранием, в которых опускающее иглу
усилие создается давлением жидкости из специальной линии
(рис. 165). В этом случае конструкция форсунки значительно
упрощается: отсутствуют штанга, пружина, трубопровод для
слива топлива. Вследствие наличия противодавления жидкости
175
уменьшаются утечки через прецизионную пару, а зазор в ней
и допуск на его величину могут быть увеличены. С учетом на-
личия утечек и для улучшения обслуживания удобным оказа-
лось использование в качестве гидрозапирающей жидкости
топлива с добавками ингибиторов или масла. К основным пре-
имуществам рассматриваемой форсунки относится уменьшение
массы подвижных деталей: даже игла в этом случае значитель-
но легче, так как выполняется полой или укороченной. Важно
также, что в зависимости от режима работы двигателя можно
изменять давление гидрозапирающей жидкости, т.е. давление
начала впрыскивания, причем обеспечивается его идентичность
по цилиндрам дизеля. Таким образом, применение гидрозапи-
рания обеспечивает значительно больший ресурс распылителей
и прецизионных пар и улучшает показатели топливной си-
стемы на частичных режимах работы дизеля.
К недостаткам этих форсунок относится необходимость
установки дополнительной гидросистемы и ее обслуживание.
Некоторое упрощение вносит использование в качестве гидро-
запирающей жидкости чистого топлива, однако в любом случае
предъявляют высокие требования к ее фильтрации. Нарушение
герметичности в системе гидрозапирания исключает нормаль-
ную работу дизеля. Перед пуском двигателя необходима про-
качка системы.
Система работает более надежно, если гидрозапирание
скомбинировано с пружинным запиранием. К форсункам с ги-
дромеханическим запиранием относится форсунка с замкнутым
надыголочным объемом. В простейшем случае она предста-
вляет обычную форсунку с заглушкой вместо штуцера слива
просочившегося топлива. Надыголочное пространство обеспе-
чивается давлением топлива при перетечках его из кармана
распылителя. Затяжку пружины в этом случае уменьшают.
Форсунка обладает преимуществами форсунок с гидрозапира-
нием, а вследствие отсутствия линии слива даже несколько
проще форсунок с пружинным запиранием. В отличие от обеих
форсунок она имеет еще одно преимущество: давление конца
впрыскивания превышает давление начала в результате увели-
чения давления в надплунжерной полости во время подачи
топлива. В более совершенных конструкциях надыголочная по-
лость соединяется через дроссель или клапан с линией низкого
или высокого давления.
На рис. 166 представлена гидромеханическая форсунка. Ее
гидрозапирающая система также работает от линии высокого
давления, но имеется магистраль слива. Форсунка имеет пру-
жинное запирание при пуске двигателя. При его работе топли-
во, минуя щелевой фильтр 7, через обратный клапан 2 попа-
дает в корпус 3 золотника и золотник 4, далее в надыголочное
пространство 8. С этого момента штанга 7 с золотником сжи-
мает пружину 6, и форсунка начинает работать в режиме ги-
дрозапирания. Давление запирания определяется положением
золотника и регулируется затяжкой пружины с помощью винта
5. Конструкция такой форсунки может рассматриваться как
компромиссное решение с учетом надежности и простоты топ-
ливной системы.
Неразделенные топливные системы (насос-фо рсунки) позво-
ляют устранить отрицательное влияние на топливоподачу
176
Рис. 165. Схема гидра-
влического запирания фор-
сунки:
1 - бак; 2 - редукционный кла-
пан ; 3 - обратный клапан;
4-насос; 5-игла
t
Рис. 166. Форсунка с ги-
дромеханическим запира-
нием
Рис. 167. Насос-форсунки
быстроходных дизелей:
а-АР-21; б-фирмы GMC
инерционности и сжимаемости столба топлива, заключенного
в линии высокого давления, и сделать впрыскивание более
управляемым. В связи с повышением быстроходности дизелей,
растущими требованиями к экономическим и экологическим
показателям ДВС, широким использованием в автомобильных
двигателях верхнего распределительного вала наметилась перс-
пектива более широкого использования насос-форсунок.
На рис. 167, а представлена насос-форсунка АР-21 быстро-
ходного дизеля. Форсуночная часть выполнена по
клапанно-сопловой схеме с подпружиненным 1 и свободным
пластинчатым 2 клапанами. Насосная часть обеспечивает на
номинальном режиме при частоте 2000 впрысков в минуту да-
вление топлива, превышающее 120 МПа. Удовлетворительное
качество впрыскивания достигается также в результате приме-
нения семи распыливающих отверстий диаметром 0,152 мм.
В современных насос-форсунках часто реализуют принцип
гидрозапирания иглы (рис. 167,6). Для этого плунжер 3 осна-
щен несколькими регулирующими кромками 4, которые через
канал 5 подают в надыголочную полость 6 топливо под высо-
ким давлением, обеспечивая гидро запирание в начале и конце
нагнетательного хода плунжера. Четкое управление фазами
впрыскивания обеспечивается отсутствием нагнетательной ли-
нии.
На рис. 168 представлена насос-форсунка фирмы Камминс.
Система имеет несколько необычных технических решений:
плунжер соединяет в себе также функции запирающей иглы.
Его рабочий ход завершается посадкой распылителя на кониче-
скую поверхность с большой скоростью, что обеспечивает вы-
сокое качество впрыскивания. Продолжающийся подъем толка-
теля поглащается в результате податливости привода. Заполне-
ние подыголочного пространства топливом происходит на
такте сжатия из подводящей линии через жиклер 1 и горячим
воздухом через распыливающие отверстия. Часть топлива сли-
вается через жиклер в колпачке 2 в линию низкого давления.
Давление впрыскивания равно 125 МПа, распылитель имеет
семь отверстий диаметром 0,17 мм. Насос-форсунка произво-
дит впрыскивание нагретой воздушно-топливной эмульсии. От-
меченные особенности организации топливоподачи, несмотря
на большую ее продолжительность (фв — 35°), обеспечивают хо-
рошую полноту сгорания и низкую дымность отработавших
газов.
К недостаткам насос-форсунок следует отнести усложнение
внешних регулирующих устройств, большую неидентичность
подачи по цилиндрам и больший диаметральный размер, не-
возможность использования стандартных испытательных стен-
дов.
Расчет форсунок дизелей. Число распыливающих отверстий,
их диаметр и скорость истечения топлива могут быть оценены
исходя из условий смесеобразования. Например, для неразде-
ленной камеры сгорания при отсутствии тангенциального вих-
ря могут быть использованы критериальные соотношения
4 = 6,02Jc°’6M’19V?’146/(Pb’266P?’073^’532);
(x/dc)0-525 = 0,494 (iVi/x)°’5(PT/PB)0’5 х
х (йс2хрт/ат)0’105 [ц2/(ртатх)10'08;
177
У = 1,26(14^сРт/<7т)°’32(Рв/Рт)0’5 x
x [Цт/(рт^снт)] “ 0,07 {1 + 0,004/ [т?От/(рт^с)]1’8}>
где dK, х и у-соответственно средний диаметр капель, длина
и угол рассеивания струи топлива; йс-средняя скорость истече-
ния из отверстий; т$-время задержки воспламенения; рт, цт,
стт-соответственно плотность, динамическая вязкость и коэф-
фициент поверхностного натяжения топлива.
Число распиливающих отверстий определяют из условия
неналожения распыленных струй топлива. При этом должно
соблюдаться соотношение ic = 4дц / (лрт^с твйс).
В дизелях малой мощности ic = 1 4- 6, в крупных двигателях
с неразделенными камерами сгорания ic — 6 4- 16. В выпол-
ненных конструкциях, по данным статистической обработки,
диаметры (в мм) распыливающих отверстий составляют: dc =
= 0,25 при D^lOO; dc = 0,3 при £>=105^200; dc = 0,35 при
D = 2054-250; dc = 0,4 + 0,00136 (D - 250) при D > 250 мм для
среднеоборотных дизелей и dc = 0,4 4- 0,0012(D - 450)-для ма-
лооборотных дизелей с одной форсункой. Приближенно соблю-
дается также соотношение fc — 0,00267d^л.
Качественное смесеобразование в неразделенных камерах
обеспечивается при средних скоростях истечения йс =
= 150 4- 250 м/с. При этом из условия ограничения нагрузок
В приводе ТНВД контролируют Рфтах. Прлагая Хи = Хцтах,
имеем
Рф-Рц + РтПс/(2Цс)-
Длина распыливающих отверстий 1С увеличивает размеры
носика распылителя, поэтому ее надо выбирать минимальной
с учетом требований технологии, а также уменьшения длины
и увеличения угла рассеивания топливной струи и мелкости
распыливания при уменьшении /с. В выполненных распылите-
лях 1С/ dc— 1,8 — 8,0.
В штифтовых форсунках диаметр штифта равен 1-2,5 мм,
диаметральный зазор 0,006-0,024 мм, xumax = ОД 4- 0,8 мм.
Площадь проходного сечения в запирающих конусах при
Хитах и пред соплового канала выбирают из условия превыше-
ния /сх в 1,5-3 раза. В этом случае упор иглы располагают
в зоне III гидравлической характеристики (см. рис. 152), а ве-
личина xumax может быть уменьшена в результате увеличения
угла конуса 2ос. Однако из соображений наилучшей герметич-
ности из трех встречающихся значений 2а:60, 90 и 180°-наибо-
лее часто используют первое. Для увеличения площади сечения
применяют конические пояски в предсопловом канале или,
напротив, дополнительные конусы на игле (рис. 169). Уточне-
ние xumax производят после построения гидравлической харак-
теристики форсунки. Обычно подъем иглы составляет
0,2-1,2 мм.
Диаметр иглы db (см. рис. 145) определяется диаметром
предсоплового канала, а также площадью посадочного конуса,
которая, с одной стороны, должна быть достаточной для обес-
печения допустимой скорости изнашивания, с другой-должна
обеспечивать минимальное закоксовывание распылителя путем
Рис. 168. Насос-форсунка
фирмы Камминс
Рассчитывают форсун-
ки исходя из условий обес-
печения характеристик
распыленной струи топ-
лива для осуществления
выбранного способа сме-
сеобразования и закона
подачи топлива ТНВД.
б)
Рис. 169. Дополнительные
конусы у посадочных по-
верхностей:
а-распылителя; б-иглы
178
Рис. 170. Форсунка
DV-101D6 фирмы Бош
увеличения удельного давления. Диаметр иглы dG согласно ста-
тистическим данным: J0 = 6mm при ^Пл<13мм и d0 = 6 +
+ 0,25 (</Пл - 13) мм при dnjI > 13 мм.
При этом dQ и dt связаны через размер дифференциальной
площадки /диф [(см. выражение (44)]. Если относительный раз-
мер дифференциальной площадки 5диф = fwtylfn = 1 - (di/d0)2
мал, то уменьшаются нагрузки на пружину, однако растет, что
очень нежелательно, разность давлений конца и начала впры-
скивания (первое меньше второго). В выполненных конструк-
циях. 8дИф = 0,3 4- 0,85, однако рекомендуется 6диф~0,65 4- 0,75.
Внешний диаметр корпуса распылителя Вр = (2 4- 3) d0
(рис. 170). Длина направляющей иглы /и = (3 4- 6) Jo, длина кор-
пуса распылителя Lp = (5 4- 6) d0, диаметр бурта крепления рас-
пылителя Рб.р = (2,8 4- 3,5) d0. Эти и остальные размеры уточ-
няют в соответствии с ГОСТами. Широкая унификация
форсунок в нашей стране и за рубежом обусловлена специали-
зацией их производства и частичной или полной взаимозаме-
няемостью. В частности, для двигателей с различными сте-
пенью форсирования, способом смесеобразования и т.п.
корпусы форсунок могут быть одинаковыми, а распылители
подбирают для конкретного двигателя. Поэтому стремятся
сделать так, чтобы в пределах одного размерного ряда любой
распылитель можно было установить в любом корпусе.
Исполнение форсунок, обозначаемое в СССР буквами рус-
ского алфавита от. А до И, определяет диаметр форсунки. Ее
установочная длина LyCT, определяемая длиной утопленной ча-
сти форсунки, может быть различной для нескольких моделей
одной форсунки в зависимости от условий компоновки в двига-
теле. В автотракторных двигателях обычно используют фор-
сунки исполнения А (5-по классификации фирмы Бош) с 1>р =
= 17 мм, 1цтах 1Д см3, DycT = 24; 25 мм. На рис. 170 пред-
ставлена малогабаритная бесштанговая форсунка DV-101D6
фирмы Бош, выполненная по нормам наименьшего класса. Она
имеет массу подвижных деталей, в 4 раза меньшую, чем у ана-
логичных бесштанговых форсунок типа A (S), размеры: d0 =
= 3,5 мм, Dp = 13 мм, DyCT = 16 мм.
Средний диаметр пружины Dnp зависит от размеров корпу-
са форсунки (распылителя) и диаметра проволоки dnp, который
равен 3,5^1 мм при dQ = 6 мм, 4-6 мм при d0 ~ 6 4- 10 мм,
6-8 мм при Jo = 1O4-14mm; Z>np = (2,5 -- 3,5) dnp. Жесткость
пружины с = 100 4- 400 Н/мм. Поверочный расчет пружины
проводят на максимальное напряжение и сопротивление уста-
лости по известным соотношениям. Для пружинных сталей
340 МПа, т0^ 530 МПа, запас прочности пх= 1,2 4-1,8.
Максимальное усилие нагружения пружины
^шах — Рфо^(4 ^1)/4 + РцЯ^1/4 + Смитах "Ь А^дин),
где Дхдин-дополнительное динамическое перемещение нижне-
го торца пружины, определяемое из баланса энергии при ударе.
Исходя из заданной жесткости пружины, определяют число
рабочих витков
ip = GJnp/(8cDnp),
179
где G- модуль сдвига материала пружины, 6^(8 —8,3)104
МПа.
Расчет пружины завершают проверкой на резонанс. Соб-
ственная круговая частота колебаний пружины
о>р = л ]/с/тПр = [//np/Up^2np)] |/ С/(2р),
где тпр-масса пружины.
Значение сор должно не менее чем в 10 раз превышать со.
Кроме того, производят поверочные расчеты на смятие поса-
дочного конуса распылителя. Удельное давление на поверхно-
сти контакта ^кон = Рфо (^о ~	— <й) составляет обычно
100-150 МПа.
Штангу проверяют на напряжение сжатия осж и запас
устойчивости пэ по формуле Эйлера от нагрузки ZmTmax:
^шт max = Рфо (<*о ~	я/4 + схи тах;
ПСж ” 4ZmT щах/ (^шт) »
иэ = Л3£б/шт / (64ZmT тах4пт) *
Как правило, п3 = 2,5 4- 6.
На смятие проверяют хвостовик иглы, соприкасающийся
с торцом штанги. Если сопряжение выполнено радиусами т\ и
г2, то напряжение смятия стсм = 0,388 |/zUITmaxE2(l/r1 — lAz)2-
Для топливных систем быстроходных дизелей сгсм <
< 2000 МПа, тихоходных псм < 1000 МПа.
Сведения о материалах и технологии производства форсу-
нок. Для изготовления деталей форсунок требуются мате-
риалы, обладающие сопротивлением удару, износостойкостью,
прочностью и жаропрочностью, высокой твердостью и анти-
коррозионной стойкостью, хорошей обрабатываемостью.
Целые распылители изготовляют из стали 18Х2Н4МА или
инструментальной стали ХВГ. Для отдельных сопловых нако-
нечников применяют шарикоподшипниковую сталь ШХ15 или
быстрорежущую Р18. Гайку распылителя выполняют из стали
45 или легированных сталей, иглу-из ШХ15, ХВГ и Р18./Твер-
дость деталей из трех последних сталей доводится до HRC
60-65/Корпус форсунки выполняют литьем по выплавляемым
моделям или штамповкой. Материалом служат стали 45,
12ХНЗА и др. Вторая сталь требует цементации на глубину
1,1-1,6 мм по торцу.
Пружину форсунки, воспринимающую большие динамиче-
ские нагрузки, изготовляют из шлифованной полированной
проволоки (сталь 50ХФА или 60С2А), [закаливают до твердости
HRC 42-47, для повышения сопростивления усталости подвер-
гают дробеструйной обработке и азотированию на глубину
0,15-0,3 мм. Для уменьшения усадки пружин применяют пере-
распределение напряжений по сечению витков-заневоливание.
При этом пружину обжимают в рабочем направлении до по-
явления пластических деформаций в поверхностном слое.
Торцы пружин сошлифовываются до прилегания к плоскости
на участке 0,75 длины окружности/Неравномерность витков
допускается не более 0,2 мм, непараллельность двух торцов —
менее 0,1 mmjC учетом высоких нагрузок на штангу ее изгото-
180
Распылители контроли-
руют на герметичность за-
пирающих конусов, гидро-
плотность и подвижность
цилиндрического сопря-
жения, состояние распы-
ливающих отверстий, ка-
чество распиливания, на-
правление топливных
струй.
Рис. 171. Рабочие чертежи
деталей форсунки форсиро-
ванного среднеоборотного
дизеля:
а-распылитель; б-игла фор-
сунки
выход отверстия диаметром ЗН12 в карман распылителя; пере-
понки и заусенцы не допускаются.
Широко используют селективную сборку распылителя
и иглы. При этом детали топливных систем крупных дизелей
обычно подвергают притирке по цилиндрической поверхности
с использованием полировальной пасты в каждой размерной
группе. В любом случае добиваются такой подвижности иглы,
чтобы она, будучи вынутой на 1/3 длины при наклоне под
углом 45° к горизонтали, опускалась в распылителе под дей-
ствием веса. Между операциями соединения сопряженных дета-
лей обязательны тщательная промывка, продувка сжатым воз-
духом, смазывание дизельным топливом.
Испытание распылителей на герметичность ведут на стенде
с аккумулятором топлива. При повышении давления, меньшего
на 1-2 МПа давления начала впрыскивания, в течение 10-15 с
не допускается появление на носике распылителя капли или его
потения. В противном случае применяют последовательно про-
мывку, притирку по конусам, замену иглы, повторное шлифо-
вание распылителя по конусу.
Для оценки гидроплотности пружины затягивают в 1,5-2
раза больше нормы, создавая давление в аккумуляторе ручным
плунжерным насосом, отключаемым после этого от аккумуля-
тора краном. Для многоструйных распылителей давление в си-
стеме с 35 до 30 МПа должно уменьшиться не быстрее чем за
15 с; для одноструйных-с 20 до 18 МПа не быстрее чем за 5 с.
Для контроля состояния стенда производят его опрессовку - па-
дение давления с 30 до 25 МПа должно происходить не бы-
стрее чем за 3 мин. Испытания ведут, используя смесь вяз-
костью 10-11 мПа-с; перед опрессовкой распылителя произво-
дят одно контрольное впрыскивание.
Расходные характеристики распыливающих отверстий
в первую очередь определяют гидравлическое единообразие
форсунок. Для контроля этого показателя форсунки подвер-
гают статической проливке заданным количеством топлива
и определяют необходимое для этого время. Используют так-
же измерение мгновенного расхода воздуха, обеспечиваемого
форсункой при статической продувке. Допускаемое отклонение
от номинального значения ограничивают ± 10%. Применяют
также сортировку по группам, каждую топливную систему
укомплектовывают в этом случае из одной группы. Охла-
ждаемые форсунки проверяют, кроме того, на герметичность
полости охлаждения. В ряде случаев распылители могут под-
вергаться выборочному контролю на точность соблюдения на-
правления топливных струй и равномерность или заданное со-
отношение топлива, подаваемого через отверстия. Для этого
впрыскивание осуществляют соответственно в секциониро-
ванный сборник и прозрачную градуированную полусферу.
Далее производят регулировку давления начала впрыскива-
ния (± 4%), одновременно контролируя качество впрыскивания.
Оно должно быть с четким началом и концом и сопровождать-
ся характерным резким дробящим звуком-«скрипом». Не до-
пускается появление отдельных капель или струек, заметных
сгущений, а также подтекание. В заключение форсунку обкаты-
вают, осматривают, клеймят, заполняют защитной смесью, от-
верстия закрывают заглушками.
183
§ 7. Топливные системы
специальных схем и конструкций
Топливные системы непосредственного впрыскивания
с жестким приводом обладают рядом характерных недостат-
ков: сильная зависимость давления впрыскивания от частоты
вращения вала; трудности управления законом подачи, углом
опережения впрыскивания и т.д. Поэтому, несмотря на их до-
минирующее положение в структуре топливных систем дизе-
лей, они не могут рассматриваться как единственно возможные
и перспективные. Рассмотрим некоторые топливные системы
других типов (см. рис. 111). Характерно, что они обеспечивают
стабильность давления впрыскивания независимо от скорост-
ного режима двигателя.
Системы непосредственного впрыскивания с газовым приво-
дом. Они применялись фирмами Зульцер, Доксфорд, Крупп,
Бурмайстер и Вайн для судовых дизелей. Использование для
нагнетания топлива давления газов в конце сжатия позволяет
избавиться от высоконагруженного механического привода
и таким образом увеличить рвтах и снизить тв. Малая надеж-
Рис. 172. ТНВД с пру-
жинным приводом фирмы
Ганс Эндрессик
184
2
Рис. 173. Схема топлив-
ной системы «Марк-1»
фирмы Брайс
ность элементов пневмоцилиндра, а также потеря индикатор-
ной мощности и нестабильность по циклам фаз топливоподачи
обусловили замену этих систем другими.
Системы непосредственного впрыскивания с пружинным
приводом. Эти системы применяют в отечественных СПДК
и на судовых дизелях фирмы Ганс Эндрессик. При вращении
приводного вала 7 (рис. 172) происходит сжатие рабочей пру-
жины 1 и заполнение надплунжерного пространства через
обратный впускной клапан 5 в плунжере 6. В положении, пока-
занном на рис. 172, рычаг освобождается, и начинается нагне-
тание топлива. Регулирование цикловой подачи осуществляется
изменением полного хода плунжера путем изменения положе-
ния толкателя 2 при осевом перемещении валика 4 с клином 3.
Системы обладают достаточной надежностью. ТНВД этого ти-
па обеспечивают постоянство давлений впрыскивания на раз-
личных скоростных режимах и нечувствительны к закону (в
других конструкциях-и к направлению) вращения приводного
вала. К недостаткам систем относят ограничения по частоте
циклов, запаздывание впрыскивания при ее увеличении, шум-
ность работы, отсутствие отсечки. Кроме того, наблюдается
уменьшение усилия на плунжер по мере его движения при на-
гнетании (в системах с газовым приводом-наоборот). Это при-
водит к увеличению жесткости процесса сгорания.
Системы непосредственного впрыскивания с пневмогидравли-
ческим приводом. Эти системы реализованы в топливной аппа-
ратуре с насос-форсунками «Марк-1» фирмы Брайс (рис. 173).
185
Гидропривод характеризуется высоким быстродействием, удоб-
ством дистанционного управления, компонуемостью, большим
силовым воздействием. Система с насос-форсунками «Марк-1»
обеспечила на дизеле с п = 1500 об/мин, ре = 2,1 МПа, £ = 8,2
хорошую экономичность на всех режимах работы при
pz 9 МПа. Работает система следующим образом. Топливо по-
сле сервонасоса 5 и редукционного клапана 4 под давлением
7 МПа поступает во впускную полость 10 насос-форсунки и
в распределитель 3. Перед впрыскиванием в линии управления
6 давление близко к атмосферному, поэтому сервоплунжер 7
и золотник 9 находятся в левом положении. При этом топливо
из полости 10 через впускной клапан 11 заполняет полость на-
гнетания под плунжером 13. Вытесняемое сервопоршнем 14
топливо через полость 8 направляется на слив. Впрыскивание
начинается при подаче распределителем 3 к сервоплунжеру
7 топлива под давлением 7 МПа: он сдвигает вправо золотник
9, и полость под сервопоршнем 14 соединяется с полостью 10.
Происходят нагнетание и впрыскивание. Игла распылителя
имеет систему гидрозапирания с помощью сервопоршня иглы
12, полость которого соединена с полостью 10. Пневмогидра-
влический аккумулятор 2 вблизи форсунки обеспечивает ста-
бильность рабочего давления во время впрыскивания. Регули-
рование цикловой подачи осуществляется изменением давления
слива дросселем 1. При этом меняется соотношение сил, дей-
ствующих на золотник 9. Следует учитывать, что управляющее
давление к сервоплунжеру 7 подается не мгновенно, а постепен-
Рис. 174. Аккумулирую-
щая форсунка
186
Рис. 175. ТНВД с аккуму-
лирующим плунжером
но благодаря жиклеру 15. Регулирование опережения впрыски-
вания осуществляется в приводе распределителя 3.
В системе отсутствуют высоконагруженные и интенсивно
изнашивающиеся элементы. Технологические требования ко
всем сопрягаемым поверхностям значительно ниже, чем у пре-
цизионных пар традиционных систем. Система обеспечивает
высокие стабильность и давление впрыскивания и их малую за-
висимость от режимов работы. Важнейшими недостатками си-
стемы являются ее сложность и относительно высокая стои-
мость.
Топливные системы с аккумуляторами малого объема.
В этих системах впрыскивание поизводится с использованием
энергии, запасенной для одного рабочего цикла. Обычно акку-
мулирование топлива производится в форсунке или ТНВД.
В первом случае нагнетаемое топливо подается в штуцер
3 (рис. 174) и поступает к верхнему торцу иглы, обеспечивая ее
надежное запирание, а также в карман распылителя и через
обратный клапан 2 в аккумулятор 1. После отсечки насоса игла
поднимается, преодолевая лишь усилие пружины, происходит
впрыскивание. Форсунка может работать от ТНВД с кулачком,
обеспечивающим меньшие механические нагрузки, и без нагне-
тательного клапана. Устраняется опасность подвпрыскивания.
К недостаткам аккумулирующей форсунки относят вялое окон-
чание впрыскивания и его плохое качество при малых цик-
ловых подачах.
В СПГГ фирмы Сигма используют топливную систему
фирмы Брайс с аккумулированием топлива в насосе (рис. 175).
При опускании нижнего плунжера 6 топливо от штуцера 8 че-
рез впускной клапан подается в межплунжерную полость 4.
При его подъеме поднимается также впрыскивающий плунжер
5, сжимая воздух в аккумуляторе с обратным воздушным кла-
паном 2. Впрыскивание производится при соединении полости
4 с каналом 1, соединенным с нагнетательным клапаном с по-
мощью проточки 5 на плунжере 6. Регулирование подачи
ТНВД осуществляют рычагом 7, ограничивающим ход нижне-
го плунжера.
По оценкам фирмы, насос имеет ресурс 10- 20 тыс. ч. По-
дача не зависит от закона движения взводящего плунжера, что
и позволило применить систему для СПГГ. Созданы модерни-
зированные конструкции подобного рода, обеспечивающие
двухразовое впрыскивание, получение отсечки при использова-
нии золотникового регулирования впрыскивающим плунжером
и т.д. Однако наличие в таких ТНВД деталей, не имеющих ме-
ханического привода, приводит к ограничению по быстродей-
ствию, возникновению ударов и шума и необходимости их
демпфирования. Наличие большого числа точных и прецизион-
ных деталей увеличивает стоимость их производства, а введе-
ние усовершенствований усложняет конструкцию.
Системы с аккумуляторами малого объема конструктивно
наиболее просты и надежны, но им присущ ряд недостатков,
ограничивающих их применение.
Системы с аккумуляторами большого объема. Эти системы
в настоящее время считают основной альтернативой системы
с жестким приводом. Они состоят из ТНВД, нагнетающего
топливо под давлением 40-80 МПа в аккумулятор большого
187
Рис. 176. Схема дозирую-
щего устройства аккумуля-
торной системы
Системы с электронным
управлением позволяют
оптимальным для режима
двигателя образом упра-
влять давлением, продол-
жительностью, фазами
и законом подачи топлива.
объема, устройств управления и форсунок. Большинство совре-
менных серийно выпускаемых систем этого типа имеют один
агрегат управления (распределитель) и форсунки обычного ти-
па. При этом ТНВД, аккумулятор и распределитель могут
быть скомпонованы вместе или раздельно. В судовой топлив-
ной системе фирмы Купер-Бессемер две секции насоса снаб-
жают аккумулятор топливом под давлением 53 МПа, поддер-
живаемым дросселированием на всасывании. Регулирование
цикловой подачи осуществляют изменением времени открытия
пластинчатых клапанов 3 путем поворота эксцентрикового ва-
ла 1 (рис. 176). Четкая отсечка обеспечивается через канавку
2 при посадке штока. Продолжительность впрыскивания <рв <
15°. Система допускает отключение подачи в каждый из
цилиндров.
Аналогичные системы обеспечивают качественное впрыски-
вание топлива в дизелях различной быстроходности и назначе-
ния мощностью от 50 до 6800 кВт. Особенно широко они при-
менялись для судовых дизелей. Действительно, вследствие
высокой сложности, металлоемкости и громоздкости их ис-
пользование наиболее оправдано для судовых установок.
В ранних конструкциях аккумуляторных систем дозирова-
ние топлива осуществлялось механически управляемой от
кулачкового вала иглой форсунки. В этом случае есть воз-
можность управления законом подачи, нет необходимости
в установке распределителя, устраняются подвпрыскивания
и т.п. Сложная связь с регулятором, большая металлоемкость
и инерционность привода иглы определили прекращение про-
изводства этих систем. Однако та же идея управления подачей
топлива интенсивно развивается сейчас на новом техническом
уровне-в аккумуляторных системах с электроуправляемыми
форсунками.
Аккумуляторные системы с электроуправляемыми форсун-
ками. Решающим фактором, определившим создание таких си-
стем, является возможность управления параметрами топливо-
подачи в широких пределах и обеспечения вследствие этого
наилучших показателей дизеля. Современные электронные
схемы позволяют обеспечивать оптимальные для данного дви-
гателя давление, продолжительность, фазы и закон подачи
топлива. При этом анализируются частота вращения, нагрузка,
тепловое состояние двигателя, параметры наддува или атмос-
ферного воздуха, характер переходного процесса, ограничения
по дымности, максимальному давлению сгорания и т.д. Ана-
лиз и управление ведутся специализированным микропроцессо-
ром. Создание подобных управляющих блоков на современной
элементной базе не сопряжено с преодолением больших техни-
ческих трудностей, а их стоимость невелика по сравнению с по-
лучаемым экономическим эффектом. Появление систем с элек-
троуправлением, имеющих широкие возможности, обусловило
пересмотр требований, предъявляемых к перспективной топли-
воподающей аппаратуре.
Основная трудность широкого внедрения таких систем за-
ключается в создании исполнительных органов с высокими
энергетическими и частотными показателями. Эти показатели
значительно выше, чем в системах для впрыскивания бензина
автомобильных двигателей, вследствие высокого давления
топлива и быстроты процесса. Магнитные материалы имеют
188
Рис. 177. Электрогидра-
влическая насос-форсунка
ограничения по насыщению, а форсунки-по габаритам. По
этим причинам возможности схем прямого электромагнитного
управления иглой форсунки очень ограничены. Среди них на-
илучшие результаты достигнуты в системах с двумя взаимо-
действующими электромагнитами: неподвижным и под-
вижным, находящимся на игле форсунки. Однако и в этом
случае необходимо уменьшать площадь запирающего конуса.
Существуют также трудности обеспечения надежного подвиж-
ного электрического соединения и т.д.
При уменьшении усилия электромагнита обеспечивается
снижение электрической и механической инерции, величины
и разброса времени срабатывания. Это обусловило создание
форсунок с электромагнитом управления и гидроусилительным
приводом.
На рис. 177 представлена электрогидравлическая насос-фор-
сунка. Три ее размерных варианта могут обеспечивать цикло-
вую подачу от 300 до 2400 мм3 на двигателях с
< 300 кВт, п 3000 об/мин. Продолжительность впрыскивания
на номинальном режиме составляет 1,38 мс (срв = 12,5°), давле-
ние (в зависимости от режима) 60-120 МПа.
К насос-форсунке присоединены две напорные магистрали
и одна сливная. В канал 7 подается топливо для привода плун-
жера, его давление изменяется от 10 до 20 МПа. Поскольку
площадь плунжера 12 сервоклапана несколько больше площа-
ди самого сервоклапана 10, то под действием давления топ-
лива, поступающего по каналу Ис дросселирующим сечением
8, элементы 10 и 12 к началу впрыскивания приходят в верхнее
положение. При этом канал 11 разобщается с каналом 7. Топ-
ливо для подачи в цилиндры проходит через дозирующий кла-
пан, распределитель и под давлением 1,4 МПа поступает в по-
лость 1, Под его действием плунжер 3 и сервопоршень
4 поднимаются, а топливо из полости 6 перепускается через
выточку сервоклапана 10 в сливную магистраль 9. На рис. 177
насос-форсунка показана в момент «ожидания» впрыскивания.
При срабатывании электромагнита давление в осевом канале
падает. Сервоклапан 10 опускается, топливо из канала 7 посту-
пает через паз 5 к торцу сервопоршня 4, происходит впрыски-
вание. Форма и размеры паза 5 определяют закон и продолжи-
тельность подачи. Ее резкое окончание обеспечивает опускание
плунжера 3, при этом прекращается поступление топлива
в карман распылителя, но оно вновь поступает в надыголоч-
ную полость через осевой и радиальный каналы в плунжере 3
и канал 2.
По сравнению с аналогичными схемами рассмотренная схе-
ма сложна, имеет две напорные магистрали с соответствующи-
ми агрегатами. Электроуправление подачей заключается толь-
ко в изменении начала впрыскивания.
На рис. 178 представлена форсунка с электрогидроуправле-
нием, в которой для управления и впрыскивания используется
одна напорная топливная магистраль. Работает форсунка сле-
дующим образом. Топливо под давлением 50 МПа из канала
3 поступает в карман распылителя через канал 1, а также через
проточки в стержне 8 и зазор 0,04 мм у его торца в полость 6.
далее мимо штанги 2 к верхнему торцу иглы, в результате чего
обеспечивается ее запирание. При поступлении на электромаг-
189
нит 12 управляющего импульса поднимаются якорь 11с клапа-
ном 9. При этом полость 6 и надыголочное пространство от-
соединяются от напорной магистрали и соединяются
с дренажным каналом 10, происходит впрыскивание. После
прохождения управляющего импульса тока клапан 9 быстро
опускается под действием давления топлива на площадку 7.
Под действием гидравлического и пружинного запирания игла
также быстро опускается, происходит резкое окончание впрыс-
кивания. Клапан 5 в полости 4 препятствует подпрыгиванию
иглы после посадки и демпфирует удар при подъеме.
Системы с форсунками, близкими по принципу работы
к рассмотренной, получают широкое распространение: они на-
иболее просты и эффективны. В настоящее время масса клапа-
на в них доведена до 4 г (и менее), время срабатывания упра-
вляющей гидросистемы-менее 0,1 мс. Ускорение срабатывания
достигается в результате формы управляющего импульса: его
фронт имеет повышенное напряжение, а основное время им-
пульса, соответствующее лишь поддержанию клапана в опреде-
ленном положении,-пониженное.
Такие топливные системы используются для двигателей
с частотой вращения коленчатого вала до 2900 об/мин как ав-
тотракторных, так и судовых двухтактных с крейцкопфом. По-
чти все системы обеспечивают параметры топливоподачи на
номинальном режиме не хуже, чем исходные системы с жест-
ким приводом, причем на частичных режимах параметры зна-
чительно лучше (меньше продолжительность и выше давления
впрыскивания, более резкое начало и конец подачи и т.д.). Си-
стемы с электроуправляемыми форсунками обеспечивают вы-
сокие технико-экономические показатели дизеля путем оптими-
зации процесса топливоподачи на каждом из его режимов. Они
являются также эффективным средством доводки новых двига-
телей и могут быть с успехом использованы в научных иссле-
дованиях. Широкому внедрению этих систем препятствуют
имеющиеся конструктивные и технологические трудности, не-
достаточная надежность, а также отсутствие опыта производ-
ства. Между тем все они могут рассматриваться как вре-
менные.
Системам с электрическим управлением присущи и общие
недостатки аккумуляторных систем большого объема: слож-
ность, высокая стоимость, большое число полостей и арма-
туры, находящихся под высоким давлением, и др.
Ступенчатая и двухразовая подачи могут быть осущест-
влены системами непосредственного впрыскивания. При сту-
пенчатой подаче лучше организуется сгорание: вследствие
ограничения впрыскивания топлива за период индукции при
ступенчатом законе подачи уменьшаются жесткость и макси-
мальное давление сгорания, а следовательно, снижаются эмис-
сия NOX, уровень шума, повышается надежность дизеля. При
подаче небольшой порции топлива при сжатии или на впуске
(двухразовая подача) в результате предпламенных окисли-
тельных процессов создаются активные центры цепной реак-
ции, являющиеся инициаторами воспламенения основной дозы
топлива. При этом достигается тот же положительный эффект
и снижается расход топлива. Оптимальная доза предваритель7
ной подачи-около 12-20%.
Рис. 178. Форсунка с элек-
трогидроуправлением
190
Отработавшие газы
Рис. 179. Система для
двухразового впрыскива-
ния топлива:
1-ТНВД; 2-впускной тру-
бопровод; 3 выпускной тру-
бопровод ; 4 - испаритель;
5-форсунка
Реализуют ступенчатое и двухразовое впрыскивание с по-
мощью специальных кулачков, плунжерных пар, нагнета-
тельных клапанов, форсунок. Для двухразового впрыскивания
используют также введение топлива во впускной трубопровод
с помощью форсунок, карбюратора, испарителя (рис. 179). Для
этого можно применять не только легкое дизельное топливо.
Тем не менее широкого распространения двухразовое впрыски-
вание не получило вследствие усложнения топливной системы,
потерь топлива при продувке и др.
§ 8. Расчет процесса топливоподачи
В этом параграфе рассмотрены методы расчета рабочего
процесса топливных систем на примере наиболее распростра-
ненных систем непосредственного впрыскивания. Применение
описанных методов для расчета процессов в других системах
связано с изменением формы или числа используемых уравне-
ний и обычно не вызывает принципиальных трудностей.
Процесс подачи топлива определяется характеристиками
трех укрупненных элементов топливной системы: ТНВД, тру-
бопровода и форсунки. В процессе работы системы изменяются
скорость движения плунжера, площадь дросселирующих сече-
ний, рабочие объемы, физические свойства топлива, а также
возникают различные явления (см. § 4) и т.п. Очевидно, что
в таких условиях расчет подачи топлива по соотношениям (19),
(20) не может обеспечить получение удовлетворительных ре-
зультатов.
Статический метод расчета
Наиболее удобно изменение параметров впрыскивания
можно представить, если проанализировать установившееся
движение топлива, вследствие чего нашел применение так на-
зываемый статический метод расчета. Важнейшими допущения-
ми, положенными в основу этого метода, являются мгновенное
распространение волны давления по объему системы, безынер-
ционность столба топлива и движущихся деталей. Таким обра-
зом, нестационарный процесс топливоподачи моделируют как
191
квазистационарный. Это существенно упрощает исходные урав-
нения и процедуру их решения. Процесс условно разбивают на
несколько характерных этапов, для каждого из них последова-
тельно решают уравнение баланса массы топлива. Вследствие
малого изменения плотности топлива это уравнение обычно
заменяют уравнением баланса объема топлива.
Представим уравнение баланса в обобщенной для всех эта-
пов подачи форме. При этом для конкретного случая оно тем
или иным образом упрощается, некоторые входящие в него
члены не могут одновременно входить в частное уравнение. Из
баланса объема следует, что количество топлива, поступившее
за цикл, может расходоваться во впускную и отсечную поло-
сти, на сжатие топлива, утечки, увеличение объема кармана
форсунки при подъеме иглы и впрыскивание в цилиндр. От-
сасывающий поясок клапана обеспечивает недостаток топлива
в системе трубопровод - форсунка (см. расчетную схему на
рис. 180):
Уплспл^ “/р.П^КЛ = Цвп/вП ]/2 (Рн ” Рвп)/Рт dt +
+ Цост/ост ]/2 (Рн ” Рост)/Рт + £ Pi^i^P +
i= 1
2
4- Qyjdt +fndxn 4- Qfydt.	(46)
Интегрируют уравнения (46) в конечных разностях с за-
данным шагом по времени Дг. Для различных этапов процесса
в уравнении могут отсутствовать те или иные члены. Их нали-
чие определяется текущим положением плунжера, перекрываю-
щего впускные и отсечные окна, достижением давлений, со-
ответствующих открытию клапана и иглы, их подъемом и т.д.
Скорость плунжера сПл определяют . по известной частоте
вращения ик и профилю кулачка dh^/dy.
Спл = (<^Пл /^ф) |>ик /30 - d (Дф) /dt],
где йпл-ход плунжера; Дф-крутильная деформация деталей
привода ТНВД.
Для вала
Дф = MKp//(GJ),
где G и J- модуль упругости второго рода и полярный момент
инерции.
Величина подъема клапана /1кл может быть определена из
соотношения
Аркл.от/р.п + Скл (^кл ^р) = Дркл/р.п)
где Дркл и Дркл.от- перепады давления на нагнетательном кла-
пане соответственно действительный и соответствующий его
открытию; скл-жесткость пружины клапана; /р,п и
йр-соответственно площадь разгружающего пояска и разгру-
жающий ход клапана.
Для определения ДркЛ необходимо воспользоваться его ги-
дравлической характеристикой, которая аналогична характери-
I
Статический расчет то-
пливоподачи проводят по
уравнению объемного ба-
ланса, записанного в той
или иной форме. Для ка-
ждого момента времени
в итерационном процессе
определяют давление
топлива, для чего исполь-
зуют гидравлические ха-
рактеристики клапана
и форсунки.
192
стике клапанной форсунки (39) и отличается от нее лишь тем,
что истечение начинается при йкл — йр. Для этого определим
расход топлива через клапан. Из уравнения (46) имеем
2кл =/пЛСПЛ “ М-Вп/вП ]/2 (Рн — Рвп)/Рт ~
Ротс/отс	(Рн ~ Ротс)/Рт ~~ бут.пл	dp/dt.
При вычислении третьего и четвертого членов уравнения
(46) полагают известными рвп, Ротс, а под цвп и Цотс для уточне-
ния гидродинамики процесса понимают не коэффициент расхо-
да окон, а коэффициент расхода системы соединительный ка-
нал плунжера-окно. В этом случае суммарное эффективное
сечение р,f должно определяться по формуле, аналогичной вы-
ражению (45).
Для вычисления пятого члена уравнения (46) следует разде-
лить всю линию высокого давления на участки с приблизитель-
но равными давлениями. Если же считать при имеющемся раз-
личии в р коэффициент сжимаемости const, то можно
п
упростить один из членов выражения (46): £ Р/И^р^рИ^р.
i = i
Утечки в прецизионных соединениях могут быть опреде-
лены по соотношениям (26), (27). Следует иметь в виду, что для
распылителя бут~0, если игла находится на упоре. Это объяс-
няется герметизацией торца иглы об упор. Напротив, утечки
через плунжерную пару возникают только при ходе нагнетания
и обусловлены перетечками как вдоль тела плунжера, так
и вдоль золотниковой части.
Значения последних двух членов уравнения (46) вычисляют,
используя гидравлическую характеристику форсунки, и уточ-
няют в итерационном процессе по мере уточнения давления
впрыскивания. При этом, если нагнетательные трубопроводы
имеют большую длину, можно учесть неравенство давлений
в насосе и форсунке вследствие гидравлических потерь на тре-
ние в трубопроводе:
Рн — Рф = ^Ьтрртйтр/ (2dTp),
где ^-коэффициент гидравлического сопротивления трения;
йтр-средняя скорость топлива в трубопроводе.
Для ламинарного течения в трубопроводе (Re = мТр^тр/¥т
*£ 2300)
X = 64/Re.	(47)
Для турбулентного течения (Re < 105) используют формулу
Блазиуса
X = O,316/Re0’25.	(48)
Можно учесть также расширение топлива от нагревания
в период между впрыскиваниями. В этом случае для нагнета-
тельной магистрали и объема под запирающим конусом рас-
пылителя можно записать соответственно
i=i
193
aVcdT= &Vcdp 4- Qcdt,
где 2уТ.ф- утечки в распылителе форсунки.
to
При этом f Qcdt за период между впрыскиваниями t0 отра-
о
жает объем подтекающего топлива, способствующего закок-
совыванию наружных поверхностей распылителя.
При решении уравнения (46) его часто упрощают, принимая,
что гидравлически управляемые органы (клапан, игла форсун-
ки) не дросселируют поток и открываются и закрываются
мгновенно. Это значительно ускоряет процедуру расчета. Кро-
ме того, не учитывают гидравлические потери трения, утечки,
температурное расширение топлива.
Применение статического метода расчета топливоподачи
ограничено существенностью неучитываемых в нем динамиче-
ских эффектов. Степень искажения процесса волновыми явле-
ниями можно характеризовать безразмерным критерием к:
k = Lj-p / (дтв),
где а-скорость звука в топливе.
При к = 1 время пробегания волны давления по трубопро-
воду равно продолжительности подачи. Удовлетворительные
результаты при использовании этого метода получаются, если
к < 0,1. Следовательно, он применим для систем малообо-
ротных и среднеоборотных двигателей с короткими трубопро-
водами, особенно-для насос-форсунок.
Критериальный метод расчета
Необходимыми и достаточными условиями подобия про-
цессов течения жидкости является тождественность дифферен-
циальных уравнений, описывающих их, и краевых условий,
а также наличие геометрического подобия проточных частей.
Используя эти уравнения или методом экспертных оценок
можно получить функциональную зависимость для скорости
впрыскивания топлива
ис =/[/пЛ> спл> Рс/с? Рт? ^р? Р? Рф — Рц?***]?
(49)
где ти—масса иглы.
Аналогичные зависимости можно записать для давления
впрыскивания, подъема иглы и т.д. Зависимость (49) можно
представить в безразмерной форме, используя метод анализа
размерностей. Размерности величин, входящих в уравнение,
имеют три первичные величины: [м], [кг], [с]. Введем для них
новые единицы измерения, в t, I и т раз отличающиеся от пре-
жних. Новую систему единиц выбирают так, чтобы три незави-
симых переменных имели значения, равные единице, т. е.
fnjJ2 = Ij t ]//пЛ Ат1Л = 1 > тирт/пл5 = 1- Тогда I = 1/]//пл 5
^м/|//пЛ’ tn = 1/(РТ/пл)? МсАт1Л “/[1? Рс/с/Упл> Ши/(Рт/пЛ )’
^р/|//плJ Ррт^пл; (Рф — Рц)/(Ртспл)---]-
194
I
•
Статический метод рас-
чета топливоподачи по-
зволяет учитывать сжи-
маемость топлива, подат-
ливость трубопровода
и привода, утечки, гидра-
влические потери, измене-
ние объемов полостей
и площадей дросселирую-
щих сечений.
Системы подобны при равенстве полученных критериев:
= Нс/с f пл = idem;	Л
I
Значение критериально-
го метода заключается
в возможности проведе-
ния быстрых оценок пара-
метров топливоподающей
аппаратуры.
Кр = (РФ - Рц)/(ртспл) = idem. J
Не учитывая влияние ряда факторов на процесс топливопо-
дачи, можно получить конечное число критериев подобия.
Установлено, что наибольшее влияние на подобие процесса,то-
пливо подачи отзывает критерий N = 1/(Кс\/кр) —
Е/пл^пл/(Ис/с)1 Рт/(Рф Рц)*
Этот критерий отражает относительную интенсивность по-
дачи. Оптимальные значения его находятся в пределах 1,5-2,1.
В этом случае обеспечивается качественное впрыскивание, от-
сутствуют дробное впрыскивание и подвпрыскивание.
Динамический метод расчета
В настоящее время в конструкторской и исследовательской
практике гидродинамический или динамический метод расчета
широко используют для расчета рабочих процессов в то-
пливных системах.
Критериальный метод не позволяет учитывать физическую
сторону протекающих процессов, а лишь дает возможность
определить некоторые интегральные оценки параметров топли-
воподачи. Статический метод расчета в результате принятых
допущений не позволяет воспроизводить сложные волновые
процессы, точно определять остаточное давление, появление
разрывов сплошности, подвпрыскиваний и т. д. Кроме того, ре-
ализация статического расчета с описанными уточнениями уже
не отличается существенной простотой по сравнению с дина-
мическим расчетом.
Динамический метод расчета позволяет учесть конечную
скорость распространения возмущения в объеме топлива, т.е.
его инерционность, а также инерционность движущихся дета-
лей.
Уравнения, описывающие движение топлива в нагнетатель-
ном трубопроводе. Теченйе топлива в нагнетательном трубо-
проводе описывается уравнениями движения и неразрывности
для одномерного нестационарного потока сжимаемой вязкой
жидкости
du/dt + (1/р) Sp/дх + ku = 0; 1
dp/dt + д(ри)/дх = 0. J	( '
Третий член уравнения движения является результатом за-
мены членов уравнения Навье-Стокса, учитывающих вязкость,
некоторым фиктивным фактором потерь на трение
k — XuTp/(4dTp),	(51)
Для упрощения решения величину к считают не зависящей
от времени и оценивают по соотношениям для стационарного
течения, например, (47) и (48).
195
Учитывая, что скорость движения топлива значительно
меньше скорости звука (и «а), и изменение плотности топлива
мало, пренебрегаем членами udu/dx и udp/dx. Тогда система
(50) принимает вид
du/dt + (l/p)dp/dx + ки = 0;
dp/dt + pdu/dx ~ 0.
(52)
Вводя согласно определению ск< рость звука а2 = dp/dp
в уравнение неразрывности системы (52), дифференцируя его по
координате и вычитая из уравнения движения, продифференци-
рованного по времени, получаем
d2u/d2x — (l/a2)52u/dt2 — (к/a2) du/dt — 0.
(53)
Уравнение (53) относится к классу уравнений математиче-
ской физики. При к / 0 оно называется телеграфным, так как
учитывает диссипацию возмущения, распространяющегося по
линии, при к = 0 оно сводится к так называемому волновому
уравнению
d2u/dx2 = (\/a2)d2u/dt2.	(54)
Уравнения (53), (54) можно решить различными способами,
однако в любом случае их необходимо дополнить краевыми
условиями. При постановке граничных условий учитывают ин-
тенсивность нагнетания топлива плунжером, утечки, перепуск
топлива, дросселирование в распыливающих отверстиях и т.п.,
т. е. особенности насоса и форсунки и их влияние на движение
топлива в нагнетательной магистрали.
Уравнения для постановки граничных условий со стороны на-
соса. При выводе этих уравнений, так же как и при выводе ана-
логичных уравнений для процесса у форсунки, принимают сле-
дующие допущения. Считают, что давление за нагнетательным
клапаном р^ равно давлению на входе в трубопровод (то же
у форсунки для рф). Мгновенные значения скорости в дроссели-
рующих сечениях определяют по формулам для стационарного
истечения. При этом не учитывают объем предсоплового кана-
ла, трение в направляющих клапана и иглы. В случае решения
уравнений численными .методами принимают, что на расчет-
ном шаге по времени клапан и игла двигаются равноускорен-
но. Влиянием теплообмена пренебрегают.
Расчетная схема представлена на рис. 180. Процесс описы-
вается уравнениями динамического равновесия клапана и со-
хранения массы (объема) топлива. Для более точного учета
происходящих процессов последнее записывают отдельно для
надплунжерной полости и полости клапана. В зависимости от
этапов процесса топливоподачи вид уравнений меняется. Запи-
шем их для наиболее общего случая, а частный вид их будем
получать, исключая для каждого этапа подачи те или иные
члены.
Сжатие топлива в надплунжерной полости определяется
движением плунжера, истечением через впускное, отсечное окна
и в полость нагнетательного клапана через щель сечением
Цщ/щ между разгрузочным пояском и корпусом клапана, а так-
196
I
Исходными уравнения-
ми динамического метода
расчета являются уравне-
ния движения и неразрыв-
ности одномерного неста-
ционарного потока сжи-
маемой жидкости в трубо-
проводе, а также уравне-
ния баланса топлива
и движения запирающих
элементов в ТНВД и фор-
сунке.
Рис. 180. Схема для рас-
чета топливной системы
же движением клапана и утечками. Согласно принятым обозна-
чениям (см. также рис. 180) первое уравнение сохранения будет
иметь вид
р	dpn /dt = f плСПЛ ~ Нвп/ВП ]/2(Рн “ Рвп) Рт —
—	НоСт/оСТ |/2(рн — Рост) Рт —
—	Нщ/щ|/^(Рн — Рн)/Рт — fp.ndhKJl /dt — Qyr.	(55)
Рис. 181. Зависимость ко-
эффициента расхода окон
втулки плунжера от их пе-
рекрытия плунжером и от
напора
Соответственно давление сжатия в полости объемом Иц
определяется поступающим через щель клапана топливом, дви-
жением клапана и истечением в трубопровод:
Р Уndpn /dt = Цщ/щ ]/2 (рн — рн) /рт + f p.ndhjm /dt — fTpUTp.	(56)
Уравнение динамического равновесия клапана массой ткл .
с пружиной жесткостью скл
И1кл^2/1Кл/^2 + скл (^кл — ^р) + /р.пАркл.отк = /р.п (Рн — Рн)- (57)
Для вычисления Ун, спл, /вп, /ото бут используется закон
подъема толкателя кулачком hnjl = /(ф). Под цВп/вп и Цотс/отс
понимают также эффективные сечения с учетом дросселирова-
ния и в каналах плунжера, а под |ДЩ/Щ - и в межперьевых кана-
лах. В этом случае эквивалентные эффективные сечения опреде-
ляют аналогично выражению (45).
В первом приближении коэффициенты расходов могут быть
приняты постоянными, однако в действительности они изме-
няются в зависимости от площади сечений и Др (рис. 181). Во-
обще члены уравнений (55) и (56) должны быть записаны с уче-
том возможности обратного течения при рн < р/:
Ц|/1(Рн — Pi')/]/ptIPh ~ Pil/2.	(58)
Сохраним для краткости их исходный вид, имея в виду, что
при рн < pi их разность берется по модулю, а знак меняется на
противоположный.
Уравнения для постановки граничных условий со стороны
форсунки. Границей нагнетательного трубопровода можно счи-
тать карман распылителя, если подводящие каналы имеют диа-
метр, равный диаметру трубопровода. Для форсунки можно за-
писать уравнение сохранения массы (объема) топлива. Его
баланс определяется поступлением из трубопровода, истече-
нием в цилиндр, изменением объема кармана при движении
иглы, сжимаемостью:
Р Уfydpfy /dt — /тр^тр	Q ут	Цр/р |/ 2 (рф — рц) / рт — /и<£хи / dt,	(59)
а уравнение динамического равновесия иглы распылителя
m^d x^/dt2 + схи + Рфо/диф — Рф/диф “Ь (/и — /диф) Рв,	(60)
где т% - приведенная масса иглы, штанги и пружины, т% =
= ти + тшт + тПр /3;/и и/диф-площади полной и дифферен-
197
циальной площадок иглы; и^р-скорость поступления топлива
из трубопровода у форсунки.
Эффективное сечение распылителя может быть представле-
но с учетом двух последовательных дросселирующих сечений,
т.е. 1/(цр/р) =	и является функцией подъема
иглы хи. В отличие от гидравлической статической характери-
стики форсунки подъем иглы не может быть определен одно-
значно через 2ф, а должен быть найден для данного момента
времени при совместном решении всех уравнений, описываю-
щих процесс в топливной системе. Вместе с тем для уточнения
расчета необходимо контролировать изменение Цс в зависимо-
сти от режимов истечения, т. е. от значений Re и К. То же отно-
сится и к
Представление силы, действующей на конус иглы от давле-
ния топлива, в виде последнего члена уравнения (60) следует
считать приближенным. Для более точной ее оценки необходи-
мо решить задачу о течении вязкой жидкости в запирающих
конусах. При этом возможно как ламинарное, так и турбулент-
ное течение. Это существенно усложняет весь расчет, поэтому
ограничиваются представлением силы в форме уравнения (60)
или ей подобной. Приравнивая выражения для 2ф через распы-
ливающие отверстия и распылитель в целом, получаем соотно-
шение для давления в предсопловом канале рв‘ (Рв — Рц)/(Рф —
-Рц) = (Цр/р)2/(Мс/с)2.
Процесс у форсунки также делят на несколько характерных
этапов, для каждого из которых уравнение (59) может быть
упрощено, а уравнение (60) может отсутствовать (если игла на
седле или на упоре).
Методы интегрирования уравнений граничных условий. Ре-
шают уравнения, описывающие процесс топливоподачи, и,
в частности, интегрируют уравнения граничных условий чис-
ленными методами, применяя ЭВМ. При этом используют со-
бственные граничные условия (/гПл(ф)> Рвп(0> •••) и начальные ус-
ловия (рн(^ = 0), рост? •••)• Интегрировать можно различными
методами. Все уравнения граничных условий можно предста-
вить в виде dy(t)/dt=f(t).
При решении обыкновенных дифференциальных уравнений
численными методами в газогидродинамике широко исполь-
зуют эффективные методы: Рунге-Кутта, Адамса. Несмотря
на то, что эти методы обеспечивают высокую точность вычис-
ления относительно данного шага интегрирования, они при
равном времени счета обусловливают меньшую точность опре-
деления мгновенных и интегральных показателей топливопода-
чи, чем более простой метод Эйлера. Объяснение этому можно
дать, если представить решение в форме ряда Тейлора для
окрестности точки
y(t) = y(t{) + (t - Г/)Дг,)Д 1 + (t -	(M/2! + (t - MV"(M/3’ + ...
Два члена правой части соответствуют аппроксимации Эй-
лера, три члена-усовершенствованному методу Эйлера-Коши,
пять-методу Рунге-Кутта и т.д. При расчете процессов впры-
скивания производные искомых функций имеют разрывы, обы-
чно на границах характерных этапов процесса. Чем выше поря-
198
i
При расчете полагают,
что поступившее в каждый
элемент топливной си-
стемы топливо при нали-
чии в нем остаточных
объемов расходуется
только на их ликвидацию,
а повышения давления
и увеличения перетечек
в последующий элемент
системы не происходит.
док точности метода, тем большее число производных может
вызывать значительные возмущения вычислительного процес-
са. Таким образом, рациональным является метод Эйлера,
в котором используется только производная первого порядка,
а для достижения заданной точности-более мелкий шаг. При
этом для периода течения через шель клапана целесообразно
еще в 3-5 раз уменьшить шаг относительно исходного, что свя-
зано с наибольшим числом членов, входящих в уравнения.
Наилучшие результаты при интегрировании уравнений гра-
ничных условий позволяет получить модифицированный метод
Эйлера с пересчетом «предиктор-корректор». Используя про-
стейшую схему Эйлера, предварительно определяют вспомога-
тельную величину y(t; + 1/2) =	+ f[ti, y(t/)]At/2. Затем осу-
ществляют корректирующий пересчет по схеме y(tl+1) = y(tr) +
+ f\ji 4-1/29 У Gi + 1/2)] At.
Вспомогательная величина y(ti+1/2) позволяет приближенно
найти угловой коэффициент интегральной кривой (производ-
ную f) в середине отрезка [t/, ti+J и получить y(tj+1) с боль-
шей точностью, чем при использовании простейшего метода
Эйлера.
Расчет процесса топливоподачи в системах автотрак-
торных двигателей. Расчет выполняют на основе решения во-
лнового уравнения (54). При этом используют выводы теории
гидравлического удара, разработанной Н. Е. Жуковским. Волна
давления, распространяясь по длинному нагнетательному тру-
бопроводу, подходит к дросселирующему сечению распыли-
вающих отверстий. Вследствие резкого уменьшения площади
проходного сечения наблюдается повышение давления и воз-
никновение отраженной волны давления - явления, аналогично-
го гидравлическому удару. Обоснованным можно считать до-
пущение о равномерности распределения давления и скорости
по поперечному сечению трубопровода. Для системы топливо-
подачи со сложными граничными условиями применимо реше-
ние уравнения (54) в форме Д’Аламбера
Р ~ Рост = F(t- х/а) - W(t +. х/а);
и = [1/(арт)] [F(t - х/а) + W(t + х/а)].
Выражения (61) являются не единственно возможными ре-
шениями уравнения (54). Так, решение можно искать в виде
суммы бегущих синусоидальных волн различной частоты. Од-
нако вследствие необходимости многократного проведения
гармонического анализа с отысканием коэффициентов Фурье
решение (61) применительно к расчету системы топливоподачи
более удобно.
Под F и W понимаются соответственно прямая и отражен-
ная волны давления. Физически они отражают приращение да-
вления над значением невозмущенного течения, определяемое
граничными условиями. Волны распространяются по трубо-
проводу со скоростью звука без изменения амплитуды F(t —
— х/а) в направлении от насоса к форсунке и амплитуды Ж(г +
4-х/а)-в обратном.
Решение (61) получено при начальных условиях, предусма-
тривающих, что в момент t = О давление в трубопроводе равно
остаточному рОСТ, а движение топлива от предыдущего цикла
(61)
199
прекратилось. Применительно к началу и концу трубопровода
решение (61), которое используют для нахождения параметров
процесса совместно с уравнениями граничных условий, имеет
следующий вид:
для входного сечения (у насоса, х = 0)
рн ” Рост — г (0 ~ WX0;
(62)
итр = [1/(прт)] [F(t) + Ж(Г)],	(63)
для конечного сечения (у форсунки)
РФ " Рост = F(r - Lrp/a) - W(t + Frp/п);	(64)
«тр = [1/(«Рт)] [F(t - Lrp/п) + W(t + Lrp/a)].	(65)
Если трубопровод разветвляется или изменяется его сече-
ние, решение (61) несколько усложняется. Пусть, например, не-
обходимо учесть наличие перехода от трубопровода сечением
f i к длинным каналам форсунки сечением /2 (рис. 182). Ис-
пользуем для переходного сечения выражения, аналогичные
уравнениям (62)-(65), при этом под LrP понимают длину трубо-
провода от насоса до этого сечения.
Приравниваем давление в нем [см. формулы (62) и (64)],
а также объемные расходы:	= uTp2f2.
Применяя уравнения (63), (65), получаем выражения для рас-
ходящихся от переходного сечения волн
(0 = 2f1Fl (г - LTp/a)/tf\ +f2) + W2 (t)(A -/2)/(Л +/2);	(66)
(t + LTp/a) = 2W2(t)f2Hfi +f2) -F^t- LTp/a)(ft -f2).	(67)
Уравнения (66) и (67) описывают эволюцию волнового про-
цесса при наличии переходного сечения. Если же трубопровод
разветвляется (рис. 182,6), например, одна секция ТНВД рабо-
тает на две форсунки, то, допуская равенство давлений в узле
и используя уравнения неразрывности = мтр2/2 + птрз/3,
получаем
F2 (0 = (f - LTp/aWr +/2 +/3) +
4-	-f2 +/3)/(Л +/2 +Л)- 2РТ3(О/3/(Л +f2 +/з);
F3 (t) = 2/1F1 (t - Етр/пЖ +/2 +/3) +
+ ВД(Л +/2 -ЛИА +/2 +/3) - iw2(t)f2Kfx +f2 +/3):
(t + LTp/n) = Fy (t - LrpW, +/3	+ f2 + f3) +
+ 2W2{t)f2/(fl +/2 +/3) + 2Ж3(г)/3/(/1 +f2 +/3).
Если от секции ТНВД идут два трубопровода, имеющие
разные длины и диаметры, то решения уравнения (54) исполь-
зуют отдельно для каждого из них, а в уравнения граничных
условий у насоса включают два уравнения баланса массы для
полостей клапанов, одно для надплунжерной полости и два
уравнения движения клапанов.
Рис. 182. Схемы для рас-
чета сложных трубопрово-
дов:
а - с переменным сечением;
б-с разветвлением
I
•
Разветвленность и сту-
пенчатость трубопрово-
дов не вносят каких-либо
принципиальных измене-
ний в расчет топливопода-
чи, но увеличивают логику
и объем программы для
ЭВМ и время счета.
200
Учет в начальных условиях разрывов сплошности. Разрывы
сплошности - образование двухфазной смеси при появлении
объемов, занятых насыщенными парами топлива-возможны
в заключительной стадии процесса впрыскивания и после его
окончания.
В первом случае деформируется закон подачи топлива
в конце процесса, во втором-задерживается начало следующе-
го цикла впрыскивания. Расчет топливоподачи сильнее зависит
от ошибки задания в начальных условиях свободных объемов,
чем от ошибки задания остаточного давления.
Для учета остаточных объемов Уост допускают, что давле-
ние в них равно давлению насыщенных паров. Распределение
Иост по объему линии высокого давления считают равно-
мерным, Т.е. Hi.oct/^h ~ ^тр.ост/^тр— И^.ост/Kj)*
Считая, что при наличии остаточных объемов поступление
и убывание топлива может только изменять их величину, но не
меняет давление в системе, приведенные выше уравнения гра-
ничных условий, выражающие принципы сохранения массы,
для случая Р^ст должны быть переписаны соответственно для
насоса и форсунки:
^Рн.ост /dt ~ ~~ [М-щ/щ (Рн ~ Рн)/]/Рт I Рн ” Рн I /2 +
+ /р.П^КЛ / dt “УтрИтр] ;	(68)
J^.OCT /dt = — £/тр Игр — Цр/р (рф —
- Рц) урт | Рф - Рц |/2 —/и dxa /dt].	(69)
Таким образом, для случая ликвидации остаточных объемов
в начале процесса подачи последний член в уравнении (68)
и два последних члена в (69) исчезают. При расчете ликвидации
Рост в трубопроводе его делят на т частей, в каждой из ко-
торых сосредоточен остаточный объем рост = ТгР.Ост /wi. Реали-
зуется тот же принцип-поступающий объем топлива расхо-
дуется на ликвидацию остаточного объема, а волна давления
далее по трубопроводу не распространяется. От ЦОст вплоть до
момента Ц-ост = 0 пришедшая волна сжатия отражается волной
разрежения той же амплитуды (рис. 183). Условие ликвидации
i-ro объема в трубопроводе
t .
/гр J мтр/^ = Р/ост-	(70)
г .
HI
Для моделирования равномерного распределения Иост значе-
ние т должно быть достаточно большим, однако это удлиняет
процедуру счета. С целью проверки достаточности т исполь-
зуют способ удвоения числа точек т. Если это изменяет ре-
зультаты расчета, удвоение считают оправданным.
При вычислении образующихся в конце впрыскивания оста-
точных объемов также полагают, что в полостях линии высо-
кого давления образуются свободные от топлива и его паров
объемы. Будем по-прежнему обозначать их. К>ст. Давление
в них равно нулю-это условие используют для вычисления
К)СТ, скорости движения границы раздела и отраженной волны.
201
Рис. 183. Схема распро-
странения волн по трубо-
проводу при наличии сосре-
доточенных остаточных
объемов:
F(t — х/а) - прямая волна;
W(t + х/а}- отраженная
волна
Для случая образования Иост также применяют уравнения (68)
и (69) в полном составе входящих в них членов.
Случай рц > Рф отражает заброс рабочих газов из цилиндра
в распылитель и с точки зрения оценки работы топливной си-
стемы может быть рассмотрен самостоятельно. В этом случае
газы можно считать вакуумными кавернами, что не совсем вер-
но, но допустимо с некоторым приближением. Если общим
критерием начала образования свободных объемов, т. е. перехо-
да с расчета по уравнениям (56) и (59) на расчет по формулам
(68) и (69), является р/ = 0, то для случая прорыва газов в рас-
пылитель допускается рф < рц при хи > 0.
Если в трубопроводе имеются остаточные свободные объемы,
то уравнение (70) с учетом выражения (61) и условия отражения
волны W(t + Xi/а) = F(t — Xj/a) будет иметь вид
t .
Е?/тр/(прт)] J F(t — Xi/a)dt = Р/ост-
г .
HI
Процедура расчета процесса топливоподачи с использованием
волнового уравнения (54), заключающаяся в совместном реше-
нии уравнений граничных условий и движения топлива в тру-
бопроводе, иллюстрируется рис. 184. Весь процесс делят на не-
сколько периодов продолжительностью t = 2LTp/n, включаю-
щих N расчетных шагов по времени. Обычно N = 50 4- 200. Для
каждого шага при решении граничных условий у насоса
(55)-(57) и уравнений (62) и (63) определяют пять неизвестных:
рн, Рн, ^кл, итр, E(t). Прямую волну F(t) и скорость итр опреде-
ляют из выражений (62) и (63):
F (0 = Рн-Рост+ W(t);
“тр = [ 1/(аРт)] [рн - Рост + 2W(t)].
(71)
(72)
Рис. 184. Схема проце-
дуры решения с использо-
ванием волнового уравне-
ния
В начале процесса от форсунки не поступают отраженные
волны, т. е. ИДг) = 0. Если имеются остаточные объемы в полос-
ти клапана, то на первых этапах расчета уравнение (56) заменяют
202
на (68). Если такие объемы существуют в трубопроводе, возни-
кает необходимость введения условия (70) и учета образующих-
ся отраженных волн. В этом случае характеристика распростра-
нения прямой волны носит характер не прямой (см. рис. 184),
а ступенчатой линии (см. рис. 183), а время прихода волн
к форсунке определяется, кроме того, задержкой ее распростра-
нения в остаточных объемах. Значения прямых волн запо-
минают для каждого шага по времени t.
Начиная с t — LTp/a, в случае отсутствия остаточных объемов
(см. рис. 184) к форсунке поступают возмущения от насоса.
Аналогичным образом для N расчетных интервалов по из-
вестным значениям прямой волны, используя уравнения гра-
ничных условий у форсунки [см. формулы (59) и (60)], опреде-
ляют рф, хи, Нур, Ж(г-h Lpp/a). Значения отраженной волны
запоминают, так как их используют в дальнейшем для расчета
параметров у насоса в следующем периоде. Если в форсунке
имеются остаточные объемы, уравнение (59) заменяют на (69).
Для определения четырех неизвестных кроме уравнений (59)
и (60) используют условия
PF(t 4- Ljp /а) — F (t — Lyp /а) ~ рф + рост J	(73)
^тр = [1/(дРт)] [рост Рф "I- 2F(t LTp/tz)].	(74)
Далее цикл расчета повторяют для нового периода с N шага-
ми по времени. Для экономии памяти ЭВМ значения новых
прямых и N отраженных волн записывают на место вычис-
ленных на первых этапах расчета с индексами от 1 до JV. На-
против, параметры, характеризующие механическую нагружен-
ность привода ТНВД, показатели топливоподачи и качество
впрыскивания (рн, рф, хи, 2ф, ръ и др.) снабжают сквозной по
всему циклу расчета индексацией по шагам времени, запо-
минают и выводят на внешние устройства вычислительной
техники.
Для ЭВМ программа расчета топливоподачи имеет обычно
подпрограммы решения уравнений граничных условий, квадра-
тичной интерполяции, вычисления мгновенных физических
свойств топлива, а также содержит логические блоки, блоки
учета запаздывания волн и т.д.
Одно из начальных условий расчета-остаточное давление
в трубопроводе - заранее неизвестно. Методика расчета позво-
ляет уточнять первоначально заданное значение рост в процессе
вычислений по нескольким впрыскиваниям. То же относится
и к остаточным объемам ^z+1)oCT= VZ0CT~ Ец.кл+ Ец.ф.
Расчет топливоподачи с учетом гидравлического сопротивле-
ния трубопровода обычно производят для топливных систем
среднеоборотных и малооборотных дизелей. Это связано с нали-
чием у них длинных трубопроводов и относительным уменьше-
нием значения эффектов, обусловленных инерционностью
топлива. Возможны два метода решения уравнения (53).
Первый основан на описанном выше решении волнового урав-
нения (54) и не отличается существенно от приведенной выше
процедуры расчета. При этом полагают (&/а)2->0, т. е. прене-
брегают влиянием вязкости на искажение периодичности,
а учитывают только изменение амплитуды волны под дей-
203
ствием диссипативных сил. Вместо уравнений (71)—(74) исполь-
зуют следующие выражения:
F (0 = Рн “ Рост + И7(0 exp (- fcLTp/a);
«тр = [Рн - Рост + 2PF(t)exp( - kLrp /а)]/(арт);
W(t + LTp /а) = рост - рф + F (t - Ьтр/а) ехр ( - кЦ? /а);
иТр = [рост — Рф + 2F (t — LTp/a)exp( — fcLTp/a)]/(apT).
Для оценки к используют некоторую первоначально задан-
ную среднюю скорость и [см. уравнение (51)], значение кото-
рой уточняют после проведения цикла расчета одновременно
с уточнением рост.
Для получения более обоснованных решений телеграфного
уравнения (53) используют численные методы-метод сеток, ме-
тод характеристик и т.д. Рассмотрим применение метода се-
ток. При этом используют прямоугольную сетку в координа-
тах t-x (рис. 185). Трубопровод разделяют на I интервалов
длиной Ах, параметры топлива находят последовательно для
каждого j-го момента времени.
Для уравнения (53) возможна конечно-разностная аппрокси-
мация
du/dt^(uij ~ Uij- J/At;
C2u/dt2 * [(wij+ j -	- (Uij -
- иу_!)/Дг]/Дг = (Uij+1 - 2uij + Uij-t)/(Дг)2;
d2u/Sx2 » (щ + i j - 2и^ + ut_ 1ч/)/(Дх)2.
Тогда, подставляя эти выражения в уравнение (53), получаем
uiJ+ j = 2uij	a2At2 / (Ax)2 (u/+1 j - 2uitj + щ_ lf7) -
— kAt(ujj — Uij ~ j).	(75)
Таким образом реализуют явную численную схему решения
уравнения (53). Решение будет сходиться при выполнении усло-
вия устойчивости
At Ах/а.	(76)
Согласуя шаг по времени с интервалом разбиения трубо-
провода для обеспечения равенства (76), получаем Ujj+1 =
= ui + i,j + wi- i,j ~ ui,j-1 ^At(uij — Uij- J.
На рис. 185 представлена графическая интерпретация хода
вычислительного процесса. При известных значениях и в ка-
ждом участке трубопровода для предыдущих моментов вре-
мени находят значение и для последующего (/ + 1)-го момента
времени последовательно для каждого участка трубопровода
от i = 0 (х = 0) до z = /(x = LrP). После этого вычисления про-
должают для (/ + 2)-го момента времени и т. д. Для определе-
ния и нижних узлов диаграммы (j~Q) используют известные
t|	Цун
и<Г|
4 __;______>________
0	1 i I X
Рис. 185. Схема вычисле-
ний по методу сеток
204
начальные условия, а в крайних узлах для любого j-го момента
времени - граничные условия у насоса и у форсунки. Для этого,
как и ранее, устанавливают связь между скоростью и давле-
нием топлива. Для концов трубопровода uTp = uQ>j =	+
+ (рн/ ~ Puj- 1)/ (дРт);	^тр = uI,j+1 = и1-1J+ 1 — (рф(/+1) ~
-рф/)(арт) [см. выражение (52)].
Аппроксимация (75) является не единственно возможной,
кроме того, используют более сложные неявные схемы счета.
Они обеспечивают устойчивость вычислительного процесса
при любом Ax/At, но заметно увеличивают объем вычислений.
§ 9.	Особенности топливоподающей
аппаратуры для работы на легких,
тяжелых и сернистых топливах
В нашей стране и за рубежом наблюдается устойчивый рост
дизельного парка и соответствующий рост потребления ди-
зельного топлива. Вместе с тем структура потребления топлива
достаточно стабильна и определяется выходом фракций ди-
зельного топлива из нефти. В связи с этим для среднеобо-
ротных и малооборотных судовых дизелей уже сейчас в основ-
ном используют тяжелые топлива (моторные, флотские
и экспортные мазуты, а также газотурбинное топливо и то-
почные мазуты). При этом вследствие растущей глубины пере-
работки нефти в будущем качество топлив для этих дизелей
будет ухудшаться (увеличится вязкость, сернистость, коксуе-
мость, зольность).
Расширение использования легких топлив в двигателях
с внутренним смесеобразованием определяется стремлением
повысить экономичность энергетической установки и создать
универсальные (многотопливные) двигатели. При этом возмож-
но использование бензинов, керосинов, лигроинов, пропан-бу-
тановых сжиженных газов, жидких каменноугольных топлив
и т.д. В любом случае применение топлив, отличных от ди-
зельных, обусловливает дополнительные требования к то-
пливным системам. Для решения этой задачи апробированные
конструкции и серийную аппаратуру приспосабливают к новым
условиям.
Аппаратура для питания многотопливных дизелей. В этом
случае под аппаратурой понимают обычно топливную систему,
допускающую использование легких топлив, включая бензин.
Особенности ее работы удобно проследить на примере исполь-
зования бензина, так как он является характерным и наиболее
часто употребляемым легким топливом. Его повышенная испа-
ряемость приводит к возможности образования в топливной
аппаратуре, работающей при температурах до 50-90°С, па-
ровых пробок. Это вызывает дестабилизацию или прекращение
подачи вследствие разрывов сплошности во впускных окнах
втулки плунжера, к невозможности пуска прогретого двигате-
ля. В связи с этим применяют дренажные отводы для сброса
пара из фильтров и полостей ТНВД, обеспечивают непрерыв-
ную интенсивную циркуляцию топлива в линии низкого давле-
ния, препятствующую местным перегревам и скоплению паров,
205
а также повышают абсолютный уровень давления подкачки до
0,25-0,35 МПа, в ряде случаев до 0,6-0,8 МПа. Последний вы-
бирают из условия гарантированного превышения над давле-
нием насыщенных паров топлива в любом месте линии низко-
го давления.
Повышение циркуляции топлива и давления подкачки связа-
но с модернизацией системы подкачки. Аппаратуру комплек-
туют дополнительным топливоподкачивающим насосом с кры-
льчаткой или роторно-вращательным насосом коловратного
типа, который располагают непосредственно у топливного ба-
ка. Как правило, он имеет электропривод для прокачки си-
стемы до пуска двигателя.
Работа топливных насосов осложняется тем, что вязкость
бензина почти на порядок ниже вязкости дизельного топлива.
Для устранения утечек в подкачивающем насосе и создания по-
вышенного давления топлива используют соединения повы-
шенной точности или насосы диафрагменного типа. При нагне-
тании топлива в плунжерной паре меньшая вязкость приводит
к увеличению утечек и уменьшению влияния дросселирования
в окнах втулки. Коэффициент подачи системы при переходе на
бензин обычно снижается до 10% на номинальном режиме и до
20-50% на частичных.
Для предотвращения разжижения масла в картере ТНВД
втулку плунжера в нижней части снабжают канавкой для сбора
и отвода топлива и канавкой для подвода масла («масляный
затвор»). Последняя также предотвращает ускоренное изнаши-
вание прецизионной пары. Уменьшить износ можно примене-
нием специальных видов термообработки этих деталей (азоти-
рование, хромирование и т.д.), добавок в топливо масел,
аналогично приготовлению мотоциклетных смесей или спе-
циальных присадок.
Большая сжимаемость легких топлив, чем дизельных (см.
рис. 116), приводит к известным деформациям закона подачи
топлива: наблюдается более позднее начало впрыскивания,
значительно более позднее окончание, уменьшение давления
топлива и цикловой подачи. Вследствие большей сжимаемости,
меньшей вязкости и скорости звука возрастает вероятность по-
явления подвпрыскиваний. Для борьбы с ними используют
трубопроводы меньшего сечения, дополнительный нагнета-
тельный клапан у форсунки и т.д.
Отличие сжимаемости и вязкости легких топлив от ди-
зельных, а также их плотности (860 кг/м3-дизельное,
740 кг/м3 - бензин) приводит к потерям в цикловой подаче, до-
стигающим 30% на номинальном режиме и больше на ча-
стичных режимах. Для компенсации цикловой подачи
и мощности двигателя на ТНВД устанавливают многопози-
ционные упоры рейки.
Для облегчения обслуживания транспортного средства и ис-
ключения возможности перегрузки и выхода из строя двигате-
ля в результате забывчивости водителя при переходе с бензина
на дизельное топливо в многотопливных двигателях устана-
вливают автоматические компенсаторы.
В условиях работы транспортного средства наиболее
удобны устройства, чувствительные к вязкости топлива
(рис. 186). Компенсатор питается от топливоподкачивающего
206
I
•
Специфику работы си-
стем многотопливного
двигателя определяют по-
ниженная вязкость, плот-
ность и увеличенная сжи-
маемость и испаряемость
легкого топлива.
3
Рис. 186. Автоматический
компенсатор цикловой по-
дачи ТНВД многотоп-
ливного дизеля
Рис. 187. Центробежный се-
паратор для очистки топли-
ва (режим пурификатора)
I
•
Физические свойства тя-
желых топлив, определяю-
щие особенности работы
топливоподающей аппа-
ратуры-это повышенные
вязкость, поверхностное
натяжение, количество
растворенных газов, воды;
химические свойства-вы-
сокая молярная масса, по-
вышенное содержание не-
предельных и ароматиче-
ских углеводородов, серы.
насоса. Золотник 2 обеспечивает постоянство перепада давле-
ний между полостями 1 и 4 независимо от вязкости. От ее ве-
личины зависит зазор 5 у сервопоршня. Винт 3 служит для ре-
гулировки устройства. При увеличении вязкости топлива
меняется соотношение между величинами гидравлических со-
противлений винта 3 и зазора 5 в сторону увеличения послед-
него: потери трения растут быстрее потерь вихреобразования.
При этом сервопоршень поднимается, сдвигая упор 6 рейки
влево для ограничения ее хода.
Следует отметить еще одну особенность работы многото-
пливного двигателя. Если при а = 1 температура воспламенения
горючей смеси на основе паров дизельного топлива равна
350°С, то для смеси на основе паров бензина она составляет
500°С. Худшая воспламеняемость бензинов и их лучшая испа-
ряемость вызывают при прочих равных условиях значительное
увеличение жесткости сгорания и pz, Положительное влияние
в ускорении воспламеняемости бензинов оказывают присадки
к ним, добавляемые для улучшения смазывания прецизионных
пар. Снижение dp/dtp и pz обеспечивают регулировкой ТНВД на
более позднее впрыскивание. Для многотопливного двигателя
необходима некоторая компромиссная регулировка. Возможно
применение муфт опережения. Автоматические устройства из-
менения 0 в зависимости от сорта топлива не получили
распространения.
Особенности топливных систем при использовании тяжелых
и сернистых топлив. Попытки использования тяжелых топлив
в дизелях со специально неподготовленной топливной аппара-
турой приводят к уменьшению цикловой подачи, росту нагру-
зок в приводе ТНВД, плохому распыливанию, повышению
dp/dtp, де, быстрому выходу из строя элементов топливной си-
стемы вследствие изнашивания коррозии и закоксовывания.
Существующая топливная аппаратура не приспособлена для
работы на топливах с содержанием механических примесей (до
1%), асфальтосмолистых веществ, воды (до 2%), какими
являются тяжелые топлива. Поэтому в подготовку топлива
обязательно включают его очистку от механических примесей
(кларификацию) и воды (пурификацию) в отстойниках, центро-
бежных сепараторах и контактных фильтрах. На рис. 187 пред-
ставлен центробежный сепаратор для очистки топлива. В кор-
пусе 1 вращается ротор с рядом конических перфорированных
дисков 2, число которых доходит до 100, а расстояние между
ними равно 1-2 мм. Если сепаратор работает в режиме клари-
фикатора, то грязь скапливается у боковой стенки. При дости-
жении слоем грязи высоты а сепаратор запирается и требуется
его очистка. В режиме пурификатора он может работать не-
прерывно. Все шире внедряют заменяющие сепараторы и даже
фильтры самоочищающиеся фильтрационные установки, обес-
печивающие тонкость отсева примесей до 5 мкм. Улучшить
фильтрацию и уменьшить потери горючих составляющих по-
зволяет гомогенизация топлива.
Для топлив судовых дизелей широко распространены при-
садки. Стабилизирующие присадки противодействуют образо-
ванию в длительно используемом топливе нерастворимого
осадка, засоряющего фильтры и форсунки. Даже если будет
обеспечено хорошее распыливание тяжелого топлива, вслед-
207
ствие его относительно низкой испаряемости наблюдается
большая задержка воспламенения и жесткость сгорания. В ка-
честве присадок (интенсификаторов горения) используют пере-
носчики кислорода - быстровоспламеняющиеся органические
соединения или окислители. Применяют также антинагарные
и антиизносные присадки, а в сернистых топливах-антикорро-
зионные присадки - ингибиторы. Доля специализированных
и многофункциональных присадок может составлять до 1%.
Вследствие их недостаточной диффузионной способности вве-
дение их в линии низкого давления осуществляют в смесителях
с подачей из специального бака с использованием электропри-
вода или сжатого воздуха.
Существенное изменение в процессы топливной системы
вносит высокая вязкость тяжелых топлив (см. рис. 120). Она за-
трудняет прокачку всей системы, очистку топлива, наполнение
надплунжерной полости, истечение через распылитель, дробле-
ние струи. Нагрев топлива для ее уменьшения начинают с рас-
ходного бака, в который помещают змеевик - теплообменник.
Используют также специальный регулируемый подогреватель,
устройства для подогрева трубопроводов низкого и высокого
давления (рис. 188).
Для обогрева применяют насыщенный пар, реже исполь-
зуют электрические нагреватели. Степень подогрева опреде-
ляется исходной вязкостью и вязкостью, необходимой для ра-
боты того или иного элемента системы. Для сепарирования
вязкость должна быть не выше 12-25 мПа-с. для нагнетания
и распыливания-не более 8-15 мПа*с. Однако в некоторых
случаях используют топливо с вязкостью до 40 мПа • с. Верх-
ний предел подогрева, достигающий 80-100°С, уточняют для
данной силовой установки экспериментально. Он ограничен
сложностью организации подогрева, пожарной безопасностью,
плохой термостабильностью топлива и тепловой напряжен-
ностью узлов топливной аппаратуры. Постоянство подогрева
обеспечивают автоматические вискозиметры. Степень автома-
тизации системы подготовки топлива должна соответствовать
классу автоматизации дизеля.
Наилучшие технико-экономические показатели судовой то-
пливной системы обеспечиваются при работе как на дизель-
ном, так и на тяжелом топливе. На дизельное топливо двига-
тель переводят при пуске и перед остановкой, а также при
работе на режимах холостого хода и малых нагрузок. При
остановке двигателя, работающего на тяжелом топливе (в ре-
зультате отсутствия дизельного топлива, аварии), топливная
аппаратура подвергается коррозии. С учетом этого для обеспе-
чения пуска двигателя после остывания системы аппаратуру
снабжают устройствами для прокачки всех ее полостей мало-
вязким топливом.
Характерной особенностью ТНВД, приспособленных для
работы на тяжелых топливах, является возможность обеспече-
ния впрыскивания при давлении до 120-150 мПа. Это связано
как с общей тенденцией к повышению рвтах, так и с ограниче-
ниями снижения вязкости топлив путем подогрева. Высокие да-
вления нагнетания обеспечиваются повышенной жесткостью
корпуса 1 и втулки 4 плунжера (рис. 189). Втулку закрепляют
так, чтобы была разгружена от монтажных деформаций золот-
208
Рис. 188. Схемы подогре
ва трубопроводов:
а-труба в трубе; б-труба
спутник; 1 - труба с топливом
2-труба с паром; 3-теплой
золяция
Рис. 189. Топливный на-
сос фирмы Л’Оранж дизе-
ля ЧН 58/60 (ЛГеф1Л =
= 920 кВт; п = 426 об/мин)
никовая часть при обеспечении жесткости всей конструкции.
Это возможно при закреплении ее вне корпуса фланцем 6. При
этом золотниковая часть не является торцовой, т.е. меньше
подвержена радиальным деформациям, а наличие клапана 5 соз-
дает деформации, обратные вызываемым давлением топлива.
Другим направлением является конструирование втулок не-
подвесного типа с направленным созданием таких деформаций
путем стягивания к оси втулки кольцевого пояска уплотнения
с корпусом клапана (см. рис. 124).
При увеличении зазора плунжерная пара может выдержи-
вать большие тепловые и механические нагрузки, поэтому для
повышения ее надежности, несмотря на очевидное уменьшение
допуска на износ, ТНВД для работы на тяжелых топливах ком-
плектуют плунжерными парами с повышенным (на 30-80%) за-
зором. Увеличение объема впускной полости и циркуляции
топлива способствует не только удалению образующихся
при нагревании топлива газов без снижения наполнения, но
и выравниванию температур прецизионных деталей и уменьше-
нию их тепловых деформаций. Особенно это важно при пере-
ходе от питания дизельным топливом к питанию тяжелым топ-
ливом. В этом случае используют подогрев дизельного
топлива до 60°С. Допускаемый темп нагрева деталей
ТНВД-не более 4° в минуту.
Для обеспечения смазывания плунжера, предотвращения его
коррозии и старения картерного масла от сернистого топлива,
как и в многотопливных системах, применяют сбор топлива
и принудительное смазывание с помощью канавок и каналов
2 и 3 во втулке (см. рис. 189).
Температура форсунки и распылителя при работе на тя-
желых топливах увеличивается вследствие ухудшения сгорания
и применяемого подогрева топлива. Для исключения лакообра-
зования на игле и закоксовывания распыливающих отверстий
температуру отверстия в этом случае ограничивают 180°С.
С другой стороны, сгорающие серосодержащие соединения
образуют ангидриды, а соединяясь с парами воды-серную
и сернистую кислоты. Если распылитель охлаждается ниже
точки росы (малые нагрузки двигателя, интенсивное охлажде-
ние), то на его носике осаждается концентрированная кислота,
вызывая интенсивную коррозию. Поэтому нижним пределом
температуры распылителя считают 120-130°С.
Для поддержания температуры распылителей в узком диа-
пазоне применяют их охлаждение. Использование для этого
нагнетаемого топлива нельзя считать перспективным. Обеспе-
чение минимальной поверхности теплоподвода и макси-
мальных поверхности и коэффициента теплоотдачи со стороны
охлаждения позволяет более точно регулировать температуру
распылителя. Из многочисленных конструкций охлаждаемых
распылителей (ем. рис. 161) наиболее перспективным считают
распылители с напрессованной или приваренной рубашкой:
они имеют небольшие размеры, конструктивно несложны, эф-
фективны. Распространению этих конструкций способствуют
новые разработанные технологические процессы сварки высо-
колегированных сталей. На рис. 190, 191 представлены форсун-
ки для работы на тяжелом топливе. Рубашку 5 распылителя
приваривают электронной сваркой в вакууме. Форсунки имеют
209
Рис. 190. Форсунка фирмы
Брайс
штанги 2 уменьшенной массы, устройства 1 для прокачки тру-
бопровода. Для тепловой защиты распылителя имеются поло-
сти 3 водяного охлаждения, а носик 4 может быть покрыт, на-
пример, пленкой карбида вольфрама толщиной 0,1 мм.
Вследствие увеличения коэффициента подачи системы
и плотности топлива при переходе с дизельного на тяжелое по-
вышается цикловая подача. Сжимаемость горячего тяжелого
топлива равна или несколько меньше, чем сжимаемость ди-
зельного, и фазы впрыскивания почти не меняются. Однако
угол опережения впрыскивания для экономичной работы дви-
гателя устанавливают на 1,5-4° большим оптимального угла
при работе на дизельном топливе. При этом вследствие мень-
шей испаряемости тяжелого топлива может наблюдаться уве-
личение жесткости сгорания, поэтому, как и при использовании
легких топлив, положительный эффект может обеспечивать
двухразовое впрыскивание.
Рис. 191. Охлаждаемая
форсунка типоразмерного
ряда ФД-55
210
§ 10.	Компоновка основных элементов
топливной системы	«
Размещение основных элементов топливной системы зави-
сит от типа двигателя. Компоновка ТНВД на двигателе опреде-
ляется его типом. Обычно при длине двигателя более 3-4 м
применяют индивидуальные насосы, так как длина трубопрово-
дов высокого давления должна быть минимальной и одинако-
вой. В двигателях меньших размеров для удобства обслужива-
ния системы, компактности и простоты конструкции исполь-
зуют блочные насосы. При этом обычно выбирают Jnjl <
< 30 мм. Индивидуальные насосы располагают вдоль остова
между толкателями привода газораспределения или на спе-
циальной полке. Привод их чаще всего осуществляют от рас-
пределительного вала. Блочные насосы обычно компонуют на
боковой стороне двигателя в противоположной стороне от ма-
ховика, на торце или в развале V-образного блока.
Привод ТНВД с собственным кулачковым валом осущест-
вляют через муфты, позволяющие компенсировать погрешно-
сти установки, регулировать угол опережения впрыскивания
(рис. 192). Используют также муфты со шлицевой втулкой
и т. д. Регулирование 0 осуществляется перемещением кулачков
1 в серповидных пазах левой полумуфты 2. Муфта с кар-
данным валом позволяет передавать больший крутящий мо-
Рис. 192. Неавтоматиче-
ские муфты привода
ТНВД:
«-кулачковая; б-с	кар-
данным валом
Рис. 193. Автоматическая
центробежная муфта опере-
жения впрыскивания топ-
лива
мент, причем карданный вал 3 может быть заменен короткими
штампованными или литыми вставками.
Все большее число ТНВД снабжают муфтами опережения,
позволяющими увеличивать угол опережения впрыскивания
при повышении частоты вращения (рис. 193). Муфта имеет
обойму 8, соединяющую фланец 6 со ступицей 7 винтовыми
шлицами соответственно левого и правого направления. Фла-
нец 6 свободно установлен на переднем конце ступицы, разме-
щенной на кулачковом валу насоса и закрепленной гайкой 4.
С приводным валом фланец 6 соединяется торцовыми кулачка-
ми 5. При увеличении и грузы 3 на оси 2 расходятся, и обойма
8 смещается влево, преодолевая усилие пружины 1 и развора-
чивая ступицу 7 относительно фланца 6.
Аналогичные муфты с кулачковыми, эксцентриковыми ис-
полнительными элементами получают широкое распростране-
ние благодаря большей несущей способности. Для демпфиро-
вания колебаний муфты ее заполняют маслом. Наличие муфты
увеличивает равномерность вращения кулачкового вала.
Поскольку усилия центробежных элементов часто оказы-
вается недостаточно для перестановки муфты опережения, воз-
211
Рис. 194. Автоматическая
муфта опережения впры-
скивания с гидроусилите-
лем
никает необходимость во введении усилителя. На рис. 194
представлена муфта с гидроусилителем. На шестерне 1 приво-
да установлен корпус 2 центробежного регулятора. Грузы
3 воздействуют на золотник 4, а сервопоршень 7 с натягом
установлен на втулке 9, на наружной и внутренней поверхности
которой нарезаны винтовые шлицы различного направления.
Из циркуляционной системы двигателя в выточку А поступает
масло и далее через каналы Б и В в полость Г. С увеличением
частоты вращения грузы, преодолевая усилие пружины 5, пере-
мещают золотник 4 вправо. При этом открывается канал Д9
и масло поступает к сервопоршню 7, заставляя его сдвигаться
вправо, преодолевая усилие пружин 6 и разворачивая вал 8 от-
носительно шестерни 1. Смещение сервопоршня прекращается
при перекрытии канала Д. Автоматические муфты изменяют
0 до 6-9°.
Для изменения угла опережения впрыскивания в зависимо-
сти от температуры окружающего воздуха применяют муфты,
аналогичные изображенной на рис. 195. Втулка 2 соединяет по-
лумуфту 1 вала привода, имеющую прямые шлицы, с полумуф-
той 3 вала ТНВД, имеющей винтовые шлицы. Шайба 5 свобод-
но установлена на валу и имеет napyl выступов, входящих
в одну из пар пазов штампованного фланца 4. В результате
разности глубины пазов втулка занимает различное осевое по-
ложение, а соединяемые валы-различное относительное угло-
вое.
При конструировании всех типов муфт обращают внимание
на жесткость соединения, так как в противном случае значи-
тельно ухудшается впрыскивание.
Компоновка форсунок на дизеле весьма разнообразна и за-
висит в первую очередь от способа смесеобразования, а также
от числа клапанов на цилиндр, особенностей конструкций го-
ловки цилиндра, возможности охлаждения сопряженных с фор-
сункой поверхностей, удобства монтажа и т.д.
212
Рис. 195. Сезонная муфта
опережения впрыскивания
Рис. 196. Форма гнезд под
форсунки:
а-уплотнение по плоскости;
б-по конусу
При размещении форсунки в гнезде головки цилиндров ее
тщательно центрируют для обеспечения гарантированного
малого, но равномерного по периметру зазора между распыли-
телем и соответствующим отверстием в головке. Концентрич-
ность обеспечивается пояском D (рис. 196), а иногда и приле-
гающим к отверстию под распылитель конусом. Он же служит
и для уплотнения форсунки. В первом исполнении уплотнение
осуществляют по торцовой поверхности Б. В этом случае обя-
зательно используют медную прокладку. Она имеет специаль-
ную форму для надежного уплотнения при малых усилиях за-
тяжки элементов крепления форсунки для предотвращения
деформаций форсунки. С той же целью неперпендикулярность
поверхности Б к оси центрирующей поверхности не допускает-
ся более 0,1 мм. При конусном исполнении биение поверхности
В относительно D не должно быть более 0,05 мм.
В дизелях с неразделенными камерами сгорания форсунку
часто располагают центрально, что обеспечивает лучшие усло-
вия смесеобразования. Однако в головках с двумя клапанами
это приводит к уменьшению их диаметра и ухудшению усло-
вий охлаждения, поэтому в этом случае форсунку часто сме-
щают от центра. Наклонное расположение форсунки облегчает
общую компоновку головки и ее сборку. При этом предусма-
тривают угловую фиксацию форсунки в ее гнезде.
В дизеле с противоположно движущимися поршнями для
предотвращения деформации зеркала гильзы цилиндра форсун-
ку устанавливают в специальный адаптер. В вихрекамерных ди-
зелях форсунку размещают в противоположной относительно
жаровой вставки стороне вихревой камеры, при этом струя
топлива почти перпендикулярна воздушному потоку. В предка-
мере форсунку располагают центрально или с небольшим сме-
щением на ее дальней от цилиндра стороне. Гнездо под фор-
сунку может быть образовано как обработкой литейной
выемки, так и запрессованной втулкой, часто с внешней сто-
роны омываемой охлаждающей водой. Установочные втулки
применяются также в головках, отлитых из алюминиевых
сплавов.
Нагнетательные трубопроводы и их соединения должны
обеспечивать герметичность при давлениях, превышающих
в 1,5 раза рабочие, обладать долговечностью, равной времени
213
работы дизеля до капитального ремонта, иметь минимальный
объем внутренней полости и максимальную жесткость. Вну-
тренний диаметр трубопровода в выполненных конструкциях:
(/тр = 2мм при ^пл^Юмм; JTp = 2,5 —2,6 мм при ^пл =
= 11^-14 мм; </тр = Змм при dnJl = 15 — 20 мм; dTp = 3 +
-I- 0,218 (^пл — 20) мм при ^пл > 20 мм. Допуск на JTp в авто-
тракторных системах составляет ± 0,05 мм, в остальных
±0,15 мм и более. На дизель должны устанавливаться трубо-
проводы с объемом и пропускной способностью, отличающей-
ся не более чем на 5%. Трубопроводы изготовляют используя
толстостенные бесшовные трубки из сталей 10, 20, 15Х. Соеди-
нение трубопроводов может быть с высаженным, приваренным
или припаянным наконечником, с накидной или упорной гай-
кой (рис. 197). Типы соединений и их размеры стандартизо-
ваны. Высаженный наконечник применяют обычно на трубо-
проводах с наружным диаметром до 10 мм. Для обеспечения
надежности соединения крупные трубопроводы иногда изгото-
вляют сверлением из прутка. Для повышения ресурса трубо-
проводы и наконечники полируют. Положительные результаты
дает устранение их вибраций путем схватывания крепежными
планками.
К трубопроводам низкого давления предъявляют менее
жесткие требования: их изготовляют из меди, латуни и стали,
а при мягкой подвеске двигателя используют гибкие шланги.
Соединение осуществляют с помощью ниппелей; внутренний
диаметр их выбирают из условия обеспечения скоростей топ-
лива 0,5-4 м/с.
Топливные фильтры не связаны с каким-либо приводом, по-
этому их устанавливают с учетом общей компоновки двигате-
ля, укорочения линии низкого давления и удобства обслужива-
ния. Фильтры подбирают к дизелю в соответствии с расходом
топлива, допустимыми падением давления и временем работы
без обслуживания. Современные фильтры обеспечивают полно-
ту отсева примесей 99-99,6% при тонкости фильтрации до
1-5 мкм. Для удобства компоновки и обслуживания фильтры
часто сдваивают; при последовательной работе они имеют раз-
личную тонкость отсева.
Если ТНВД блочный, секционный или распределительный,
подкачивающий насос компонуется вместе с ним и приводится
от его вала. Для среднеоборотных двигателей характерен при-
вод от распределительного или коленчатого вала. Автономный
электропривод и отдельную от двигателя компоновку приме-
няют в крупных судовых дизелях.
§ 11.	Особенности работы
топливоподающей аппаратуры
с золотниковым дозированием
на неустановившихся режимах
Последовательные цикловые подачи топлива в цилиндр при
работе двигателя на неустановившемся режиме осуществляют-
ся при изменяющихся между впрыскиваниями положении рей-
ки и угловой скорости кулачкового вала топливного насоса, да-
влении и температуре газов в цилиндре, тепловом состоянии
систем двигателя. В связи с этим изменяются условия для ка-
214
6)	г)
Рис. 197. Соединения на-
гнетательных трубопрово-
дов:
а и б-с высаженными нако-
нечниками ; в и г - с при-
паянными наконечниками
I
Сходственными цикла-
ми установившихся и не-
установившихся режимов
работы двигателя назы-
ваются циклы, осущест-
вляемые при одних и тех
же (средних за время ци-
кла) положениях рейки то-
пливного	насоса
и угловых скоростях ко-
ленчатого вала.
I
•
Объем нагнетательного
трубопровода включает
объемы трубопровода, ка-
налов в штуцере, корпусе
форсунки и распылителя.
\
I
•
Возможное относитель-
ное уменьшение подачи
топлива в сходственных
циклах переходного режи-
ма-одна из причин недо-
статочно интенсивного на-
растания эффективного
крутящего момента двига-
теля.
ждого процесса топливоподачи, что влияет на значение оста-
точного давления топлива в нагнетательном трубопроводе,
являющегося начальным для последующего впрыскивания, осу-
ществляемого, в свою очередь, при других условиях. Это да-
вление отличается от постоянного начального давления топ-
лива в циклах сходственного установившегося режима, осу-
ществляемых при неизменных условиях процессов топливопо-
дачи. Различие в значениях начального давления топлива
предопределяет и различие в фазах впрыскивания, качестве рас-
пыливания и в величине цикловых подач топлива в сход-
ственных циклах неустановившегося и установившегося режи-
мов.
Величину цикловой подачи топлива дпк Для сходственных
циклов неустановившегося и установившегося режимов работы
дизеля можно определить из уравнения массового баланса
топлива, находящегося в объеме нагнетательного трубопрово-
да 7тр в' процессе топливоподачи,
9 к - 1 + 9плк = Яцк + 9отск + 9к>	(77)
где gk-i и gk-количество топлива в нагнетательном трубопро-
воде соответственно до и после впрыскивания;
9илк~ количество топлива, поданного плунжером топливного
насоса в нагнетательный трубопровод в к-м цикле топливопо-
дачи; дотск - количество топлива, вытекающего в отсечную по-
лость насоса в /с-м цикле топливоподачи.
В циклах fc-ro установившегося режима при постоянстве
остаточного (начального) давления в нагнетательном трубо-
проводе ДО и после впрыскивания (рОстк-1 = Рнк = Ростк) количе-
ство топлива в объеме нагнетательного трубопровода также
остается без изменения, т.е. gk-i= 9к = Рт ^трФтРостк + 1 >•
В соответствии с уравнением (77) выражение для цикловой
подачи топлива принимает вид
9цк = 9плк ~~ 9отск = 0пл&(1 — 9отск /Уплк) = £7пл&Л
или
9цк =Упл^пл.актЛРт5
где /пл и ^пл.акт - соответственно площадь поперечного сечения
и активный ход плунжера.
Цикловую подачу в к-м сходственном цикле неустановивше-
гося режима д^к (где «н»-индекс цикла неустановившегося ре-
жима) можно выразить через цикловую подачу установившего-
ся режима, полагая, что для сходственных циклов в первом
приближении дплк = 9плк и дотск = 9отск- Тогда уравнение (77)
принимает вид
9и,к = 9цк + Рт^тррт (Рнк ~ Ростк)-	(78)
Изменение подачи топлива в сходственном цикле неустано-
вившегося режима, как следует из выражения (78), может про-
исходить в результате изменения количества топлива, находя-
щегося в нагнетательном трубопроводе до окончания впрыски-
вания и после него. Цикловая подача может быть больше,
меньше или равна цикловой подаче сходственного цикла уста-
215
повившегося режима. По экспериментальным данным, разница
в подачах может составлять до ± 22% (рис. 198).
На рис. 198,6 показано изменение цикловых подач топлива
при последовательных впрыскиваниях в цилиндр двигателя
6ЧН 15/18 в начале переходного режима приема нагрузки по-
сле выхода рейки топливного насоса на упор. Для рассматри-
ваемого случая уменьшение цикловых подач топлива по срав-
нению со сходственными циклами установившихся режимов
составляет до 10%, а увеличение-до 5,5%.
Как следует из выражения (78), цикловая подача топлива на
неустановившемся режиме работы двигателя зависит от соот-
ношения начального и остаточного давлений в нагнетательном
трубопроводе. Для увеличения цикловой подачи необходимо
повысить остаточное давление предшествующего цикла топли-
воподачи. При неизменном положении рейки топливного насо-
са и его регулировки это можно осуществить вспомогательным
устройством, вводящим в нагнетательный трубопровод между
очередными впрыскиваниями дополнительное количество
топлива под давлением, превышающим остаточное. Начальное
давление топлива в нагнетательном трубопроводе перед
очередным впрыскиванием, таким образом, создается независи-
мо от величины остаточного давления, обусловленного зависи-
мостью между процессами топливоподачи и изменением давле-
ния газов в цилиндре в предшествующем рабочем цикле.
Повышение начального давления перед впрыскиванием при
постоянном активном ходе плунжера уменьшает его долю на
сжатие топлива в нагнетательном трубопроводе, увеличивает
угол опережения, среднее и максимальное давления впрыскива-
ния, цикловую подачу топлива. Это позволяет при неизменной
цикловой подаче (обеспечивают уменьшением активного хода
плунжера) влиять на качество распыливания и продолжитель-
ность впрыскивания. Независимость начального давления
топлива от остаточного дает возможность использовать нагне-
тательные клапаны с большей разгружающей способностью,
что также сокращает продолжительность процесса впрыскива-
ния и обеспечивает более резкое его окончание. Все это способ-
ствует улучшению процессов смесеобразования и сгорания
топлива в цилиндре двигателя, повышению мощности и эконо-
мичности его работы.
Топливные системы с созданием начального давления в на-
гнетательном трубопроводе перед очередным процессом впры-
скивания специальными конструктивными средствами, незави-
симо от величины остаточного давления топлива, получили
наименование топливных систем с регулируемым начальным
давлением (РНД) (рис. 199). Начальное давление в нагнета-
тельном трубопроводе 3 создается при поступлении в него ме-
жду впрыскиваниями топлива под высоким давлением через
обратный клапан 4 и распределитель 5 топлива из гидроакку-
мулятора 7. Необходимое давление в гидроаккумуляторе под-
держивается с помощью топливного насоса 8 гидроаккумуля-
тора и регулятора давления 6, исполнительным элементом
которого является золотник, перекрывающий сливное отвер-
стие. Топливный насос 8 гидроаккумулятора и распределитель
топлива 5 кинематически связаны с кулачковым валом топлив-
ного насоса двигателя. В качестве задающего параметра для
216
1100 1200 1300 Мб/мин
6)
Рис. 198. Цикловая пода-
ча топлива в сходственных
циклах переходного режи-
ма приема нагрузки:
а-в период движения рейки
(дизель 6ЧН 25/34); б-после
выхода рейки на упор (дизель
6ЧН 15/18); 1 -6-последова-
тельность впрыскиваний
в первый цилиндр
I
№
Возможное чередование
повышенных и пони-
женных цикловых подач
топлива в последова-
тельных циклах переход-
ного режима повышает не-
равномерность работы
цилиндров двигателя, ви-
брацию и уровень шума.
I
Рис. 199. Схема топлив-
ной системы с регули-
руемым начальным давле-
нием:
1 - топливный насос; 2 - фор-
сунка ; 3 - нагнетательный
трубопровод; 4 -обратный
клапан; 5-распределитель
топлива; 6-регулятор давле-
ния топлива; 7-гидроаккуму-
лятор; S-топливный насос
гидроаккумулятора; I - VI -
номера плунжерных секций
топливного насоса
регулятора давления используют перемещение рейки топливно-
го насоса, частоту вращения коленчатого вала, давление надду-
вочного воздуха рк или их комбинации.
Элементы системы РНД могут быть скомпонованы в кор-
пусе топливного насоса двигателя. В этом случае для создания
давления в гидроаккумуляторе применяют или дополнитель-
ную плунжерную секцию, либо модернизируют плунжерные
пары, обеспечивающие (наряду со своей основной функцией)
ввод и повышение начального давления топлива в нагнетатель-
ном трубопроводе перед очередным впрыскиванием. Возможно
использование волн разрежения, возникающих в нагнетатель-
ном трубопроводе после отсечки подачи топлива, а также дру-
гих явлений.
Относительное изменение подачи топлива в сходственных
циклах определяется из выражения
9цк ~ дцк/вцк — 1 + РтКр(Рнк “ Рост#с)/(/пл^пл.актЛ)-
При равных перепадах между начальным и остаточным да-
влением топлива величина дцк зависит от соотношения между
объемами нагнетательного трубопровода и цикловой подачи
топливной системы без РНД на заданном режиме работы.
При уменьшении активного хода плунжера (уменьшение на-
грузки) возрастает. Влияние угловой скорости коленчатого
вала на дцк определяется значением т|. Для выполненных си-
стем двигателей автотракторного типа с номинальной цикло-
вой подачей 0,05-0,5 см3 отношение РТр/(Лл^пл.акт) лежит
в пределах 20-95, остаточное давление составляет 1,5-10 МПа,
коэффициент подачи т| — 0,8 4- 0,85, коэффициент сжимаемости
дизельного топлива ру = (1,5ч-10)10 “ 10 Па " \ Для рассматри-
217
ваемых условий изменение дпк на 1 МПа перепада давлений
топлива в нагнетательном трубопроводе может составлять от
2 до 10%.
Сложность зависимости между многочисленными фактора-,
ми, определяющими протекание процессов смесеобразования
и сгорания, не позволяет рассчитать значение рн> обеспечиваю-
щее оптимальную экономичность или увеличение эффективно-
го крутящего момента на том или ином режиме работы двига-
теля. Поэтому величину рн определяют экспериментально
(рис. 200), с учетом допустимых параметров рабочего процесса,
установленных для работы двигателя с серийной системой то-
пливоподачи и появления подвпрыскиваний. Последние могут
быть устранены при увеличении разгружающей способности
нагнетательного клапана. В этом случае возможно повышение
рн до значений, близких к давлению начала впрыскивания иглы
форсунки.
Использование топливной системы с РНД при работе дви-
гателя на неустановившихся режимах обеспечивает, по сравне-
нию с исходной системой, более интенсивное нарастание эф-
фективного крутящего момента, сокращение длительности
переходных режимов и расхода топлива за время их осущест-
вления. По экспериментальным данным, возможно сокращение
длительности переходных режимов приблизительно на 40-45%,
а приведенного эффективного расхода топлива-на 10%.
В условиях установившихся режимов топливные системы
с РНД позволяют повысить примерно на 25% номинальную
мощность, на 10-15% коэффициент приспособляемости, расши-
рить скоростной диапазон устойчивой работы двигателя, сни-
зить на 8-10% удельные расходы топлива. Одновременно улуч-
шается равномерность цикловых подач топлива по цилиндрам
и снижается минимальная устойчивая частота вращения колен-
чатого вала двигателя.
В ТНВД комбинированных двигателей с газовой связью
турбокомпрессора с поршневой частью при работе на неуста-
новившихся режимах применяют регулируемые ограничители
максимальной подачи топлива. Эти устройства автоматически
уменьшают цикловую подачу топлива в цилиндр при недоста-
точном давлении наддува, предотвращая тем самым чрезмер-
ное дымление и способствуя сокращению расхода топлива при
работе на переходном режиме. Время переходного режима
в этом случае увеличивается. Регулируемые ограничители мак-
симальной подачи топлива часто называют ограничителями
дымности или пневмокорректорами. Принципиальная схема
регулируемого ограничителя максимальной подачи топлива
показана на рис. 201. Максимальное перемещение рейки то-
пливного насоса определяется деформацией пружины под дей-
ствием давления наддува на мембрану 2. Эффективную пло-
щадь мембраны и жесткость пружины пневматического огра-
ничителя максимальной подачи топлива рассчитывают на
допустимую при работе на переходном режиме величину сни-
жения коэффициента избытка воздуха по сравнению с его зна-
чением при работе двигателя на номинальном установившемся
режиме.
Рис. 200. Внешние ско-
ростные характеристики
дизеля 6ЧН 15/18 при ра-
боте на переходном режиме
разгона:
-------топливная система
с регулируемым начальным
давлением;----серийная то-
пливная система
Рис. 201. Схема регули-
руемого ограничителя мак-
симальной подачи топлива
по давлению наддува:
1 - корпус;	2 - мембрана;
3 - пружина ограничителя;
4-рычаг; 5-рейка топливно-
го насоса;6- пружина регуля-
тора; 7-рукоятка управления
двигателем; 8-регулятор ча-
стоты вращения
ГЛАВА
ТОПЛИВНЫЕ СИСТЕМЫ
И СИСТЕМЫ ВОСПЛАМЕНЕНИЯ
ГОРЮЧЕЙ СМЕСИ ГАЗОВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
I
•
При снабжении базово-
го двигателя унифициро-
ванными комплектами ди-
зельной и газовой топлив-
ной аппаратуры с взаимо-
заменяемыми основными
узлами, а также системой
электрического зажигания
в условиях эксплуатации
возможно быстрое его
конвертирование с жидко-
го топлива на газообраз-
ное и наоборот.
§ 1.	Топливные системы газовых
двигателей
Газовые двигатели, за исключением газомотокомпрессоров,
обычно создают на базе серийно выпускаемых двигателей, ра-
ботающих на жидком топливе. При конвертировании (перево-
де) на газообразное топливо серийного двигателя его основные
узлы и детали остаются без изменения. Главное отличие газо-
вой модификации двигателя от его базовой модели состоит
в системах топливоподачи, воспламенения горючей смеси и ре-
гулирования. Требования, предъявляемые к этим системам, за-
висят от назначения газового двигателя и качества газообраз-
ного топлива.
В газовой модификации дизеля, предназначенной для ра-
боты только на газообразном топливе, вместо дизельной то-
пливной системы используется система подвода газа к двигате-
лю и в цилиндры и система электрического зажигания.
В соответствии с качеством используемого газа в случае необ-
ходимости уменьшают степень сжатия для обеспечения безде-
тонационного сгорания газообразного топлива. Степень сжа-
тия в высокооборотных двигателях снижается до 8-12,
в малооборотных-до 6-9. Для этого заменяют поршни, крыш-
ки цилиндров или головки. При снижении степени сжатия мощ-
ность газовой модификации по сравнению с базовым двигате-
лем уменьшается.
Схема системы подачи топлива газового двигателя
16ГДПН 23/(2 х30)(61 ГА) (рис. 202), расположенной непос-
редственно на двигателе, состоит из трех подсистем: подвода
газа в цилиндры, подвода газа в форкамеры, питания газом
при пуске и переходе на режим холостого хода.
При рабочем режиме газ подводится в цилиндры из маги-
страли 1, где газ находится под давлением 0,6 МПа, через от-
крытый пусковой клапан 2 трубопровода 5 цилиндрового газа,
трубки 8 подвода газа к цилиндрам, дозаторы 9, газовпускные
клапаны 12, газовые форсунки 13. Горючая смесь воспламе-
няется свечой зажигания 10. Открытие и закрытие газо-
впускных клапанов производится приводом от распредели-
тельных валов 11 двигателя. Площадь проходного сечения
газовпускного клапана значительно больше площади, которая
требуется для впуска в цилиндр необходимого количества газа,
определяемого нагрузкой двигателя. В дозаторе 9 расположено
профилированное отверстие, площадь проходного сечения ко-
219
торого регулирует золотник, связанный поводком 7 тяги 6 с ре-
гулятором скорости 4,
Газовпускной клапан служит запирающим органом, опреде-
ляющим фазы подачи газа в цилиндр, а количество подаваемо-
го в цилиндр газа регулируется золотником посредством изме-
нения проходного сечения профилированного отверстия
в дозаторе. При изменении нагрузки частота вращения колен-
чатого вала двигателя меняется, но регулятор 4, отрегулиро-
ванный на заданную частоту вращения, передвинет тягу доза-
торов так, что количество проходящего через них газа
изменится, и заданная частота вращения восстановится. То же
произойдет при изменении заданной частоты вращения путем ди-
станционного воздействия на усилие затяжки пружины регуля-
тора.
Газ, подводимый к форкамерам /4, поступает из топливопо-
дающей магистрали 1 к редуктору-регулятору 18, который под-
держивает давление газа в трубопроводе 17, обеспечивающее
оптимальный состав смеси в форкамерах при всех рабочих ре-
жимах, а также при пуске и работе на режиме холостого хода.
Давление газа на выходе из редуктора составляет
Рис. 202. Схема системы
подачи топлива газового
двигателя 16ГДПН
23/(2 х 30)
220
I '
Газовые двигатели с за-
жиганием от факела жид-
кого топлива работают
в основном за счет те-
плоту, выделяемой при
сгорании газообразного
топлива, и частично за
счет теплоты, выделяемой
при сгорании жидкого
топлива. Поэтому рабо-
чий цикл таких двигателей
называют газожид-
костным, а двигатели-га-
зожидкостными.
I
•
Существенным недо-
статком газожидкостных
двигателей по сравнению
с газовыми является необ-
ходимость использования
жидкого топлива.
0,07-0,27 МПа и зависит от давления воздуха в воздушном ре-
сивере двигателя. При повышении давления воздуха клапан ре-
дуктора-регулятора открывается на большую величину и да-
вление на выходе увеличивается. Из трубопровода 17 газ по
трубопроводам 16 поступает к установленным на форкамерах
автоматическим клапанам 15. Когда сила от давления газа на
входе в автоматический клапан преодолевает силу от давления
газов на клапан внутри цилиндра и пружины, клапан откры-
вается и в форкамеру через калиброванное отверстие поступает
необходимое количество топлива. При возрастании давления
газов в цилиндре клапан закрывается.
При пуске в цилиндры подается сжатый воздух, подво-
димый одновременно через штуцер 3 к пусковому клапану 2,
который перекрывает основной вход газа в трубопровод 5. Газ
под давлением 0,03-0,04 МПа поступает в трубопровод 5 лишь
через пусковой редуктор-регулятор 19. Дозаторы 9 при пуске
под действием регулятора скорости 4 открыты полностью,
и количество газа, поступающего в цилиндры, регулируется ре-
дуктором-регулятором 18. После пуска двигателя и достижения
заданной частоты вращения прекращается подача сжатого воз-
духа в цилиндры и к пусковому газовому клапану. Последний
открывается, и подачу газа в цилиндры начинают регулировать
дозаторы.
Газовая модификация дизеля, способного работать и на
жидком топливе, создается путем дополнительного оборудова-
ния базового дизеля системой для ввода газа в цилиндр в со-
ответствии с применяемым способом смесеобразования. Газо-
воздушная смесь при работе на газообразном топливе воспла-
меняется от горящего факела жидкого топлива, впрыскиваемо-
го в небольших количествах в газовоздушную смесь в конце
такта сжатия. Процесс образования горючей смеси из паров
топлива и воздуха протекает так же, как и в дизелях, работаю-
щих только на жидком топливе.
Газожидкостные двигатели могут работать при любых от-
ношениях количества газа к количеству жидкого топлива.
Переход с одного вида топлива на другой происходит без оста-
новки двигателя. Ввиду более высокой стоимости жидкого
топлива его количество стремятся свести к минимуму. Газо-
жидкостные двигатели для обеспечения их пуска на одном жид-
ком топливе имеют степени сжатия не ниже 11. Более высокие
степени сжатия (до 18) применяют для высокооборотных дви-
гателей. В случае использования высококалорийных газов дви-
гатель развивает номинальную или большую, чем базовый,
мощность; при применении низкокалорийных газов мощность
снижается на 5-10%.
Газожидкостные двигатели эффективны при использовании
их в качестве главных двигателей на судах, перевозящих газ
в сжиженном виде. Ежедневно количество испарившегося пере-
возимого газа вследствие естественного нагрева составляет
0,3-0,5%. Во избежание повышения давления в баках пары газа
из них должны удаляться. Удаляемое количество газа пример-
но на 70% удовлетворяет потребность главных судовых двига-
телей в топливе.
Газовые модификации автомобильных бензиновых двигате-
лей, предназначенные для работы только на газообразном то-
221
пливе, в зависимости от его качества могут развивать мощ-
ность, большую, чем у базового двигателя. Достигается это
путем повышения степени сжатия, допускаемой более высокой
детонационной стойкостью газообразных топлив (октановые
числа 90-110). Для уменьшения объема камеры сгорания порш-
ни заменяют новыми, имеющими большую высоту, или ставят
головки с меньшим объемом пространства сгорания. В зависи-
мости от детонационной стойкости газообразного топлива сте-
пень сжатия может быть повышена до 10-12.
Для улучшения наполнения цилиндров на двигателе устана-
вливают необогреваемые впускные трубопроводы, специальные
газосмесительные устройства и подбирают оптимальные фазы
газораспределения.
При осуществлении этих конструктивных мероприятий даже
в случае работы двигателя на низкокалорийных газах мощ-
ность двигателя составляет 90-95% мощности, которую разви-
вает двигатель при работе на бензине, а при применении высо-
кокалорийных газов возможно увеличение мощности на
20-25%.
Более широкие пределы воспламеняемости газовоздушных
горючих смесей позволяют использовать обедненные горючие
смеси на частичных нагрузках, что улучшает топливную эконо-
мичность двигателя.
Для газовых модификаций автомобильных бензиновых дви-
гателей обычно предусматривают резервную систему питания,
обеспечивающую кратковременную работу двигателя на бензи-
не в случае израсходования (до момента заправки) газового
топлива. Октановое число бензина должно обеспечить бездето-
национную работу двигателя при повышенной по сравнению
с базовой моделью степенью сжатия. При переводе на газо-
образное топливо без изменения степени сжатия (малоэффек-
Рис. 203. Двухтопливная
система питания двигате-
ля, работающего на сжа-
том природном газе и бен-
зине:
/ баллон для газа; 2, 4
и 5-соответственно рас-
ходный, заправочный и маги-
стральный вентили; 3 - трубо-
провод высокого давления;
6 - фильтр;	7 - манометр;
8 -газовый редуктор; 9
и 10-электромагнитные кла-
паны пускового и запирающе-
го устройств редуктора;
11 - подвод разрежения в раз-
грузочное устройство редук-
тора; 12 - трубопровод низко-
го давления; 13 и 14- шланги,
соединяющие подогреватель-
ное устройство редуктора
с системой охлаждения двига-
теля ; 15 и 16 - регулировочные
устройства выходного дав-
ления и количества газа пос-
ле ступени III редуктора;
17 - карбюратор - смеситель;
18 - электромагнитный запи-
рающий клапан для бензина;
19-подвод бензина от бензо-
насоса к электромагнитному
клапану;	20 - электрический
коммутатор; 21 - электромаг-
нитные цепи управления;
22-ключ зажигания; 23-ак-
кумуляторная батарея;
24-катушка зажигания; Д, В,
В-полости ступеней I, II, Ш
редуктора; Г и Д-полости
разгрузочного и подогрева-
тельного устройств
222
тивный вариант) в резервной системе используют тот же бен-
зин, что и для базового двигателя. Система резервного питания
состоит из простейшего карбюратора, бензинового насоса
и топливного бака небольшой вместимости (10 л).
Двухтопливная система питания двигателя, работающего на
сжатом природном газе и бензине, представлена на рис. 203.
Особенность двухтопливной схемы питания-трехступенчатый
обогреваемый газовый редуктор 8 и электромагнитные цепи
управления 21 пусковыми и запирающими устройствами редук-
тора, включенные в систему электрического зажигания двигате-
ля.
§ 2.	Конструкция и расчет устройств
для ввода газа в цилиндры двигателя
|
Условия смесеобразова-
ния в газовых двигателях
(одинаковое агрегатное
состояние и высокие ско-
рости смешения компо-
нентов) обеспечивают от-
сутствие сажи и значитель-
но . меньшее количество
окиси углерода в продук-
тах сгорания, чем у двига-
телей, работающих на
жидком топливе. При
этом моторное масло
меньше загрязняется про-
дуктами неполного сгора-
ния топлива.
Рис. 204. Схемы газовоз-
душных смесителей:
а и б-соответственно с пере-
секающимися и параллельны-
ми потоками воздуха и газа
При внешнем смесеобразовании для приготовления смеси
с целью сохранения конструкции головки или крышки двигате-
ля неизменной используют газовоздушные смесители. На-
ибольшее применение в газовых двигателях получили смесите-
ли с пересекающимися или параллельными потоками воздуха
и газа (рис. 204).
Газовоздушные смесители обеспечивают хорошее смесе-
образование благодаря высоким скоростям воздуха и газа
и обладают малым гидравлическим сопротивлением. Среднюю
скорость газа и воздуха в системах питания газовых двигате-
лей обычно выбирают в пределах 30-65 м/с, скорость газовоз-
душной смеси-на 20-25% меньше скорости воздуха.
Для высокооборотных многоцилиндровых двигателей
малой мощности обычно используют один общий газовоз-
душный смеситель. Для двигателей средней мощности для бо-
лее равномерного распределения нагрузки по цилиндрам
и уменьшения объема горючей смеси перед впускными органа-
ми для уменьшения взрывоопасности применяют индиви-
дуальные смесители, устанавливаемые на каждый цилиндр от-
дельно. Качество горючей смеси регулируют воздушной
дроссельной заслонкой, количество-газовоздушной. Обе за-
слонки расположены в патрубках смесителя.
При расчете индивидуального газовоздушного смесителя
площадь поперечного сечения его выходного патрубка /см вы-
бирают равной площади поперечного сечения воздушного па-
трубка в крышке, а при расчете общего смесителя-площади
поперечного сечения воздушного трубопровода на входе. По
223
объемному расходу горючей смеси Усм определяют среднюю
скорость в выходном патрубке смесителя
WCM = ^см//см,
где Усм = УнТ|и^/(ЗОт); Vh~рабочий объем цилиндра, м3;
Г| у -коэффициент наполнения; п - частота вращения коленчато-
го вала, об/мин; i-число цилиндров, приходящихся на один
смеситель (для индивидуального смесителя i= 1); т-тактность
двигателя.
Давление смеси в пространстве смещения до газовоздушной
дроссельной заслонки
Рем = Р + Ар,
где р-давление на выходе из газовоздушного смесителя;
Ар-падение давления смеси при обтекании газовоздушной
дроссельной заслонки, Ар = ^г.вPcmwcm/2; Рем-плотность газо-
воздушной смеси; £г.в-коэффициент сопротивления газовоз-
душной дроссельной заслонки при полном ее открытии (выби-
рают по опытным данным).
Площадь проходного сечения газового патрубка смесителя
определяют по объемному расходу газа Уг, задаваясь его ско-
ростью wr в рассматриваемом сечении:
fv = Уг/^г 9
Fr=HCM/(l+aL0);
где а-коэффициент	избытка воздуха при сгорании;
Lo- объемное стехиометрическое количество воздуха.
Давление газа рг, необходимое для обеспечения выбранной
выходной скорости газа из газового патрубка, находят из
выражения
wr ~	]/2 (рг ~ Рем) /Рг,
где Кс ~ скоростной коэффициент, Кс = 0,90 0,95;
рг- плотность газа.
Необходимое давление в газовом трубопроводе двигателя
Рг.тр определяют с учетом гидравлических потерь, зависящих
от длины и формы трубопровода, соединяющего газовый тру-
бопровод с патрубком смесителя:
Рг.тр — Рг + Apj ,
где Ар,-уменьшение давления на отдельных участках трубо-
провода.
Давление газа в трубопроводе служит исходной величиной
для расчета и выбора элементов газовой системы (редук-
ционные клапаны, регуляторы, задвижки и т.п.), соединяющей
трубопровод двигателя с источником газа.
Площадь поперечного сечения воздушного патрубка смеси-
теля определяют по объемному расходу воздуха Ув = Исм — Vr
и скорости воздуха, выбираемой на 20-25% больше скорости
смеси в выходном патрубке смесителя. Необходимое давление
воздуха перед воздушной дроссельной заслонкой подсчиты-
вают так же, как и давление газа, учитывая снижение давления
224
Рис. 205. Смесительные
устройства:
а - с подводящим каналом для
газа; б-со специальным кла-
паном ; 1 - впускной клапан;
2-газовый клапан
воздуха при прохождении воздушной дроссельной заслонки
в прикрытом положении, обеспечивающем желаемое обогаще-
ние горючей смеси. Коэффициент сопротивления воздушной
дроссельной заслонки выбирают по опытным данным.
В многоцилиндровых двигателях с индивидуальными смеси-
телями в крышке делают канал для подвода газа к впускному
клапану (рис. 205, а) или устанавливают специальный клапан
смесителя (рис. 205,6).
Площадь /см проходного сечения смесителя
Уем — Fпст / (Немцем ),
где Fn- площадь поршня; ст- средняя скорость поршня;
цсм-коэффициент расхода; цсм = 0,70—0,75.
Секундный объемный расход смеси при полностью откры-
тых проходных сечениях
ЦсмУсМ^СМ = /в^В + Цг/г^Г 9
где /в-площадь проходного сечения для воздуха; цг-ко-
эффициент расхода проходного сечения для впуска газа, цг —
= 0,704-0,75.
Площадь проходного сечения для воздуха при выбранных
значениях wCM, wB, wr
/в = Цсм/см^см /(WB + Wr /@\
где
д = /в/(Цг/г) = Lwr /н’в; L- действительный расход воздуха, не-
обходимый для сгорания 1 м3 газа, м3, L=f3yv3/(\iTfrwT),
225
Площадь проходного сечения для газа /г =/в / (Цг д\
Необходимые перепады давлений в проходных сечениях
подсчитывают по скоростям горючей смеси, газа и воздуха
в соответствующих сечениях.
Наряду с изменениями в конструкции крышки цилиндра,
устанавливают органы регулирования в виде дроссельных ко-
робок или устройств, позволяющих изменить время-сечение
клапана смесителя путем увеличения или уменьшения его хода.
В двигателях с внутренним смесеобразованием, приме-
няемым для исключения потерь газа во время перекрытия
впускных и выпускных органов, газообразное топливо вводится
в цилиндр через специальный газовый клапан, расположенный
на крышке или в цилиндре. Привод газовых клапанов осущест-
вляют механическим или гидравлическим способом. Гидравли-
ческий привод газовыми клапанами обычно осуществляют при
помощи модифицированных топливных плунжерных насосов,
работающих при давлениях до 6 МПа. В качестве рабочей жид-
кости используют картерное масло.
Исходными величинами для расчета площади проходных
сечений газовых клапанов служит расход газа и выбранная его
скорость, среднее давление сжатия в цилиндре за период по-
дачи газа, определяемое по индикаторной диаграмме.
§ 3.	Системы воспламенения
газовоздушной смеси
Как указывалось выше, горючая смесь в газовых двигателях
воспламеняется электрической искрой или горящим факелом
жидкого топлива.
Воспламенение электрической искрой. В газовых модифика-
циях, предназначенных для работы только на газообразном то-
пливе, независимо от принятого способа смесеобразования, го-
рючую смесь воспламеняют электрической искрой. Напряжение
на выходных клеммах индукционных катушек у газовых двига-
телей при давлении сжатия рс < 3 МПа составляет 14-25 кВ,
при рс > 3 МПа-до 30 кВ. Большее по сравнению с системами
зажигания бензиновых двигателей напряжение на электродах
свечи зажигания объясняется более высокой температурой
воспламенения горючих газовоздушных смесей и увеличением
сопротивления искрового промежутка при использовании бо-
лее высоких степеней сжатия. Для сокращения длины проводов
высокого напряжения и, следовательно, потерь в них индук-
ционные катушки устанавливают непосредственно у каждой
свечи зажигания. При этом распределитель импульсов по ци-
линдрам расположен в цепи низкого напряжения независимо
от используемого источника питания системы зажигания. Цепь
низкого напряжения системы электрического зажигания га-
зовых двигателей принципиально ничем не отличается от со-
ответствующей цепи системы зажигания в бензиновых двигате-
лях.
Системы электрического зажигания газовых двигателей,
особенно стационарных, отличаются высокой надежностью,
так как эти двигатели должны длительное время работать без
остановки.
I
•
Калильным зажигани-
ем называется зажигание,
вызываемое посторон-
ним источником теплоты,
обычно - от перегретых
свыше 800°С поверхно-
стей свечи, до момента
возникновения искрового
разряда.
226
I
Свечи зажигания
с малой теплоотдачей на-
зывают «горячими», а
с большой теплоотда-
чей - «холодными».
I
•
К взрывоопасным отно-
сятся помещения, в ко-
торых по условиям техно-
логического процесса воз-
можно образование взры-
вной концентрации горю-
чих газов в окружающем
воздухе, например, поме-
щения, где расположены
газомотокомпрессоры.
К тепловым характеристикам свечей зажигания предъя-
вляются высокие требования. Температура нижнего конца изо-
лятора, расположенного в камере сгорания, и центрального
электрода свечи должна быть не менее 500°С, что обеспечивает
выгорание углеродистых отложений с их поверхностей и, сле-
довательно, надежное искрообразование при длительной рабо-
те газового двигателя на режимах малых нагрузок и холостого
хода. При работе двигателя на наиболее теплонапряженных ре-
жимах поверхности свечи не должны перегреваться и вызывать
калильное зажигание газовоздушной смеси, приводящее к сни-
жению мощности двигателя и выходу из строя его деталей.
Количество теплоты, выделяемой в камере сгорания, зави-
сит от степени сжатия, мощности двигателя и частоты враще-
ния коленчатого вала. Поэтому для различных типов двигате-
лей требуется подбирать свечи зажигания с различной тепло-
вой характеристикой, что осуществляется при стендовых
испытаниях газовой модификации двигателя.
Для газовых двигателей с невысокой степенью сжатия,
а также двигателей, работающих в условиях неустановившихся
режимов, используют «горячие» свечи, так как при изменении
режима возможно забрызгивание свечей маслом. При высоких
степенях сжатия и длительной работе двигателя на режиме
полной мощности используют более «холодные» свечи.
В газовых двигателях помимо свечей зажигания автомо-
бильного и авиационного типа используют специальные свечи,
у которых после пуска двигателя быстро нагревается нижний
конец изолятора, препятствуя отложениям нагара, а повы-
шенный отвод теплоты через медный сердечник центрального
электрода исключает возможность перегрева свечи. Для улуч-
шения работы свечей зажигания включают добавочный рези-
стор сопротивлением 0,3-0,5 МОм, благоприятно влияющий на
характер разряда на электродах свечи.
Для надежного воспламенения горючей смеси и устойчиво-
го протекания процесса сгорания в газовых двигателях с боль-
шим диаметром цилиндра устанавливают две свечи зажигания
на каждый цилиндр. Вследствие двухточечного зажигания
фронт пламени проходит меньший путь, и процесс горения за-
канчивается быстрее.
При установке газовых двигателей во взрывоопасных поме-
щениях их оборудуют безопасной системой электрического за-
жигания, элементы которой выполняют в полностью гермети-
зированных металлических оболочках.
Зажигание от электрической искры обеспечивает надежное
воспламенение газовоздушных смесей при а= 1,74-1,8 и допу-
стимой по условиям детонации степени сжатия. Дальнейшее
увеличение коэффициента а уменьшает эффективность сгорания
(повышенный удельный расход теплоты в результате снижения
скорости сгорания) и может привести к пропуску вспышек из-за
невоспламенения горючей смеси. Газовый двигатель в этом
случае работает неустойчиво, особенно при частичных нагруз-
ках.
В газовых двигателях с внутренним смесеобразованием
и качественным регулированием состава смеси работа на при-
родном газе возможна только при нагрузках свыше 55% но-
минальной мощности. Это сужает область применения газово-
го двигателя.
227
Рис. 206. Крышка цилин-
дра двухтактного газового
двигателя 1ГД 19/28 с фа-
кельным зажиганием:
1 - дополнительная камера;
2-свеча зажигания; 3-авто-
матический газовый клапан;
4-газовый клапан
Форкамерно-факельное зажигание. Для расширения диапа-
зона работы газовых двигателей с внутренним смесеобразова-
нием и качественным регулированием на частичных нагрузках
используют форкамерно-факельное зажигание. При форкамер-
но-факельном зажигании небольшая порция обогащенной сме-
си воспламеняется от искры свечи, установленной в дополни-
тельной камере малого объема (рис. 206). Возникшее пламя
с большой скоростью выбрасывается в виде факела через со-
пло дополнительной камеры в основную камеру сгорания. Фа-
кел пламени служит мощным многоочаговым источником во-
спламенения и турбулизации основной порции горючей смеси
в надпоршневом пространстве, что обусловливает быстрое сго-
рание обедненных смесей при а = 3 и более.
К преимуществам форкамерно-факельного зажигания, кро-
ме повышения экономичности двигателя при работе на ча-
стичных нагрузках, относится возможность при использовании
искрового зажигания повысить допустимую степень сжатия до
значений, близких или равных степеням сжатия дизелей.
У существующих конструкций газовых модификаций двига-
телей с форкамерно-факельным зажиганием в зависимости от
степени сжатия и диаметра цилиндра объем форкамеры соста-
вляет 3-7% объема основной камеры сгорания, а отношение
объема форкамеры к суммарной площади сечения соедини-
тельных каналов V$/fc = 15-Н70. Размеры форкамеры уточ-
няют для каждого двигателя при доводке рабочего процесса.
Внутренняя конфигурация форкамеры должна способствовать
наиболее полной ее продувке газом.
Для предупреждения преждевременного воспламенения
и детонационного сгорания обогащенной смеси в форкамере ее
охлаждают водой, подводимой из системы охлаждения двига-
теля. С этой же целью целесообразно при впуске направить
струю газа, поступающую из автоматического впускного кла-
пана, на электроды свечи зажигания.
228
Рис. 207. Конструкции фор-
камер:
а - двигателя 4ГЧ 42,5 / 60;
б-двигателя 10ГД 20,7/(2х
х 25,4)(11ГД-100);/-автома-
тический газовый клапан;
2-свеча зажигания
Форкамера со свечой и автоматическим клапаном для впу-
ска газа конструктивно является отдельным узлом (рис. 207),
который обычно устанавливают на место снятой форсунки.
Воспламенение горящим факелом жидкого топлива. При
впрыске в конце сжатия в газовоздушную смесь дизельного
топлива происходит образование, как и в дизеле, горючей сме-
си из паров жидкого топлива и воздуха, обладающей более
низкой температурой воспламенения по сравнению с газовоз-
душной смесью. Воспламеняясь, факел жидкого топлива обра-
зует в объеме газовоздушного заряда мощный многоочаговый
источник зажигания и турбулизации, достаточный для воспла-
менения и эффективного сгорания бедных газовоздушных сме-
сей.
При сохранении топливной аппаратуры базового дизеля
минимальная доля впрыскиваемого жидкого топлива при рабо-
те двигателя на газе с полной нагрузкой определяется кон-
струкцией и условиями стабильной работы топливной аппара-
туры при малых подачах и составляет 15-20% полной
цикловой подачи при работе на одном жидком топливе. При
меньшей цикловой подаче топлива увеличиваются неравномер-
ность подач и их пропуски.
Для снижения минимального расхода жидкого топлива при
работе двигателя по газожидкостному циклу и сохранения воз-
можности работы на жидком топливе в систему подачи по-
следнего вводят различные конструктивные изменения, позво-
ляющие повысить стабильность ее работы при малых ци-
кловых подачах, например, изменяют конструкцию нагнета-
тельного клапана и т.п.
В некоторых конструкциях газожидкостных двигателей при-
меняют два топливных насоса с золотниковым регулирова-
нием, впрыскивающих топливо через одну или две форсунки,
229
Рис. 208. Схема регулиро-
вания газожидкостного
двигателя с дополнитель-
ной топливной аппарату-
рой:
1 -газовая заслонка; 2-ка-
чающийся рычаг; 3-регуля-
тор; 4-воздушная заслонка;
5 и б-основная и дополни-
тельная форсунки; 7 и 8-до-
полнительный и основной на-
сосы; 9-механизм управле-
ния, регулирующий соотно-
шение жидкого топлива и газа
установленные на каждом цилиндре (рис. 208). Один из этих
насосов служит для подачи топлива при работе двигателя
только на жидком топливе, другой, небольшой подачи,-для
подачи жидкого топлива, когда двигатель работает на газе
и подает всегда одно и то же количество топлива независимо
от нагрузки двигателя. Топливные насосы при использовании
одной форсунки соединены с ней через тройник. При работе
двигателя на газе трубопровод насоса большой подачи отклю-
чается с помощью обратного клапана, расположенного
в тройнике.
Топливные насосы могут быть выполнены с двумя раз-
личными по диаметру плунжерными парами в нагнетательной
секции, работающей на одну форсунку. Малый и большой
плунжеры соединяют с помощью саморегулирующего подвиж-
ного замка. При работе по газожидкостному циклу подача
жидкого топлива осуществляется одним малым плунжером,
а при работе только на жидком топливе-двумя плунжерами.
Используют также топливные насосы с одной плунжерной
парой в нагнетающей секции для подачи точно дозированных
порций основного и жидкого топлива.
Минимальный расход жидкого топлива при газожидкост-
ном процессе составляет 3-6% количества топлива в двигателе
при работе только на жидком топливе при полной нагрузке;
меньшие значения относятся к газожидкостным двигателям
с наддувом.
Воспламенение от сжатия. Исследования и эксперимен-
тальные работы показали практическую возможность создания
газовых двигателей с впрыскиванием сжиженного газа непо-
средственно в цилиндр и воспламенением газовоздушной смеси
от сжатия, как и в базовом двигателе. По сравнению с ди-
зельным топливом сжиженный газ имеет меньшие кинематиче-
скую вязкость и плотность, большие давление насыщенных па-
ров и сжимаемость, что вызывает необходимость конструк-
тивных изменений только в топливной системе базового двига-
теля.
230
Цикловую подачу сжиженного газа, эквивалентную по теп-
лоте сгорания цикловой подаче дизельного топлива на но-
минальном режиме, определяют из условия
Уц.гНп.Г =	9
где 0ц.г и цикловые подачи сжиженного газа и дизельного
топлива на номинальном режиме; Нн.г и Нн-низшая теплота
сгорания сжиженного газа и дизельного топлива, Ннг =
= 45 — 50 МДж/кг и Нн = 42 МДж/кг.
Возможность базового топливного насоса обеспечить за-
данную подачу при впрыскивании сжиженного газа проверяют
по формуле
^г /^пл = К |/(<7ц.г /#ц ) (рт /Рг ) (П/Пг ) (Л/Лг X
где dT~ необходимый диаметр плунжера для обеспечения задан-
ной подачи при впрыскивании сжиженного газа; диаметр
плунжера топливного насоса; К-коэффициент запаса, К =
= 1,24-1,4; рт и рг-плотности дизельного топлива и сжижен-
ного газа; т| и т|г-коэффициенты подачи топливного насоса
при работе на дизельном топливе и на сжиженном газе; /1-ход
плунжера при полной цикловой подаче дизельного топлива;
hT - максимальный по условиям регулировки полезный ход
плунжера.
В зависимости от физико-химических свойств сжиженного
газа и дизельного топлива отношение величин, входящих
в подкоренное выражение, меняется в следующих пределах:
0ц.г/0ц== 0,85-40,95; рт/рг = 1,454-1,70 и т|/Лг = 1,254-1,35.
Если при максимальном ходе hr плунжера dr/dnn > 1, то сле-
дует заменить плунжерные пары топливного насоса на пары
с большим диаметром плунжера. Необходимые диаметры
плунжерных пар подсчитывают по приведенной выше формуле.
Объем сжиженного газа, впрыскиваемого в цилиндр за
цикл, Иг = дцт/рг больше объема дизельного топлива К т.е.
VГ = Р0Ц.Г Рт / (*7ц Рг )•
В связи с этим следует определить необходимую суммар-
ную площадь fc распыливающих отверстий распылителя фор-
сунки. При практических расчетах среднюю скорость истечения
сжиженного газа принимают равной средней скорости истече-
ния дизельного топлива (wr == w).
Из выражения для определения расхода сжиженного газа
“ (#ц.г /<7ц ) (рт /Рг ) Цс/с^в,
где тв - продолжительность впрыскивания, тв = ф/ (би), следует,
что для сохранения неизменной суммарной площади распыли-
вающих отверстий при впрыскивании сжиженного газа необхо-
димо увеличить продолжительность впрыскивания тв, а для со-
хранения постоянной продолжительности впрыскивания надо
увеличить /с.
Рациональные значения тв и fc окончательно устанавливают
в процессе доводки газовой модификации двигателя. Продол-
жительность впрыскивания сжиженного газа по сравнению
с временем впрыскивания дизельного топлива несколько увели-
чивают, чтобы скорость нарастания давления газов в цилиндре
231
не была чрезмерной. Этого достигают изменением давления
начала впрыскивания иглы форсунки.
Для предотвращения повышенного износа плунжерных пар,
нагнетательных клапанов и распылителей, обусловленного
меньшей вязкостью сжиженного газа (равной примерно
3 10'5 м2/с, т.е. в 10-20 раз меньше кинематической вязкости
дизельных топлив), в сжиженный газ вводят 5-10% моторного
масла или дизельного топлива. Масло и дизельное топливо хо-
рошо растворяются в сжиженном газе, образуя устойчивые
смеси и улучшая тем самым воспламенение горючих смесей.
Сжиженный газ, просачивающийся через зазоры плун-
жерных пар, испаряется. Для соблюдения техники безопасности
и предотвращения потерь газа необходимо предусмотреть от-
вод паров с помощью отсасывающего устройства во впускной
трубопровод двигателя или в топливный бак.
При изготовлении новых распылителей и плунжерных пар
большего диаметра для повышения износостойкости хроми-
руют, азотируют их поверхности или применяют другие техно-
логические средства. В плунжерных парах целесообразно, как
это делается в насосах многотопливных двигателей, подводить
смазочное масло к плунжеру и отводить просачивающееся то-
пливо (газ) во всасывающую полость топливного насоса.
При использовании сжиженного газа в магистралях топлив-
ной системы возможно образование паровоздушных пробок,
что нарушает ее нормальную работу. Возникновению паровоз-
душных пробок способствуют относительно высокие темпера-
туры узлов системы; так, например, при нормальном режиме
работы двигателя топливные насосы могут нагреваться до тем-
пературы 50-90°С и выше. Благоприятные условия для образо-
вания паровоздушных пробок имеются на входе в питающий
канал топливного насоса или во впускном окне плунжерной
втулки в зависимости от соотношения площадей рассматри-
ваемых проходных сечений. Возникновение паровоздушных
пробок можно предотвратить путем охлаждения сжиженного
газа или создания в любом сечении магистрали до насоса тако-
го давления, которое превышает давление насыщенных паров
сжиженного газа.
Для понижения температуры сжиженного газа охлаждают
трубопровод низкого давления непосредственно перед то-
пливным насосом высокого давления. В качестве холодильного
агента используют сжиженный газ. На рис. 209 показана схема
топливной системы для впрыскивания сжиженного газа с вво-
дом в него дизельного топлива и охлаждением сжиженного га-
за. Количество сжиженного газа, необходимого для охлажде-
ния трубопровода 2, регулируется клапаном 4. Из охладителя
газ поступает во впускной трубопровод двигателя.
Для создания требуемого давления используют два подка-
чивающих насоса, один из которых устанавливают вблизи то-
пливного насоса высокого давления, другой-непосредственно
около расходного бака с сжиженным газом или в самом баке.
Давление подкачки должно быть равно сумме давления насы-
щенных паров и падения давления вследствие преодоления ги-
дравлических сопротивлений в линии низкого давления. На
двигателях оно превышает давление насыщенных паров сжи-
женного газа не менее чем на 0,15-0,2 МПа.
232
Рис. 209. Схема топлив-
ной системы для впрыски-
вания сжиженного газа:
1 - тяга, управляющая пода-
чей газа; 2-охлаждаемый
трубопровод; 3 - охладитель;
4 - клапан;	5 - смеситель;
6 - форсунка; 7 - впускной тру-
бопровод ;	8 - односек-
ционный топливный (мас-
ляный) насос
I
•
Водород можно хра-
нить в сжатом, сжиженном
и связанном состояниях,
или производить на борту
транспортной установки.
Если по соображениям пожарной безопасности использует-
ся сжатие сжиженного газа в расходном баке (причем давление
на 0,03-0,05 МПа выше давления насыщенных паров)
инертным газом или сжатым воздухом, то применяют только
один подкачивающий насос, устанавливаемый вблизи ТНВД.
В топливных системах для впрыскивания сжиженного газа
предусматривают циркуляцию жидкого газа в линиях низкого
давления для удаления возможных паровоздушных пузырьков,
что также выравнивает температурный режим системы, стаби-
лизирует процесс подачи топлива и улучшает условия пуска
двигателя.
§ 4. Особенности топливных систем
двигателей, работающих на водороде
Как моторное топливо водород обладает рядом специфиче-
ских свойств, которые необходимо учитывать при разработке
топливных систем двигателей и организации их рабочих про-
цессов.
При высокой массовой теплоте сгорания (120,1 МДж/кг)
объемная теплота сгорания газообразного водорода составляет
всего 10,8 МДж/м3, а сжиженного 8,4 МДж/л. Это затрудняет
хранение водорода, особенно на установках наземного транс-
порта.
В табл. 3 приведены массоразмерные показатели хранения
некоторых топлив на экспериментальных транспортных уста-
новках. Запас теплоты сгорания сжатого водорода, отнесенной
к единице объема топливного бака, составляет не более 4,4%
теплоты сгорания бензина и не более 6,7% теплоты сгорания
бензина, приходящейся на единицу массы бака и топлива.
В сжиженном состоянии водорода эти показатели повышаются
соответственно до 28,2 и 104,4%. Вследствие этого возникает
233
3. МАССОРАЗМЕРНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ НЕКОТОРЫХ СПОСОБОВ ХРАНЕНИЯ ТО-
ПЛИВ НА ТРАНСПОРТНЫХ УСТАНОВКАХ
Объемные					Массовые					
Вид топлива, способ		«г	:оличество Дж/м3	> теплоты, 1ества орания	£	м -Г	м	> топлива щей	> теплоты, кг общей	) теплоты, чества 'Орания
хранения	Объем топ	Объем бак	Удельное в теплоты, Г	Количестве % ОТ КОЛИ1 теплоты сг бензина	ГПО1 ЮЭБЩ	Масса бакг	Общая мае	Количестве на 1 кг об массы	Количестве МДж, на 1 массы	Количестве % от коли теплоты ci бензина
Бензин, жидкость Водород, газ:	0,07	0,08	29,4	100	53,5	13,06	66,56	0,804	35,3	100
р = 14 МПа	1	1,53	1,05	3,6	13,4	1361 1374,4		0,010	1,17	3,3
	—	1,87	1,28	4,4	20,0	1001 1021		0,020	2,35	6,7
р = 41 МПа Сжиженный водо-	—	—	—	—	1,36	136	137,36	0,010	1,18	3,4
род	0,19	0,28	5,74	19,5	13,4	181	194,4	0,069	8,27	23,4
	0,28	0,29	8,27	28,2	20,0	140	160,0	0,125	15	42,5
	—	—	—	—	14,0	32,0	46,0	0,305	36,9	104,4
Гидрид	0,23	0,347	5,58	19,0	16,3	120	136,3	0,117	14,4	40,7
магния —	0,3		8,0	27,2	20,0	294	314	0,064	7,6	21,6
Гидрид ванадия — Титанги-	0,29		8,27	28,3	20,0	1059	1079	0;019	2,2	6,3
дрид	—	0,3		1,52	5,2	—	—	—	—	—	—
железа	—	0,141		5,45	18,5	6,4	400	406,4	0,016	1,89	5,4
Гидрид										
магния	— Лантан-	—		—	—	20,0	293	313	0,064	7,67	21,7
никель	—	0,001		16,8	57,1	0,14	8,5	8,64	0,016	1,94	5,5
ряд проблем при компоновке транспортного средства
(рис. 210). Для сжижения водорода потребуются дополни-
тельные затраты энергии (до 17 кВт-ч/кг), хранение его воз-
можно в компактных теплоизолированных сосудах. Разрабо-
танные баки (рис. 211) состоят из внутреннего сосуда, выпол-
няемого из коррозионно-стойкой стали или алюминиево-маг-
ниевых сплавов, наружной дюралевой оболочки, теплоизоли-
рующего слоя из металлизированной с двух сторон пленки из
стеклоткани, полости, вакуумированной до давления
(1,5-3)-10“ 2 Па, в которой подвешивается на теплоизолирую-
щем устройстве внутренний сосуд.
Водородные криогенные баки должны снабжаться предо-
хранительными клапанами, устройствами для зарядки водоро-
дом и промывки их от скапливающихся примесей, наиболее
опасным из которых является воздух. Для контроля за давле-
нием и запасом водорода баки снабжаются датчиками, а для
регулирования интенсивности расхода - подогревательными
и наддувочными устройствами, для работы которых исполь-
зуется электроэнергия или теплота отработавших газов. Не ис-
ключено использование для этого теплоты рабочих тел систем
охлаждения и смазочной, а также окружающей среды.
Исследуются способы хранения водорода в соединениях
с металлами, в частности в интерметаллических порошкоо-
бразных соединениях, абсорбирующих водород в больших ко-
I
•
Часть затрат энергии,
израсходованной на сжи-
гание водорода, компенси-
руется при работе двигате-
ля, повышая его мощность
и экономичность, причем
тем больше, чем ниже тем-
пература водорода и чем
больше его расход.
I
•
Криогенные баки объе-
мом в 100 -500 л позво-
ляют хранить водород
с суточной потерей на ис-
парение не более 2%.
234
7
8	9
10 11
Рис. 210. Схема переобо-
рудования автомобиля
«Датсум» на питание сжи-
женным водородом:
1 - впускные патрубки двига-
теля ; 2 - двигатель; 3,	5
и 8 - водородоподводящие те-
плоизолированные трубки;
4 и 6-игольчатые клапаны;
7 и 13-манометры; 9-уров-
немер; 70-заправочный шту-
цер; 11 и 19- предохрани-
тельные клапаны на давление
0,59 МПа; 72-предохрани-
тельная мембрана; 14 - те-
плообменник ; 7 5 - насос си-
стемы подогрева водородно-
го бака; 16 и 77-первый
и второй круги циркуляции
рабочего тела системы подо-
грева; 18- водородный крио-
генный сосуд вместимостью
230 л; 20 - запирающий кла-
пан ; 27 - диафрагма; 22 - ва-
куум-насос
I
личествах (до 900 объемов сорбента или до 9% его массы).
В этом случае гидридный бак заряжается в холодном или на-
гретом (до температуры 250°С) состоянии прокачкой через
него водорода. При нагревании бака (рис. 212) водород выде-
ляется и направляется в двигатель. Наибольший эффект можно
ожидать от применения в качестве сорбента соединений из же-
леза и титана FeTi2 и TiFe, лантана и никеля LaNi5, магния
и меди MgCu2 и Mg2Cu, магния и никеля Mg2Ni. Удельные
массоразмерные показатели для указанных в табл. 3 способов
хранения водорода соизмеримы с аналогичными показателями
при хранении водорода в сжиженном состоянии; однако при
массовом внедрении этих способов потребуется большое коли-
чество цветных дефицитных металлов, термостатирование для
охлаждения при зарядке гидридных баков, подогрев при их
разрядке. Кроме того, при использовании нагретого водорода
снижаются мощность и экономичность двигателя. Поэтому эти
способы малоперспективны.
Схемы питания двигателя водородом из гидридных баков
не менее сложны (рис. 213), чем схема с криогенными баками.
Способ получения водорода на транспортной установке
Хранение водорода на
транспортной установке
в гидридных баках менее
опасно, чем в криогенных
баках.
Рис. 211. Криогенный бак
для водорода:
7-разъем электроподогрева-
теля; 2-штуцер для вакууми-
рования; 3-наружная обо-
лочка; 4 -теплоизолирующий
мат; 5-внутренний сосуд;
6 - наддувочный трубопро-
вод; 7-переборка; ^-трубо-
провод отбора водорода;
9-штуцер отбора водорода;
10 -наддувочный штуцер;
7 7 - датчик уровнемера; 7 2
-электронагреватель; 73-ва-
куумированная полость
в химических генераторах, например вытеснением его из воды
магнием и его сплавами, следует признать еще менее перспек-
235
тивным ввиду высокой стоимости дистиллированной воды, ме-
таллов и их сплавов, необходимости отвода большого количе-
ства теплоты при разложении воды и сбора оксидов металлов
(из экологических соображений), трудно организуемого вслед-
ствие большого числа энергоустановок с малыми выходами
отходов.
Получение водорода разложением воды в многоступен-
чатых термохимических циклах на транспортных энергоуста-
новках практически невозможно из-за высоких и различных на
разных ступенях температур (до 450-900°С) и использования
большого количества цветных металлов.
Достаточно производительными и компактными могут
быть методы получения водорода и окиси углерода из углево-
дородов и спиртов. Однако эти методы при неизбежных допол-
нительных потерях имеют преимущество перед непосред-
ственным сжиганием топлива в двигателях только с точки
зрения меньшей токсичности продуктов сгорания смесей Н2
и СО.
При внешнем смесеобразовании используется водород как
в чистом виде, так и в смеси с другими газообразными и жид-
кими топливами. В последнем случае водород добавляется
в небольших количествах для улучшения сгорания основного
топлива и уменьшения токсичности отработавших газов. При
добавлении водорода к бензину массовая доля водорода ф =
= (5,2 - 9,717а + 7,922а2 - 0,709а3) /100.
Коэффициент избытка воздуха а, обеспечивающий макси-
мальное значение т]/ на любом из рабочих режимов,
(X = 3 — 2pi /pimax,
где pi и р/max-текущее и максимальное средние индикаторные
Рис. 212. Схема гидрид-
ного бака:
1 -цилиндры с металле гидри-
дом; 2-полости для охлажде-
ния или подогрева цилин-
дров; 3 -оболочка бака
I
•
Водород можно исполь-
зовать как при внешнем,
так и при внутреннем сме-
сеобразовании.
I
•
Пределы воспламеняе-
мости водородовоз-
душных смесей весьма ши-
роки: по коэффициенту
избытка воздуха а =
= 0,15-? 10; по объемному
содержанию водорода
4-74,2% при То = 50°С и
Ро = 0,102 МПа.
давления.
Летучесть водорода в этих случаях облегчает смесеобразо-
вание, и водород в необходимых количествах может быть вве-
ден через штуцер непосредственно во впускную систему двига-
теля. Для устранения повышенной опасности воспламенения
или взрыва водородно-воздушной смеси водород вводят
в смесь с бензином или в воздух возможно ближе к цилиндрам
Рис. 213. Схема питания
водородом из гидридного
бака:
1 и 19-термопары; 2-бак;
3 - заправочный вентиль;
4 -предохранительный кла-
пан ; 5 - реле давления; 6 - дат-
чик давления; /-электромаг-
нитный клапан подачи водо-
рода в двигатель; 8 - - блок
электронного управления рас-
ходом водорода; 9- редук-
ционный клапан высокого да-
вления; 70-всережимный ва-
куумный регулятор расхода
водорода; 11 - карбюратор-
смеситель; /2-двигатель;
13- выпускной трубопровод;
14-первый глушитель шума
системы выпуска; 75-трубо-
провод отвода отработавших
газов в атмосферу; 16-элек-
тромагнит, управляющий за-
слонками в трубопроводах 15
и 17; 17 - трубопровод подво-
да отработавших газов в бак
для нагревания при потребле-
нии водорода; 18 -второй
глушитель шума системы вы-
пуска; I и III - подвод и отвод
воды для охлаждения; II - вы-
пуск отработавших газов из
гидридного бака
236
Рис. 214. Схема системы
питания двигателя бензи-
ном и водородом с по-
мощью карбюратора-сме-
сителя:
1 - датчик давления водорода;
2-отсечной клапан; 3-рабо-
чий клапан; 4-жиклер водо-
рода ;	5 - игла жиклера;
6 - винт холостого хода;
7-диффузор водородной сме-
сительной камеры; 5-водо-
родная форсунка; 9 и 10 - диф-
фузоры бензиновой смеси-
тельной камеры; И - воздуш-
ная заслонка; 12 -поплавко-
вая камера с дозирующими
системами; 13-кулачок при-
вода дроссельной заслонки
смесительной	камеры;
14 - дроссельная	заслонка
бензиновой смесительной ка-
меры; 15-датчик положения
педали управления дроссель-
ной заслонкой; 16 -педаль
управления подачей топлива;
17-двигатель; 18-датчик ча-
стоты вращения; 19- дрос-
сельная заслонка водородной
смесительной камеры;
20-датчик положения дрос-
сельной заслонки; 21 -ва-
куумная камера регулятора
расхода водорода; 22-блок
управления расходом водоро-
да; 23 - большая мембрана ре-
гулятора; 24 -воздушная ка-
мера ; 25 - шток иглы; 26 - ма-
лая мембрана; 27-водород-
ная камера; I - водород;
II-воздух; III-бензин
I
•
В случае ввода водорода
под впускной клапан воз-
никает опасность наводо-
роживания горячего кла-
пана при длительной ра-
боте и обрыва его вслед-
ствие повышения хрупко-
сти материала.
Рис. 215. Устройство для
ввода водорода в проход-
ное сечение клапана:
1 -штуцер; 2-впускной тру-
бопровод; 3 —седло клапана;
4-клапан
через карбюраторы-смесители (рис. 214), специальные устрой-
ства в патрубках впускного коллектора или даже непосред-
ственно через проходное сечение впускного клапана (рис. 2151.
Для предотвращения взрыва или горения водорода в трубо-
проводе его отделяют от впускных каналов головки цилиндров
пламягасительными устройствами.
237
Применение газообразного водорода при внутреннем сме-
сеобразовании возможно как в двигателях с электрическим за-
жиганием, так и в дизелях. При электрическом зажигании водо-
род подается через автоматические или управляемые клапан-
форсунки (рис. 216) в начале процесса сжатия, что позволяет
уменьшить утечки водорода по сравнению с внешним смесе-
образованием, понизить температуру и давление водорода
перед клапан-форсункой. Размеры клапан-форсунки опреде-
ляются, как и в случаях использования других горючих газов,
теплотой сгорания и массовой плотностью водорода, составом
смеси, продолжительностью подачи и критическим перепадом
давлений. Расчеты показывают, что при одинаковой продолжи-
тельности подачи водорода время-сечение клапан-форсунки
должно быть больше, чем при использовании природных го-
рючих газов и стехиометрическом составе смеси (в 2,5-3 раза).
Для уменьшения возможности детонации при а, близких
к стехиометрическим, высоких е или воздушном охлаждении
двигателя водород следует подавать в конце сжатия.
Дозирование в автоматических клапан-форсунках осущест-
вляется специальными устройствами-дозаторами (рис. 217).
В дозаторах поступающий через штуцер 1 водород с помощью
вращающегося золотника 2 с прорезью в нужном количестве
пропускается к штуцеру 3, соединенному с клапан-форсункой.
На рис. 218 показана схема подачи водорода в дизель.
В схеме предусматривается предотвращение прорыва пламени
из цилиндров в водородную магистраль пористым пламягаси-
телем 7, изготовленным из порошковых материалов. Колеба-
ния давления водорода снижаются в расширительном бачке 8.
Включение и выключение подачи водорода при частоте враще-
ния п = 200 об/мин осуществляется электромагнитным клапа-
ном 12, питающимся от электротахометра 3 типа ТЭ45 (о по-
даче водорода сигнализирует лампа 13). К двухкомпонентной
форсунке (рис. 219) подводятся водород под давлением, превы-
шающим максимальное давление сгорания на 0,5 МПа, и ди-
зельное топливо от топливной системы дизеля. Регулирова-
нием пружин 1 и 2 осуществляется подача 30% дизельного
топлива и 70% водорода (по массе) через распылитель форсун-
ки, открываемый иглой 4, связанной с поршнем 3. Время впры-
скивания смеси определяется положением рейки насоса.
При применении сжиженного водорода и внутреннего сме-
сеобразования без предварительного испарения можно умень-
шить размеры форсунок, снизить теплонапряженность, повы-
сить эффективные показатели двигателя (по сравнению
с использованием газообразного водорода при электрическом
зажигании), осуществить самовоспламенение водорода при вы-
соких степенях сжатия и регулирование сгорания изменением
закономерности подачи водорода. При разработке такой то-
пливной аппаратуры можно учесть опыт создания впрыскиваю-
щей аппаратуры для бензина.
При конструировании топливной аппаратуры для подачи
сжиженного водорода необходимо предусмотреть теплоизоля-
цию ее элементов, возможность образования газовых пробок,
абразивных и засоряющих частиц из переохлажденного возду-
ха, частиц конструкционных материалов и других загрязнений.
При создании систем подачи сжиженного водорода в ци-
Рис. 217. Дозатор водоро-
да:
1 -штуцер подвода водорода;
2-золотник; 3-штуцер под-
вода водорода к клапан-фор-
сунке; 4 -штуцер подвода
смазочного материала к зо-
лотнику
238
Рис. 218. Схема подачи
водорода в дизель
1 Ч 8,5/11:
1 - баллоны;	2 - редук-
ционный клапан; 3-электро-
тахометр ; 4 - электротормоз;
5-форсунка;	6-дизель;
7 - пламягаситель; 8 - расши-
рительный бачок; 9,	11
и 14 -манометры; 10 -иголь-
чатый клапан; 12 - электро-
магнитный клапан; 13-сиг-
нальная лампа
Рис. 216. Клапан-форсун-
ки для ввода водорода
в цилиндр:
а- автоматическая; б-с при-
нудительным приводом запи-
рающей иглы;	1 - клапан;
2-штуцер для присоединения
вакуум-насоса; 3- сильфон-
уплотнитель ; 4 - теплоизоли-
рующая вакуумированная по-
лость ; I - подвод водорода;
II- подача водорода в ци-
линдр
Рис. 219. Двухкомпонент-
ная форсунка:
1-пружина клапана; 2-пру-
жина поршня; 3 - поршень
иглы; 4 - игла форсунки;
1-подвод водорода; II-по-
двод дизельного топлива;
Zll-слив утечек
Рис. 220. Схема системы
питания двигателя водоро-
дом и кислородом:
1 - разделитель потока отра-
ботавших газов и датчик тем-
пературы ; 2 - датчик давления
в баллонах; 3-баллон с кис-
лородом; 4 - баллон с водоро-
дом; 5 и 6 - регуляторы расхо-
да кислорода и водорода; 7
и 8-дроссельные устройства;
9 - линия ко нтроля смеси;
10 - двигатель; 11 - линия кон-
троля температуры всасывае-
мой смеси; 12-линия перепу-
ска части отработавших газов
через теплообменник;
13-теплообменник системы
регулирования температуры
всасываемой смеси; 14- насос
конденсата;	15 - невоз-
вратный клапан выброса во-
ды; 16-линия контроля уров-
ня конденсата; 17 - охлади-
тель отработавших газов;
18-линия контроля темпера-
туры отработавших газов
после теплообменника
239
линдры должны быть учтены его особенности - высокая прони-
цаемость, низкая температура, малые плотность и вязкость,
повышенная сжимаемость, малая скорость распространения
волн давления в трубопроводах, плохие смачивающие и смазы-
вающие свойства, большие, чем у бензинов, теплота парообра-
зования и летучесть.
Водород можно окислять не воздухом, а технически чистым
кислородом. Это позволяет повысить удельную мощность
и экономичность двигателя и полностью избавиться от окис-
лов азота в отработавших газах. Запас сжиженного кислорода
необходимо хранить в криогенных баках. Массоразмерные по-
казатели силовой установки при этом практически не изменят-
ся, а затраты энергии на транспортирование окислителя сокра-
тятся по сравнению с транспортированием воздуха и отрабо-
тавших газов в двигателе, как показывают расчеты, в 10-15
раз. Регулирование температур сгорания и предотвращение де-
тонации возможно перепуском части паров воды из выпускной
системы во впускную, подачей воды и применением очень бо-
гатых или очень бедных горючих смесей.
В первом случае для устранения потерь водорода необходи-
мо отделение его от паров воды их конденсацией и возвраще-
ние водорода в топливную или впускную систему двигателя.
На рис. 220 показана одна из возможных схем системы пита-
ния двигателя водородом и кислородом с возвращением чисто-
го водорода или в смеси с парами воды во впускную систему.
I
Плотность сжиженного
кислорода составляет
1,14 кг/л при температуре
кипения — 263°C.
I
•
Для регулирования тем-
пературы возвращаемой
смеси и предотвращения
конденсации паров воды
во впускной системе часть
отработавших газов мо-
жет быть направлена раз-
делителем в теплообмен-
ник для дополнительного
охлаждения или нагрева.
ГЛАВА
СМАЗОЧНЫЕ СИСТЕМЫ
Указанные требования
предъявляют к смазочным
системам двигателей по-
чти всех типов и назначе-
ний.
§ 1. Требования к смазочным системам
и их основные параметры
Исходя из основного назначения смазочных систем - обеспе-
чение работоспособности двигателей-эти системы должны
обеспечивать следующее.
П. Надежный подвод масла на всех режимах работы двига-
телей ко всем трущимся деталям двигателя, охлаждаемым мас-
лом поверхностям и устройствам, в которых масло использует-
ся» в качестве рабочего тела (серводвигатели реверсирующих
устройств двигателей, нагнетателей и регуляторов* гидравличе-
ские муфты приводов вентиляторов систем охлаждения и др.).
2.	Работу двигателей и их агрегатов в различных условиях
окружающей среды и на всех эксплуатационных режимах.
3.	Заданную длительность работы двигателя без остановок
для заправки маслом, регулировки и устранения недостатков
в смазочной системе, очистки от отложений примесей, шлама
и нагара на поверхностях деталей двигателей и их агрегатов.
4.	Длительную работу масла и малый его расход.
Кроме того они должны быть компактными, простыми
и нетрудоемкими в обслуживании, иметь невысокую стои-
мость.
Исходя из условий работы двигателей, их типов, назначений
степень удовлетворения этим требованиям может быть различ-
ной, что определяет сложность, стоимость, компактность сма-
зочных систем и их элементов. Следует отметить четкую тен-
денцию конструктивного усложнения смазочных систем всех
типов двигателей не только вследствие расширения функций
масла в силовых установках, но и для повышения надежности
работы элементов двигателей и смазочных систем, упрощения
и автоматизации обслуживания, повышения срока службы мас-
ла, снижения его расхода.
Определение основных параметров системы
Исходной величиной для расчета элементов смазочной си-
стемы является количество масла, прокачиваемого через систе-
му в единицу времени-циркуляционный расход. Эту величину
можно определить, если учесть количество теплоты QM, кото-
рое должно быть перенесено маслом от деталей двигателя
в охладитель. Если масло не используется для охлаждения пор-
шней, то количество теплоты QM составляет 1,2-4,5% теплоты
241
сгорания израсходованного двигателем топлива. Для карбюра-
торных и газовых двигателей удельное количество отводимой
маслом теплоты q = 170 4- 290 кДжДкВт -ч), а для дизелей g =
Если масло используется штя охла-
ждения поршней, расчетное количество теплоты возрастет до-^
полнйтешгб^та	____ж____________—
^Количество^сллгчтрбкачиласмоточеоез-систем
ЧРемениав..®г/ч)!..
GM = ^Neq/^Tcu),
_г--ц iir_- ЗЖХ.НгОШ -I ш	*-<ч.
где ^-коэффициент запаса масла, необходимого на случай
перегрузки и форсирования двигателя, нарушения герметично-
сти соединений системы, увеличения зазоров при изнашивании,
£ = 1,5 — 3,5; Ne-номинальная эффективная мощность двигате-
ля, кВт; АТ-перепад температуры масла на выходе из двигате-
ля и на входе в него; для судовых и тепловозных
двигателей ДТ= 5— 15°С; для автомобильных и трактор-
ных с водомасляными охладителями AT=20-F25°C и для
тех же двигателей с воздухомасляными охладителями АТ=
= 54- 8°С; см-теплоемкость масла, принимаемая равной
1,68-2,10 кДж/(кг-К).
Ниже приведены удельные количества масла, прокачиваемо-
го через системы [в л/(кВт-ч)].
Двигатели без охлаждения поршней маслом:
карбюраторные и газовые...................13,6-52
тихоходные дизели.................... 6,8-18,6
быстроходные форсированные дизели......16,3-65
Дизели с охлаждением поршней маслом....... 27,2-68,0
Так как масло обладает большой вязкостью, а системы мас-
лопроводов сильно разветвлены и оказывают большое сопро-
тивление, то для прокачивания требуемого количества масла
необходимо создание большого избыточного давления, кото-
рое для различных двигателей имеет следующие значения (в
МПа).
Быстроходные...............................0,2-0,5
Быстроходные форсированные.................0,6-1,5
Тихоходные.................................0,08-0,18
Объем масла в смазочной системе для уменьшения массы
двигателя должен быть по возможности малым, но доста-
точным для заполнения всей системы, смачивания деталей
и стенок картера и создания определенного запаса, компенси-
рующего расход масла между заправками двигателя. Этот рас-
ход для двигателей различных типов в зависимости от их изно-
са составляет 0,2-3% расхода топлива.
Ниже приведен удельный объем масла, заливаемого в сма-
зочную систему с мокрым картером, для различных двигателей
(в л/кВт).
Автомобильные карбюраторные . . . 0,03-0,15
Тракторные карбюраторные.......0,34-0,48
Быстроходные дизели..........0,07-0,21
242
I
Факторами, ограничи-
вающими дальнейшее ис-
пользование масла в дви-
гателе обычно являют-
ся содержание механиче-
ских примесей, температу-
ра вспышки или кислот-
ность.
Рис. 221. Изменение кон-
центрации у примеси в мас-
ле по времени в зависимо-
сти от периодичности доба-
вок свежего масла в сма-
зочную систему (Gj =
= 7,7 кг; а = 0,0256 кг/ч;
b = 0,00015 кг/ч):
1 - без добавок; 2 - добавки че-
рез 150 ч; 3-добавки через
100 ч; 4-непрерывная добав-,
ка
Объем циркуляционного бака в системах с сухим картером
выбирают таким, чтобы удельный объем масла составлял не
более 2,1 л/кВт. Для обеспечения выделения из масла газов
и паров бак должен заполняться маслом не более чем на
70-75%.
Вопрос о целесообразном количестве масла, находящегося
в контуре циркуляции, и периодичности добавок масла или
смены его решается экспериментальными исследованиями. Он
решается просто, если установлены допустимые скорости рас-
хода масла и значения параметров качества масла, особенно
параметра, ограничивающего возможность дальнейшего ис-
пользования масла. Рассматривая последний как результат
влияния определенного количества вредной примеси х (в кг)
в масле, накапливающейся со скоростью b (в кг/ч) при скорости
расходования смеси (масла с примесями) а (в кг/ч), можно запи-
сать уравнение изменения количества примеси в масле за время
dt при условии равномерного мгновенного перемешивания при-
меси с маслом
dx = bdt — xadt/GCM,	'	(79)
где GCM-текущее количество смеси масла и примеси, кг, равное
разности первоначального количества масла в системе
и расхода смеси,
Gcm =	— (а — b)t.	(80)
Содержание примеси (в %)
Рис. 222. Схема смазоч-
ной системы с отсеком за-
пасного масла:
1 - д вигатель; 2 - циркуля-
ционный бак; 3-отсек запас-
ного масла; 4 - автоматиче-
ский клапан
y=100x/GCM.	(81)
Интегрируя выражение (79) и подставляя результат в фор-
мулу (81), получим
у=100{1 —[1 —	(82)
В частном случае, когда количество смеси GCM остается не-
изменным и равным Gt в результате непрерывных добавок
масла в контур циркуляции со скоростью а — b (в кг/ч), выраже-
ние (82) имеет вид
у = 100b (1 - e~at/Gl)/a.	(83)
Из уравнений (82) и (83) следует, что при прочих равных ус-
ловиях концентрация вредной примеси увеличивается медлен-
нее при непрерывной или более частой добавке свежего масла
(рис. 221). Этот процесс можно автоматизировать с помощью
автоматических клапанов, разделяющих отсек запасного масла
и циркуляционный бак (рис. 222).
Из уравнений (82) и (83) видно также, что качество масла бу-
дет ухудшаться тем медленнее, чем больше Gt (рис. 223). Сле-
довательно, казалось бы целесообразнее использовать картеры
и циркуляционные баки большой вместимости. Однако, как по-
казали исследования, время достижения одинаковых концен-
траций примесей пропорционально вместимости смазочной си-
стемы, и количества сменяемого масла при достижении пре-
дельного критерия оказываются одинаковыми (рис. 223). Так
как эксплуатационные расходы для систем малой и большой
243
Рис. 223. Зависимость кон-
центрации примеси в масле
от начального количества
масла в системе (а —
= 2 кг/ч; b = 0,5 кг/ч):
1 -Gj=50 кг; 2-G2 = 200 кг
вместимости отличаются незначительно (только на расходы,
связанные с заменой масла), можно считать обоснованной тен-
денцию к уменьшению объемов картеров и циркуляционных
баков. Уравнения (79)-(83) и сделанные выводы остаются спра-
ведливыми и для случаев, когда концентрация примеси в масле
(например, присадки) снижается. В этом легко убедиться, если
в уравнениях (82) и (80) величину b взять со знаком минус.
Тогда
у = {1 - [1 - (а + b) t/Gj -b/(a+b)(100 - уо)/100} 100,	(84)
где у0-первоначальная концентрация присадки.
Анализируя уравнение (84), получаем, что у = 0 при
b/(a + b) z-----------
г = (1-	1/(100 - yoVlOO^Aa-h г>),	(85)
т. е. время срабатывания присадки будет тем больше, чем выше
величина Gr и чем меньше величины а и b (рис. 224).
Уравнения (82)-(84) можно использовать не только для рас-
чета вместимости масляного бака смазочной системы, но и для
прогнозирования состояния масла, т.е. количества примесей,
образующихся или остающихся в масле к определенному мо-
менту времени, а также таких свойств масла, как вязкость, тем-
пература вспышки, кислотность.
Для этого указанное свойство, например вязкость масла
или температуру вспышки, рассматривают как результат со-
вместного действия накапливаемых в масле различных приме-
сей. Их можно заменить одной условной примесью, пропор-
ционально содержанию которой изменяется рассматриваемое
свойство масла. Пусть, например, в момент времени t = 0 кине-
матическая вязкость масла равна 100%. Тогда в моменты вре-
мени tt и t2 кинематическая вязкость (в %)
= vtl • 100/v;
*t2 = vt2 ’ 100/v.
Уменьшение вязкости (в % по времени) будет соответство-
вать значениям условной примеси (в %):
уп = 100 - хп;1')
Ч	•	(87)
у(2 = 100 —xf2-J
Подставляя эти значения yt в (82), можно при известной ве-
личине найти а и Ь, а по ним значения yt в нужные моменты
244
(86)
I
Действие автоматиче-
ских клапанов обусловли-
вается перепадом уровней
A/i, создаваемым при рас-
ходе масла из циркуля-
ционного бака или други-
ми импульсами.
Рис. 224. Изменение кон-
центрации примеси в систе-
ме с GCM = var:
- b/'“+y(100-yo)/100);
t2 = GJ(a + b)
Рис. 225. Изменение тем-
пературы вспышки Твсп
и кинематической вязкости
масла (при 50°С) в дизеле
10ДН 207/(254 х 2) по
времени:
о и х -соответственно экспе-
риментальные и расчетные
значения
I
в
Простое суммирование
давлений и расходов по
участкам независимо один
от другого может приве-
сти к результатам, отли-
чающимся весьма значи-
тельно от тех, которые бу-
дут получены для спро-
ектированной системы.
времени по уравнению (82). По этим значениям yt находим из
(87) значения хг, а из (86) и значения вязкости масла. Из сопо-
ставления расчетных и экспериментальных кривых кинематиче-
ской вязкости и температуры вспышки 7^сп видно, что они не
отличаются более чем на 1,5°-о (рис. 225)
Общий гидравлический расчет
Выбором количества масла, находящегося в поддоне или
циркуляционном и запасных баках, количества прокачиваемого
масла и исходного давления масла после насоса не решаются
все задачи, связанные с проектированием смазочных систем.
При выборе схемы смазывания необходимо кроме указанных
параметров определить давление масла на входе в двигатель
и число последовательно включенных насосов, их подачу, чис-
ло и тип фильтров и их расположение в схеме, расположение
и число предохранительных и обводных клапанов.
Для обеспечения возможности расчета смазочной системы
в целом ее надо разделить на внешнюю и внутреннюю. Расчет
смазочной системы затрудняется сложностью гидравлической
схемы (особенно схемы подвода масла к его потребителям
в двигателе - внутренней смазочной системы), необходимостью
оценки расходов масла через ответвления, оптимизации компо-
новки смазочной системы, зависимостью гидравлических со-
противлений участков и расхода масла через них. Если считать,
что расход масла и перепад давления в элементах внутренней
системы известны из компоновки двигателя, расчетов и опыт-
ных данных, то компоновка и расчет внешней системы могут
быть выполнены, если имеются гидравлические характеристики
всех элементов системы. Ниже дан метод расчета внешней си-
стемы дизеля 16ЧН 26/26 (рис. 226). Расход масла Gk через лю-
бой элемент между узлами системы есть нелинейная функция
перепада давления на нем Apt и динамической вязкости масла
Gfc = Gk(&PklLk)-
(88)
Рис. 226. Расчетная схема
внешней смазочной си-
стемы дизеля 16ЧН 26/26
и результаты расчета
и эксперимента (п =
== 1000 об/мин):
/-масляный бак; 2-первый
масляный насос; 3 и /2-кла-
паны, ограничивающие давле-
ние; 4 и 14-фильтры грубой
очистки масла; 5 - фильтр
тонкой очистки; 6 - клапан
фильтра; 7 - обводной кла-
пан; 8 и 9-водомасляные ох-
ладители ; 10 - клапан, ограни-
чивающий давление на входе
в насос; 11 - второй масляный
насос; 13 и /5-центробежные
фильтры;	16 - двигатель;
-------расчетная кривая,
-------эксперименталь-
ная кривая
245
Составим уравнение баланса расходов для каждого узла си-
стемы, состоящей из п узлов:
к=К.	т = М.
£ С^(Др/сЦ/с)= ^т(ДРтМ-т)>	(89)
k=i	m=i
где бЦДр/сЩс)-расход в А>й ветви, подводящей масло в i-й узел
(К,-число таких ветвей); Gm (Apmpm) - расход в т-й ветви,
отводящей масло из i-ro узла (Mi-число таких ветвей); i = 1, 2,
п.
Перепад давлений в каждой ветви есть разница между да-
влением в предыдущем и последующем узлах, поэтому система
(89) состоит из п нелинейных уравнений относительно п не-
известных давлений р^ в узлах. В общем виде (приняв неразры-
вность потока в каждой из ветвей) система этих уравнений
имеет вид
Л1(р)-В/(р") = 0; '
............... >
Л„(р)-В„(р)-0, >
(90)
где Aj и В/-сумма расходов в ветвях, подающих масло в i-й
узел и отводящих из него масло; р = (р1; р2, •••, Рп)~вектор не-
известных давлений в узлах.
Следовательно, неизвестен вектор р, что при неправильном
его определении превращает систему (90) в систему неравенств.
Решить систему (90) можно, преобразуя ее в функцию вида
i — n
Ф(р)= Z [Л(р)-В.(р)]2,	(91)
1=1
представляющую собой сумму квадратов небаланса расходов
в каждом узле.
Легко представить существование вектора р* = (р*, р*,
р*), являющегося решением системы (90). Тогда и Ф (р*) = 0. Но
глобальный минимум функции п переменных (91) должен быть
равен нулю, что возможно, если вектор р* обеспечивает равен-
ство нулю всех слагаемых функции (91). Следовательно, чтобы
вектор р* являлся решением системы (90), необходимо и доста-
точно, чтобы он являлся точкой глобального минимума функ-
ции (91). Таким образом, приходим к задаче минимизации
функции (91) в открытом и-мерном пространстве переменных
Pi, т.е. к задаче минимизации без ограничений. Наиболее под-
ходящим для этого является метод минимизации Нелдера -
Мида, на основе алгоритмов которого разработана программа
расчета внешней смазочной системы. Из анализа эксперимен-
тальных данных для каждой группы элементов внешней сма-
зочной системы выбирается структура формулы (88). Для насо-
сов эта формула имеет вид
GH = br — b2 (рн ~ рвх)>	(92)
где GH-подача насоса; рвх и рн-давления на входе в насос
и выходе из него; Ьг-расчетная подача насоса, определяемая
по конструктивным размерам и частоте вращения зубчатых ко-
246
Рис. 227. Схема про-
граммы расчета внешней
смазочной системы
лес или другого рабочего органа насоса (геометрическая по-
дача насоса при коэффициенте наполнения т|н = 1);
Ь2-коэффициент, характеризующий утечки в насосе.
Для фильтров, последовательно включенных в систему
(фильтры 4, 5, 14 на рис. 226), и самих двигателей (двигатель
16) из экспериментальной зависимости перепад давления на
фильтре Арф = а! 6ф + а2^ (где и а2-экспериментальные
константы; Сф-расход масла через фильтр). Тогда
6ф = []/al + 4а2Дрф - aj/(2a2).
(93)
Для предохранительных клапанов, ограничивающих давле-
ние на входе в элемент перепуском части масла мимо элемен-
та, например фильтра (клапан 6, рис. 226), экспериментальная
зависимость перепада давления на клапане имеет вид Ар —
= Рклб + дзб + (где Рклб~ давление перед клапаном;
Q-расход масла через клапаны; а3 и а4-константы). Откуда
имеем
2 = 0, если Др < р*;	I
2 = [|Аз + ^4 (Ар - Р*) - а3]/(2а4), |	(94)
если Др > р*.	J
Для обводных клапанов, ограничивающих расход через эле-
мент (клапан 7, рис. 226)
2 — |/Др, если Др < р*;
2 = [а6(Др-р*) + а5]]/Др, если р* Др<ртах;	(95)
2 = я7|/Др, если Др>Дртах.
Для клапанов, расход масла через которые не является
частью его расхода через двигатель (клапаны 3, 10 и 12.
рис. 226), расходы определяются по уравнениям (95), в которых
константа а5 = 0. Расход масла через фильтры, которые рабо-
тают на слив (центробежные фильтры 13 и 15, рис. 226)
и имеют клапаны на входе, предотвращающие слив масла при
давлении в системе, меньшем давления настройки их клапанов,
определяется по уравнениям (94).
Экспериментальная зависимость между перепадом давления
и расходом масла через охладители имеет вид
Ap = a8Ga%
(96)
где а8 и а9- экспериментальные константы.
| УП
г-^-т Г-Ц Н-1
| Ьмд 1 | |Вмад1| [ ПИ |
<р । в
t.
| Ввод 2
|»ымд2|
247
300	400 SOO 600	700	800 п.об/мин
Рис. 228. Изменение да-
вленнй в узлах схемы
внешней смазочной си-
стемы при работе по тепло-
возной характеристике ди-
зеля 16ЧН 26/26:
1 - на выходе из первого насо-
са; 2-на входе в дизель;
-----расчетная кривая;
-----экспериментальная кри-
вая
Согласно схеме программы расчета внешней смазочной си-
стемы (рис. 227) управляющая программа УП осуществляет
последовательное обращение к программным модулям, ко-
торые реализуют ввод информации, характеризующей тополо-
гию системы (номера элементов системы, узлов, ветвей, подво-
дящих и отводящих масло из узлов, модуль ВВОД 1), вывод на
печать предыдущей информации (модуль ВЫВОД 1), задание
коэффициентов, входящих в формулы (92)-(96) (модуль ВВОД
2), распечатку информации, заданной модулем ВВОД 2 (модуль
ВЫВОД 2), формирование функции (87) (модуль Ф), поиск ее
минимума (модуль ПМ), вычисление расходов масла через эле-
менты схемы (модуль G), распечатку расчетных величины дав-
лений pi в узловых точках и расходов масла через элементы
(модуль ВЫВОД 3).
На рис. 226 показаны расчетные и экспериментальные зна-
чения давлений в узлах II — VIII при п = 1000 об/мин, а на рис.
228-изменение по тепловозной характеристике давлений в уз-
лах перед вторым насосом и после него и перед двигателем
при температуре масла на входе в двигатель 80°С и на выходе
85°С в схеме, отличающейся от схемы, данной на рис. 226, от-
сутствием обводного клапана у фильтра тонкой очистки. Из
рисунка видна хорошая сходимость экспериментальных и рас-
четных данных.
I
Число обращений к мо-
дулю ВВОД 2 соответ-
ствует числу расчетных ре-
жимов работы двигателя.
I
•
Обращение к модулям
Ф, ПМ и G осуществляет-
ся на каждом шаге мини-
мизации.
I
•
Метод гидравлического
расчета внешней смазоч-
ной системы может быть
применен для расчета вну-
тренней смазочной си-
стемы, а также для расчета
систем охлаждения двига-
телей.
§ 2. Конструкции и расчет агрегатов
смазочных систем
Масляные насосы
В двигателях в качестве нагнетающих и откачивающих мас-
ляных насосов применяют главным образом объемные шесте-
ренные и винтовые насосы, отличающиеся надежностью, спо-
собностью создавать большие давления, простотой конструк-
ции и малой стоимостью.
Шестеренные насосы. По сравнению с винтовыми насосами
шестеренные (рисГ^229) имеют более простую конструкцию
и меньшую стоимость. Несколько насосных пар хорошо ком-
понуются в одном корпусе, образуя многосекционный насос
(рис. 230,231), что упрощает привод и размещение насосов
и маслопроводов на двигателе. При оборудовании шестеренно-
го насоса дополнительными клапанами и каналами он может
подавать масло при любом направлении вращения. На
рис. 232 изображен такой насос реверсивного двигателя. С ка-
рие. 229. Схема шесте-
ренного насоса:
1 -канавка на торце корпуса;
2 - полость нагнетания; 3 - по-
лость всасывания
248
Рис. 230. Трехсекционный А
шестеренный насос:
1 - вал; 2 - зубчатые колеса на-
гнетательных секций; 3-зуб-
чатые колеса откачивающей
секции; 4 - маслоприемник;
5-редукционный клапан
Рис.
сос
теля
Б~ Б (повернуто)
Рис. 231. Двухсекционный
масляный насос двигателя
ЯМЗ-236:
1 и 2 - корпус и зубчатые коле-
са охладительной секции; 3
и 4 - зубчатые колеса и корпус
нагнетательной секции;
5-зубчатое колесо привода
вала насоса; 6-промежуточ-
ное зубчатое колесо; 7-кры-
шка первого коренного под-
232. Шестеренный на-
реверсивного двига-
шипника ; 8 - предохранитель-
ный клапан нагнетательной
секции; 9 - пружина клапана
249
ждой стороны пары зубчатых колес имеются нагнетательные
I и 4 и выпускные 2 и 3 пластинчатые клапаны, позволяющие
по обводным каналам подводить масло к обеим сторонам на-
соса и отводить его.
К недостаткам шестеренных насосов следует отнести значи-
тельное уменьшение коэффициента подачи при большой часто-
те вращения зубчатых колес и, поэтому она должна быть не
более 3000 об/мин, а также динамические нагрузки на привод
насоса вследствие пульсирующей подачи масла.
Корпусы шестеренных насосов отливают из серых чугунов
и легких сплавов; в последнем случае применяют подшипни-
ковые вкладыши с упорными буртиками или отдельными
упорными дисками. Плоскости разъема в корпусе уплотняют
паронитовыми прокладками или притирают.
V В корпусе насосов устанавливают нагнетательные,
впускные, обратные или редукционные клапаны, позволяющие
поддерживать заданное давление в отдельных элементах мас-
ляной системы; в зависимости от расположения насоса и его
конструкции некоторые из этих клапанов могут отсутствовать
или располагаться вне корпуса насоса. Применяют шариковые,
пластинчатые и цилиндрические клапаны.
J Зубчатые колеса насосов могут быть прямозубыми или ко-
созубыми. В последнем случае уменьшаются пульсации давле-
ния и нагрузок на подшипники от защемляемого между зубья-
ми (со стороны нагнетания) масла. Для понижения указанных
нагрузок в насосах с прямозубыми колесами на торцовых по-
верхностях корпуса насоса делают канавку 1 (см. рис. 229), че-
рез которую масло выжимается из впадины между зубьями,
или отверстия между зубьями и каналы в осях и валиках зуб-
чатых колес для вывода масла в полость нагнетания или
к подшипникам.
Зубчатые колеса изготовляют из серых чугунов и сталей;
модуль зубчатых колес насосов выбирают в пределах 2-5 мм
для насосов быстроходных двигателей и до 8-10 мм для насо-
сов малооборотных двигателей. Для уменьшения размеров
и массы насосов число зубь£й\) должно быть минимальным
(6-15), так как при малом числе зубьев относительный объем
впадин между ними получается большим. Длину зубьев выби-
рают в пределах 0,3-1,3 наружного диаметра зубчатого колеса
(зубья меньшей длины делают в многосекционных насосах).
Основные размеры масляного шестеренного насоса опреде-
ляют на основании следующих соображений. Если допустить,
что объем впадин равен объему зубьев, то объем масла, по-
даваемого за один оборот вала при одинаковых зубчатых коле-
сах, будет равен объему полого цилиндра, толщина стенки ко-
торого равна высоте зуба. Таким образом, подача насоса (в
л/с)
Ki = GM (1/р) = 6nDohbnv\n10~5,	(97)
где р - удельная масса масла, кг/л; DQ - диаметр начальной
окружности зубчатого колеса, мм; h, b-высота и длина зуба,
мм; т|н-коэффициент подачи насоса.
Полагая, что h = 2m, a D0 = mz (где m-модуль зуба в мм,
z-число зубьев зубчатого колеса), получим выражение для
подачи (в л/ч)
250
I
•
В крейцкопфных двига-
телях винтовые масляные
насосы имеют авто-
номный электропривод.
I
При меньшей длине
винтов утечки масла ста-
новятся недопустимо
большими.
Уп = 12пст2Ьлг|н10 5.	(98)
Для насоса с одинаковыми косозубыми колесами подача (в
л/ч)
Ун = 12лЬи [(D/2)2 — (mz/2)2 - (b2/3)cos2 ot tg2 0 —
— (12/12) (4 — 6е + Зе2) + (b/2)t(s — l)cos atg 0] 10“ 5,	(99)
где D- диаметр окружности выступов зубьев; а-угол зацепле-
ния; 0-угол наклона зуба на начальной окружности; t =
= kDq/z-w&t по начальной окружности; е-коэффициент пере-
крытия.
Подачу откачивающих секций принимают в 1,25-1,5 раза
больше подачи нагнетательных для их постоянного заполне-
ния. Коэффициент подачи выбирают в пределах 0,6-0,8; он
является функцией частоты вращения шестерен, точности изго-
товления и монтажа насосов, степени их износа, давления
и температуры масла. Для косозубых шестерен т]н = 1.
Сечения входных и выходных патрубков определяют по до-
пускаемым скоростям масла, составляющим для входных па-
трубков 0,3-0,6 м/с, для выходных 0,8-1,5 м/с. В особо форси-
рованных быстроходных двигателях эти скорости могут быть
повышены соответственно до 3 и 4 м/с.
Шестеренные масляные насосы приводят в движение от рас-
пределительных, промежуточных или коленчатых валов цилин-
дрическими прямозубыми и винтовыми зубчатыми колесами,
бесшумными цепями, а в V-образных двигателях - и конически-
ми прямозубыми зубчатыми колесами.
Привод от распределительного вала винтовыми зубчатыми
колесами типичен для двигателей с электрическим зажиганием,
в которых от одной шестерни приводится в движение прерыва-
тель-распределитель зажигания и масляный насос, распола-
гаемые, как правило, соосно; масляный насос может находить-
ся в картере и вне его.
В автотракторных дизелях масляный насос обычно разме-
щают в картере на одной из крышек коренных подшипников
и приводят в движение цилиндрическими зубчатыми колесами
(см. рис. 231).
В судовых и стационарных двигателях масляные насосы
устанавливают обычно вместе с водяными насосами на одном
из торцов под выступающими регуляторами или пультами
управления, со стороны, противоположной отбору мощности.
Приводятся они от коленчатого вала зубчатыми колесами. При
таком расположении масляных и водяных насосов можно
уменьшить размеры и массу двигателя, упрощается доступ
к ним (см. рис. 232) и привод других агрегатов.
Винтовые насосы. Вследствие компактности, высокого КПД
и отсутствия”пульсаций давления винтовые насосы начинают
применяться не только в крейцкопфных, но и в тронковых дви-
гателях различного назначения. Эти насосы способны созда-
вать давление до 2,5 МПа и работать при частоте вращения ве-
дущего винта до 6000 об/мин.
В стандартных трехвинтовых насосах с винтами циклои-
дального профиля осуществляются следующие конструктивные
251
соотношения в долях от наружного диаметра ведомых винтов
JH (рис. 233): наружный диаметр ведущего винта DH = 5,3 dn;
внутренний диаметр ведущего винта D3 —	; внутренний диа-
метр ведомых винтов dB = l/3dH ; шаг винтов t = 10/3dn ; длина
винтов L > 1,25г.
На рис. 233 представлен насос, способный работать на ре-
версивных двигателях или двигателях правого и левого враще-
ния коленчатых валов. При указанном направлении вращения
ведущего двухзаходного винта масло из картера двигателя по
каналу V поступает в полость IV и далее через клапан 6 в поло-
сти I у торцов винтов. При этом клапан 5 удерживается в за-
крытом состоянии усилием пружины и давлением в полости
III. Перемещаясь вдоль винтов, масло через окна 2 во втулке
1 из полостей I (нарезка винтов у концов противоположная)
попадает в полость III, далее через клапан 7-в нагнетатель-
ную полость II. Клапан 8 при этом удерживается в закрытом
положении усилием пружины и давлением масла. Из полости
II масло через отверстие фланца 3 направляется в охладитель.
Клапан 4 перепускает масло из нагнетательной полости II во
всасывающую полость IV при чрезмерном повышении давле-
ния в первой.
При вращении ведущего винта в обратном направлении
масло из всасывающей полости IV через клапан 5 (при закры-
том клапане б) поступает в полость III, откуда через окна 2 во
втулке 1 попадает к винтам и перемещается последними в по-
лости I. Через клапан 8 масло из полости I попадает в полость
нагнетания (клапан 7 при этом закрыт).
Рис. 234. Плунжерный на-
сос:
1 - горизонтальный вал при-
вода ; 2 - рабочий маслопро-
вод; 3-контрольный масло-
провод ; 4 - распределитель;
5-плунжер; 6 и 7-фигурные
шайбы приводов соответ-
ственно распределителя
и плунжеров; 8 - всасываю-
щий клапан; 9-вал привода
шайб плунжеров и распреде-
лителей; 10-червячное коле-
со
Рис. 233. Винтовой насос
252
Подача стандартного трехвинтового насоса (в л/ч)
Рис. 235. Схема системы
дозированного смазывания
цилиндров:
1 - плунжерный насос;
2-5-детали привода насоса;
6-втулка цилиндра; 7-шту-
цер
30
Рис. 236. Каплеуказатель
смазочной системы цилин-
дров:
1 - масло; 2 - соляной рас-
твор; Л-смотровое окно
I
Фильтры грубой очист-
ки задерживают частицы
более 30—150 мкм;
фильтры тонкой очист-
ки-более 0,5—1 мкм.
Ин = 0,25</3Пнив,	(100)
где Jh-b см; ив-частота вращения винтов, об/мин; т|н выби-
рают в пределах 0,7-0,95.
Для смазывания рабочих цилиндров мало- и среднеобо-
ротных двигателей применяются многоплунжерные (до 16
плунжеров) насрсы («смазчики»), которые~могут создавать да-
вление до 6—10 МПа. Число точек подачи на цилиндр дости-
гает четырех -десяти.
При регулируемой подаче огфеделенная* порция масла по-
дается на зеркало цилиндра в заданный момент времени при
малом избыточном давлении (до 0,3-0,5 МПа). Цикловая по-
дача масла в одной точке оказывается соизмеримой с объемом
мениска масла в отверстии (5-10 мм3), что при достаточном
смазывании цилиндра и нейтрализации кислых продуктов сго-
рания топлива позволяет снизить расходы масла до
0,3-0,9 г/(кВт-ч).
На рис. 234 показан насос, состоящий из плунжерных пар
и распределителей, направляющих масло по рабочему масло-
проводу к смазывающему штуцеру 7 (рис. 235) или контроль-
ному устройству - каплеуказателю (рис. 236).
Фильтры
Масляные фильтры. Масляные фильтры при хорошем очи-
щающем действии должны обладать малым гидравлическим
сопротивлением при небольших размерах и работать без об-
служивания длительные сроки, определяемые необходимым
обслуживанием двигателя при остановках, или допускать тако-
вое при работающем двигателе.
По принципу действия все применяемые фильтры делятся
на механические, поглощающие, химические, гидродинамиче-
ские и магнитные, a ло степени очистки масла и способу вклю-
чения в круг циркуляции-на грубые (полнопоточные), вклю-
чаемые последовательно, и фильтры тонкой очистки, вклю-
чаемые параллельно главной масляной магистрали. Через
фильтры тонкой очистки пропускается 8-20% масла, подавае-
мого насосами.
В смазочных системах подшипников турбокомпрессоров
наддува применяется полнопоточная очистка масла в фильтрах
тонкой очистки независимо от того, является ли система
частью смазочной системы двигателя или отдельной.
Механические фильтры. Эти фильтры делятся на сетчатые
и щелевые.
Фильтрующие элементы сетчатых фильтров изготовляют из
металлических сеток или набора перфорированных пластин.
Степень очистки масла в них определяется размерами ячеек
и количеством фильтрующих слоев на пути масла. В качестве
предохранительных сеток и для пеногасителей используют сет-
ки с числом отверстий до 100 на 1 см2; в качестве фильтрую-
щих сеток-сетки с числом отверстий 200-50 000 на 1 см2. Засо-
ренные сетчатые фильтры можно очищать только промывкой.
Для увеличения продолжительности непрерывной работы
двигателя последовательно включенные фильтры грубой очист-
253
Рис. 237. Сдвоенный
фильтр судового двигателя
ки делают сдвоенными, что позволяет выключать один из
фильтров для очистки?7На рис. 237 показан сдвоенный фильтр
грубой очистки судового двигателя, состоящий из двух одина-
ковых секций, включаемых в работу или отдельно, или парал-
лельно при помощи трехходового крана. В каждой секции уста-
новлено девять фильтрующих элементов 4, надетых на
центральную трубу 2 с отверстиями и закрепленных диском 3.
Фильтрующий элемент имеет две спаянные штампованные та-
релки с отверстиями на наружной поверхности, закрытыми
припаянными латунными сетками. Масло поступает в фильтр
по каналу А, проходит через сетки внутрь фильтрующих эле-
ментов, а затем по трубе 2 выходит из фильтра по каналу Б.
Секции закрыты легко открывающимися крышками, позволяю-
щими вынимать элементы для очистки. Для выпуска воздуха
при заполнении фильтров в крышках установлены краны 1.
Щелевые фильтры можно очищать при работающем двига-
теле; процесс очистки легко автоматизируется. Эти фильтры
делятся на пластинчатые и проволочные. Ширина щелей между
пластинами и витками проволоки равна 0,03-0,15 мм. По-
добные фильтры применяют в качестве полнопоточных филь-
тров грубой очистки.
К механическим фильтрам относятся также фильтры, имею-
щие фильтрующий элемент из войлока, хлопчатобумажной
пряжи, текстильных тканых материалов, картона, бумаги. Их
используют как для грубой очистки, так и для тонкой.
Поглощающие фильтры. Эти фильтры не только задержи-
вают механические примеси, но и поглощают свободные кис-
лоты, щелочи, воду, обеспечивая более глубокую очистку мас-
ла. В качестве фильтрующих материалов используют бумагу,
древесные опилки, пряжу, войлок и другие материалы со спе-
циальными пропитками, а также неорганические материалы,
например, смеси из оксида алюминия (~ 30-35%), бокситов (~
~ 50%), присадок марганца (~ 1%), серы (~ 0,5%) и наполните-
ля - шлаковой ваты. При засорении фильтрующий элемент
заменяют.
Гидродинамические фильтры. Принцип работы фильтра
(центрифуги) основан на использовании центробежных сил. Во
вращающемся потоке происходит отделение от масла приме-
сей, имеющих большую, чем масло, плотность. Очищенное
масло направляется в охладитель, картер двигателя или
В современных кон-
струкциях двигателей на-
метилась тенденция при-
менять полнопоточные
фильтры тонкой очистки
масла со сменными филь-
трующими элементами.
I
•
Из специальной пори-
стой и прочной бумаги вы-
полняются сменные филь-
трующие элементы полно-
поточных фильтров. Для
увеличения фильтрующей
поверхности бумага
складывается в . них
особым способом.
I
Пластинчатые фильтры
обладают лучшими мас-
согабаритными показате-
лями.
254
I
•
В настоящее время
определилась тенденция
применения центрифуг
в качестве полнопоточных
фильтров в совокупности
с параллельно вклю-
ченными поглощающими
фильтрами.
в главный бак. Примеси из центрифуги периодически удаляют-
ся. Привод ротора осуществляют от одного из валов двигате-
ля, автономным электродвигателем (активный привод) или ре-
активными силами струй очищаемого масла, выбрасываемого
из ротора через специальные сопла (реактивный привод).
Центрифуги обеспечивают хорошую очистку масла от ча-
стиц более 0,5-1 мкм при малом сопротивлении, поэтому их
применяют в двигателях всех типов как при последовательном,
так и при параллельном включении.
Центробежная очистка масла происходит также в полых
шейках коленчатого вала, при этом масло в подшипники отби-
рается из слоев, расположенных как можно ближе к оси враще-
ния вала.
При центробежной очистке отделяются наиболее плотные
примеси, обладающие абразивными свойствами, поэтому изна-
шивание трущихся поверхностей при такой очистке сокращает-
ся в 3-4 раза
Рис. 238. Центробежный
фильтр тонкой очистки
масла	двигателя
12ДН 23/30
255
Примером конструции центробежного фильтра может слу-
жить фильтр двигателя 12ДН 23/30 (рис. 238), предназначенный
для тонкой очистки масла и включаемый параллельно основ-
ному масляному потоку. Через обратный клапан 2, располо-
женный в корпусе 1, и отверстия а в оси 5 масло поступает
в полость сварного корпуса 9 ротора, далее через зазор между
осью 5 и козырьком 8-в полость литой крышки б ротора. От-
сюда масло вытекает через клапан 11 двух сопел 7 в полость
сварного кожуха 4 фильтра. Возникающие при этом реак-
тивные силы струй масла раскручивают ротор; под действием
центробежных сил все примеси с большей, чем у масла плот-
ностью, отбрасываются на внутреннюю цилиндрическую по-
верхность, откуда периодически удаляются при обслуживании
двигателя. Из полости кожуха фильтра масло сливается в ли-
той кронштейн 10 фильтра и затем в картер двигателя.
Обратный клапан служит для отключения центробежного
фильтра при понижении давления масла в смазочной системе
ниже 0,25 МПа, так как при малых давлениях масла фильтр ра-
ботает неэффективно, но способствует дальнейшему снижению
давления масла в системе. Давление закрытия обратного кла-
пана 2 регулируют прокладками, расположенными под пружи-
ной клапана, а ход (и расход масла через фильтр)-шпинде-
лем 3.
Магнитные фильтры. Эти фильтры устанавливают в двига-
телях не только на период обкатки, но и для дальнейшей экс-
плуатации, так как они хорошо удерживают частицы металлов
вместе с обволакивающими их смолами и предохраняют мас-
ляные насосы и фильтры тонкой очистки от преждевременных
износа и засорения. Такие фильтры представляют собой по-
стоянные магниты, вмонтированные в пробки сливных или спе-
циальных отверстий в поддоне картера, полнопоточных филь-
тров, охладителей и баков.
При компоновке фильтров на двигателе или силовой уста-
новке и их конструировании следует обеспечить к ним легкий
доступ во время эксплуатации для очистки и смены фильтрую-
щих элементов.
Механические и поглощающие фильтры рассчитывают на
начальный перепад давления 0,02-0,05 МПа, который повы-
шается по мере засорения фильтра. Для обеспечения смазыва-
ния при засоренных фильтрах, включенных последовательно
в круг циркуляции, или при загустевшем масле фильтры обору-
дуют перепускными клапанами, пропускающими масло в глав-
ную магистраль в обход фильтра и отрегулированными на раз-
ность давлений 0,08-0,25 МПа.
Пропускная способность фильтров, включаемых параллель-
но, определяется подбором сопротивлений фильтра и масло-
провода.
Расчет фильтров
Ориентировочно размеры механических фильтров могут
быть определены по следующей формуле:
vM = cFAp/p,	(101)
где им-пропускная способность фильтра, л/мин; F-минималь-
256
ная площадь фильтрующего элемента, см2; Ар-начальный
перепад давлений до и после фильтра, МПа; ц-динамическая
вязкость масла, Па-с; с-коэффициент, характеризующий про-
пускную способность фильтрующего материала.
Примерные значения коэффициента с приведены ниже.
Хлопчатобумажные ткани....... 0,0006-0,0088
Мягкий густой войлок чистой выдел-*
ки толщиной 1 см................0,0015
Густая металлическая сетка...... 0,0049
Металлический пластинчатый фильтр 0,0079
При выборе размеров щелевых и сетчатых фильтров исхо-
дят из значения скорости протекания масла в живом сечении
фильтра (т. е. отношения объемного секундного расхода к пло-
щади отверстий в фильтрующих элементах). Ниже даны значе-
ния этих скоростей (в см/с) для фильтров:
сетчатых............................2-4
проволочных.........................3-6
пластинчатых:
без скребков....................6-8
со скребками....................До 12
Для фильтров цилиндрической формы тракторных двигате-
лей из волокнистых материалов удельная площадь наружной
поверхности фильтрующего элемента при толщине слоя
30-50 мм составляет примерно 20 см2/кВт. Более точное соот-
ношение пропускной способности фильтра им, площади филь-
трующего элемента и перепада давления в сетчатых фильтрах
можно отыскать, если рассматривать течение масла через жи-
вое сечение сетки площадью Го как ламинарное со средней
скоростью
u=rM/F0.	(102)
Величину Го определяют из выражения
^0 = Гфкс,	(103)
где	Гф-площадь	поверхности фильтрующей г сетки;
кс- коэффициент живого сечения сетки.
Коэффициент
kc = l2/(l + d)2,	(104)
где /-сторона квадрата отверстия в сетке; d~диаметр проволо-
ки сетки.
Подставляя уравнение (102) в выражения (103) и (104),
получим
и = (I + d)2 vM / (/2Гф).	(105)
Режим течения жидкости сквозь сетку характеризуется чис-
лом Рейнольдса
Re = ud/v,
где v-кинематическая вязкость.
257
Ламинарное обтекание цилиндра (проволоки) диаметром
d будет при Re 0,05. Следовательно,
и 0fi5v/d
или
(/ + ^)2Ум/(/^ф)^0,05у//.
(106)
(Ю7)
Отсюда общая поверхность фильтрующей сетки
Гф = 20J(/ +J)2uM/(v/2).	(108)
Сторона квадрата I отверстия в сетке выбирается из усло-
вия допустимой величины частиц примеси, проходящих сквозь
сетку; для тканой сетки величина I зависит и от диаметра
проволоки.
Гидравлическое сопротивление фильтра Ар можно опреде-
лить как сумму перепадов давления на корпусе фильтра Арк
и фильтрующей сетке Арс:
Арк = £кр^/2;	(109)
Apc = £cpv2/2,	(110)
где р-плотность масла; гп и v-скорости масла соответственно
в подводящем (или отводящем) патрубке корпуса насоса и
в сетке (скорость фильтрации), v — vn /Гф;	и
£с - коэффициенты сопротивления соответственно корпуса
(определяемый экспериментально) и сетки.
Для ламинарного течения
£c = 22/Re = 22v/(ud).	(Ill)
Так как v — и/кс, a vp = ц, то, принимая во внимание выра-
жения (104) и (105), получим
Дрс=11ц1;м(/ + </)7(^/2).	(И2)
Учитывая, что vn = vM/Fn, получаем
Арк = КкР^/(2Г2)] + [llpvM(/ + d)2/(Fbdl2)],	(ИЗ)
где Fn-сечение подводящего (или отводящего) патрубка корпу-
са фильтра.
При засорении сетки уменьшается сторона квадрата отвер-
стия, что приводит к снижению значения Гф и повышению
перепада давления Арс, в результате условие (106) нарушается.
Определим минимально допустимые величины I и Гф. Предпо-
ложим, что загрязнения откладываются на сетке равномерно
по всей поверхности. Это будет означать, что размер ячеек
I сетки будет уменьшаться равномерно при сохранении шага
сетки, т. е.
d + / = const = с.	(114)
Подставляя в выражение (112) уравнения (108) и (114), нахо-
дим Арс = 0,55ц2/ [р (с - /)2 ], откуда
Величина 0,6 4- 0,8.
I
Величину ип выбирают
в пределах 2-5 м/с
258
	/ = с —pj 0.55 (рДрс).	(115) Максимально допустимый перепад давления на фильтре Артах будет определяться или расчетными параметрами внеш- ней системы, обеспечивающими подвод масла к трущимся по- верхностям, или прочностью элементов фильтра. Задаваясь максимально допустимым перепадом давления на сетке Аретах» находим из (115) минимальный размер стороны квадрата ячейки /mjn после допустимого загрязнения. Подста- вив значения /mjn в (108), определяем минимально допустимую после загрязнения площадь отверстий сетки F фтш = 20с2гм ]/ О,55р/Дрстах / (с — v ]/ О,55р/Дрстах )2.	(116) Уточнение связи между гм, Гф и Др для фильтров тонкой очистки по изложенному методу невозможно потому, что для фильтрующих материалов таких фильтров нельзя выявить ха- рактерный размер d и, следовательно, определить коэффициент хотя заведомо известен ламинарный характер течения мас- ла через фильтрующую штору. Поэтому величину Др находят из уравнения Лр = Аршт +Арк.	(117) Перепад давления на фильтрующей шторе Аршт = Ц^шт^м	»	(118) перепад давления на корпусе фильтра
Коэффициенты at и а2 мало зависят от темпера- туры масла вследствие турбулентного режима те- чения масла в корпусе фильтра.	&рк = а^ы + а2^,	(119) где Кшт-гидравлическое сопротивление шторы, м-1, опреде- ляемое для фильтрующих материалов экспериментально; аг и а2 - эмпирические коэффициенты; гм/Гшт-скорость фильтра- ции, выбираемая в пределах (0,278-0,417)/1000, м/с; p-динами- ческая вязкость масла. Суммируя (118) и (119), получаем суммарный перепад давле- ния в фильтре тонкой очистки Др = [(«1 + цЯшт /Fun) t’M ] + a2t>M.	(120) Принимая, что корпус фильтра не засоряется (Дрк — const), Apmax будет определяться согласно (117) максимально допу- стимым из условия прочности шторы перепадом давления на шторе Аршттах- Согласно (118) Аршт max = Н (^шт + ^ос max) /Fшт»	(121) где Roc max - максимальное гидравлическое сопротивление слоя осадка на шторе. Тогда Артах = [Л1 + р (Кшт + ^ос max )/1^шт ]	(122)
259
Процесс очистки масла в центробежных фильтрах можно
описать, проанализировав движение частицы диаметром d
и плотностью р0 в цилиндрическом роторе. Пусть масса
частицы
m = 7tJ3p0/6,	(123)
а у-вектор скорости частицы в цилиндрической системе коор-
динат, жестко связанной с ротором.
Составляющими вектора v будут радиальная скорость ча-
стицы vr, окружная скорость и осевая скорость vz. Уравне-
ние движения частицы имеет вид
m v = Ёц + Ёк + Fc + Ёа + Ёт + Ёп 9	(124)
где Ёц, Ёк, Ёс, Ёа, Ёт, Ёп-векторы сил соответственно центро-
бежной, действующей на частицу, Кориолиса, вязкого сопроти-
вления движению частицы, Архимеда, тяжести, подъемной.
Вектор центробежной силы
Ёц = - т (со х со х R),	(125)
где со-вектор угловой скорости жидкости; R- радиус-вектор,
определяющий положение частицы относительно оси вращения
ротора.
Вектор силы Кориолиса
Ёк = ~ 2m (со х г).	(126)
Вектор силы вязкого сопротивления движению частицы
Ёс= — 6л|я/ (г — v0),	(127)
где г0- вектор скорости жидкости относительно ротора.
Вектор силы Архимеда
Ёа= -f(graddp)dK	(128)
или ввиду малости размера частицы
Ёа = (m/p0) grad dp.	(129)
где р- давление жидкости в роторе; К-объем частицы.
Вектор силы тяжести
FT = mg.	(130)
где ускорение свободного падения.
Вектор подъемной силы, возникающей при обтекании ча-
стицы потоком масла,
Ёп = кр (и0 - v) rot v0.	(131)
Допуская, что жидкость вращается вместе с ротором без
проскальзывания как твердое тело, можно считать, что вектор
vQ имеет одну доминирующую осевую составляющую г02, ко-
торую можно рассматривать как среднюю по сечению ротора
осевую скорость движения жидкости. Тогда можно полагать,
что Fn = 0. Проектируя векторы из (124) на оси цилиндрической
системы координат, получим
260
m (vr — tq r) = mco2r + 2тсооф — 6тгцс/гг —
( , др\
т/Po -т-
\ or /
т(еф - Vj-Vy/r) = - 2mavr - 6лцс/гф - [m/(pr)]
8p
mvz = - 6щи1 (vz - vQZ) - (м/р) — - mg.
oz
(132)
(133)
(134)
Пренебрегая ускорением силы свободного падения и соста-
вляющей градиента давления вдоль оси, находим из (134), что
vz = voz > т-е- движение частицы вдоль оси ротора совпадает
с движением жидкости; радиальная и угловая составляющие
градиента давления в жидкости соответственно равны
др/дг = р($2г;	(135)
dp/(rd(p) = O.	(136)
Так как радиальное и угловое ускорения частицы
vr = vr dvr/dr-f	(137)
г’ф = vrdy/dr,	(138)
то уравнения (132) и (133) после деления их на т можно запи-
сать соответственно
Vfdvr /dr — Гф/r = (р0 — р) со2г/ро + 2согф — 6np.dvr/m;
(139)
Vydvy /dr + ггГф /г = — 2tovr — 6npdv^/m.
Решая эту систему относительно радиальной скорости ча-
стицы, получим
vr = (1 + е2) {|/1 + (Ро - р) Е2/ [Ро (1 + £2 )2 ] - 1} <ог/е,
(140)
где £-отношение силы Кориолиса к силе вязкого трения,
е = соро d2/ (18ц).	(141)
При £<0,1 уравнение (140) упрощается:
vr = (Ро - р)есог/(2ро).
(142)
Частица дойдет до стенки ротора и осядет на ней, если вре-
мя прохождения ее до стенки будет меньше или равно вре-
мени t2 прохождения ее вместе с маслом расстояния Н вдоль
оси ротора, равного высоте ротора:	Так как скорость
vr = dr/dt, то, подставляя в это выражение значения скорости из
(140) и (142), решая его относительно dt и интегрируя по dr
в пределах от гн (радиуса, определяющего положение частицы
в начале ее движения вдоль радиуса) до R (значения опреде-
ляющего положение стенки ротора), находим
= £ In(K/rH) / [со (1 + е2 )] [J/1+(р0-р)/[р0 (1 + £2)2] - 1];
(143)
261
h = 2p0 In (R/rH)/ [sa> (p0 - p)].	(144)
Время, в течение которого частица проходит высоту ротора,
t2 = H/voz = пН (R2 - г2 Ж,	(145)
где г0-минимальный радиус полости ротора.
Равенство времени и t2 дает возможность рассчитать ци-
линдрическую поверхность радиуса гн, с которой будет обеспе-
чиваться осаждение частиц на поверхность ротора.
Для случая е > 0,1
гн = КеЛ1,	(146)
где At = - пН(R2 - r%)со (1 + е2) []/1 + (р0 - р)/[р (1 + е2)2] -
- 1]/(ом£).
Для случая £^0,1
ГН = Re\	(147)
где Аг = - кН (R2 - ) cos (р0 - р)/(2рогм).
Коэффициент фильтрации ср, в данном случае характери-
зующий долю потока, подвергаемого очистке, можно опреде-
лить как отношение площадей сечения ротора, т.е.
<p = (R2-r^)/(K2-r2).	(148)
Коэффициент ф является вероятностью осаждения частицы
диаметром d и плотностью р0. Используя выражение (146)
и (147) и приравняв в выражении (148) ф = 1, можно найти диа-
метр частицы dmin, которая обязательно осядет на стенку рото-
ра (он будет характеризовать тонкость отсева частиц).
Для £ > 0,1
c/min = ]/гме1п(Я/г0)/{лЯ(К2 - rg)<o(l + е2) х	(149)
х [j/1 + (ро - р)/[р(1 + е2)2] - 1]} ;
ДЛЯ £ < 0,1
4пп = ]/2р01?м In (R/r0)/ [лЯ (R2 - г2 ) os (Ро “ Р)]-	(150)
После подстановки выражения (141) в (150) последнее при
d = dmin принимает вид
dmin = |/36|Г1>м In (К/г0) / [(р0 - р) ®2лЯ (R2 - )].	(151)
Если известна концентрация у (%) отфильтровываемой фазы
в масле, то по известной величине ф можно найти количество
осадка, образующегося в 1 мин,
Сос = 0,01гмфру.	(152)
Задаваясь конструктивными параметрами R, г0 и И, а также
параметрами очистки масла Jmjn, ф и р0 и параметрами масла
262
I
Коэффициентом филь-
трации (коэффицентом от-
сева) называется отноше-
ние изменения массовой
концентрации примеси
в фильтре у — уф к концен-
трации ее у в масле до
фильтра: Ф=(у-уф)/у.
Е
Из уравнений (149) и
(150) dmin находится ме-
тодом подстановок.
Рис. 239. Расчетная схема
реактивного привода мас-
ляного центробежного
фильтра:
О-О-ось вращения ротора;
4 .4-ось соплового отвер-
стия, из которого истекает
масло; h -расстояние среза
сопловогб отверстия от оси
канала подвода масла; v-век-
тор абсолютной скорости ис-
течения масла; f - вектор ско-
рости истечем иямасл а, напра-
вленный вдоль оси А-А со-
плового отверстия; Rc - ра-
диус плеча реактивного мо-
мента; а-угол между ра-
диусом плеча реактивного
момента и осью канала под-
вода масла;	- проекция
вектора абсолютной скорости
масла на перпендикуляр к Rc;
й -вектор переносной скоро-
сти сопла
гм, р и ц из (149) или (150), можно рассчитать необходимую
угловую скорость ротора со. При принудительном приводе для
задаваемого скоростного режима работы двигателя она легко
обеспечивается передачей от вала двигателя или автономного
двигателя. Если ротор приводится во вращение энергией выте-
кающего из него масла, то необходимую угловую скорость
определяют по расчетной схеме (рис. 239).
Реактивный момент, создаваемый струями масла,
Мр = pvMKcVAB •	(153)
Из рис. 239 следует, что
= vc cos а — ис.	(154)
При двух соплах
^с = ^м/(2/с£с),	(155)
где /с-площадь сечения сопла; ес~коэффициент сжатия выте-
кающей струи.
Значения щ и cos ос определяют по формулам
Uc = (dRc;	(156)
cos ос = |/1 — (hc/Rc)2	(157)
Подставляя их значение в (153), получаем
Мр = римЯс [(^м cos а)/(2/сес ) - (OjRc]•	(158)
При со — const момент Мр уравновешивается моментом сил
трения, пропорциональным угловой скорости,
Мтр = Ьсо,	(159)
где Ъ- коэффициент пропорциональности.
Из равенств (158) и (159) получаем выражение для ей;
со = (рГмКс cos а) / [2/сес (Ь + pvMKc )]•	(160)
Выражение (160) позволяет найти при известных им и со пло-
263
щадь сечений сопел fc, обеспечивающих получение необходи-
мой величины со, если известны коэффициенты b и £с. Если они
неизвестны, то более определенные связи между конструк-
тивными и режимными параметрами могут быть получены ме-
тодом, изложенным применительно к расчетам внешней сма-
зочной системы.
Пусть расход масла через ротор определяется выражением
”м = 2Цс/с ]/2рс/р,	(161)
где Це-коэффициент расхода сопловых отверстий.
Давление перед соплами рс зависит от давления масла р на
входе в ротор, потерь его Лрп в роторе и прироста давления
из-за наличия центробежного поля в роторе:
рс = р - Лрп + рсо* 2 (R? - г%) /2.	(162)
Величина Арп находится в сложной зависимости от кон-
структивного исполнения ротора, расхода масла и частоты вра-
щения. В общем виде ее можно аппроксимировать зависи-
мостью
Арп = (Д1 + а2а + а3со2) им,	(163)
где alf а2, а3 -эмпирические коэффициенты.
Из уравнений (160)—(163) получаем систему нелинейных
уравнений, связывающих конструктивные и режимные пара-
метры центрифуги:
vM - 2цс/с ]/2 [р - (at + а2св + а3ю2) vM + р со2 (R2 - rg) 2]£ =
= 0;
со - рКсОм cos а/ [2/csc (b + puMjRg)] = 0.
Систему можно решить методом, использованным при ги-
дравлическом расчете внешней смазочной системы. Для этого
запишем систему (164) в виде
Ф1 (гм,®,р) = 0;
Ф2(гм, со, р) = 0.
I
•
В систему (165) кон-
структивные параметры
ротора не входят, так как
они выбираются предва-
рительно и, следователь-
но, являются заданными
(165)
Решение системы (165) обращает в нуль функцию, аналогич-
ную (91)
Г(гм,со,р) = £Ф2(гм,со, р).	(166)
Найдя глобальный минимум функции (166) методом Нелде-
ра-Мида можно определить значения р* и со*, соответствую-
щие значениям vM и выбранным конструктивным параметрам
ротора. Метод позволяет анализировать влияние конструк-
тивных параметров ротора на скоростные характеристики цен-
трифуги в возможном диапазоне изменения давления масла на
входе в ротор и, следовательно, оценивать тонкость очистки
и коэффициент фильтрации масла.
264
Рис. 240. Схема вентиля-
ции картера двигателя
ЗИЛ-130:
1 -воздушный фильтр;
2 - маслоуловитель; 3 - кла-
пан вентиляции картера,
уменьшающий разрежение
в картере при прикрытой
дроссельной заслонке (пока-
зано верхнее положение кла-
пана); 4-корпус клапана;
5-штуцер трубки отсоса га-
зов
§ 3. Элементы смазочной системы
Маслосборники. Масло, стекающее со смазываемых поверх-
ностей, собирается в рамах и поддонах, закрывающих картер
двигателя, а если картер расположен над цилиндрами-в спе-
циальных карманах и лотках-маслоуловителях, куда масло по-
падает при вытекании из зазоров подшипников и полостей
поршней.
Мокрые картеры имеют успокоители уровня масла в виде
горизонтальных и вертикальных листов и сеток и местные
углубления, в которых размещаются маслоприемники мас-
ляных насосов. В маслосборниках сухцх картеров делают углу-
бления для маслоприемников с сетками, отделяющими пену
и предотвращающими попадание в маслоприемники посторон-
них предметов (инструмент, крепежные детали, обломки метал-
ла, обтирочные материалы).
Картерное пространство двигателя для устранения повы-
265
шейного давления сообщают с атмосферой специальным
устройством (сапуном), препятствующим выбрасыванию мас-
ляного тумана, или оборудуют устройствами для принудитель-
ной вентиляции картера (рис. 240). Отсос из картера газооб-
разных продуктов сгорания и паров попадающего в картер
топлива и заполнение картера холодным чистым воздухом спо-
собствуют повышению срока службы масла и уменьшают
опасность взрыва в картере. В дизелях большой мощности
опасность взрыва в картерах особенно велика вследствие их
большого объема и длительной непрерывной работы. Крышки
смотровых люков картеров таких двигателей снабжают авто-
матическими предохранительными клапанами, открывающими-
ся при повышении давления в картере на 0,01-0,02 МПа. Это
предупреждает разрушения и устраняет опасность для обслу-
живающего двигатель персонала. После вспышки клапаны ав-
томатически закрываются. Проходные сечения клапанов выби-
рают из расчета 0,10-0,12 см2 на 1 л объема картера.
Маслосборники должны иметь отверстия с пробками для
слива масла.
Маслоприемники. Маслоприемники двигателей с сухими
картерами, располагаемые по концам картера, представляют
собой трубы, соединенные с отсасывающими секциями насосов.
Приемные концы труб отгибают в сторону днища маслосбор-
ника. В двигателях с мокрыми картерами маслоприемники
имеют вид опрокинутых в масло чаш или тарелок с сетками,
из-под которых и забирается масло (см. рис. 230 и 240), что
устраняет засасывание пены и перебои в подаче масла.
В транспортных двигателях широко применяются плаваю-
щие маслоприемники, исключающие возможность засасывания
со дна поддона отстоявшихся грязи и воды. Для обеспечения
плавучести маслоприемника в нем предусматривают воздуш-
ную полость, а соединение его с насосом или маслопроводом
выполняют подвижным.
Маслопроводы. Наружные и внутренние маслопроводы дви-
гателей изготовляют из стальных и медных труб, закреп-
ляемых на корпусных деталях и в соединяемых элементах сма-
зочной системы. Преимуществами медных труб являются
большая теплопроводность и меньшая опасность появления
трещин под действием вибраций, однако использование их
ограничивается из-за высокой стоимости.
Маслопроводы могут быть выполнены еще двумя способа-
ми: сверлением каналов в стенках корпусных деталей или за-
кладкой в литейную форму последних предварительно смонти-
рованной системы маслопроводов из труб. При втором
способе выполнения маслопроводов значительно уменьшаются
трудоемкость и стоимость изготовления двигателей.
Сечения маслопроводов выбирают по расчетным скоростям
течения масла, равным 1-6 м/с (большие скорости для форси-
рованных быстроходных двигателей).
Масляные баки. Баки сваривают из листовой стали, латуни
или дюралюминия толщиной 0,8-10 мм в зависимости от раз-
меров бака. Их форма может быть самой разнообразной
и определяется условиями размещения баков и производствен-
но-технологическими соображениями. Баки имеют заливные
и сливные отверстия, используемые также для их промывки,
266
I
Маслопроводы при об-
дуве могут рассеивать до
10% теплоты, отводимой
маслом.
I
<*
Общей для всех двигате-
лей тенденцией является
уменьшение длины и чис-
ла наружных маслопрово-
дов, что повышает надеж-
ность смазочной системы.
I
При размещении баков
и фильтров следует учиты-
вать, что обдувом их по-
верхностей можно рас-
сеять до 40% теплоты,
отводимой в масло.
Опыт эксплуатации дви-
гателей, постоянно рабо-
тающих в условиях не-
установившихся режимов,
показывает, что их мото-
ресурс в 1,5 2 раза ниже,
чем у двигателей того же
типа, но работающих на
установившихся режимах.
и устройства для сообщения полости бака с атмосферой. Мас-
ляные цистерны судовых двигателей нередко разделяют пере-
городками на отсеки, оборудованные перепускными и подогре-
вающими устройствами.
Контрольные и другие устройства. В смазочных системах
контролируются давления (в главной масляной магистрали или
на других участках системы), перепады давления в фильтрах
и охладителях, температуры (в основном баке, на выходе из
двигателя, иногда до и после охладителей), уровни масла в ба-
ках и картерах.
Для измерения температур используют дистанционные тер-
мометры. Давления измеряют пружинными и мембранными
манометрами с гидравлической или электрической передачей
импульса к показывающему прибору; сопротивления фильтров
измеряют дифференциальными манометрами.
Для определения уровня масла в мокрых картерах и баках
применяют мерные линейки с метками минимального и макси-
мального количества масла, поплавковые устройства, масло-
мерные стекла (в стационарных установках), пневматические
или электрические указатели.
Контрольные приборы часто связывают с системами звуко-
вой или световой сигнализации или автоматизированной за-
щиты двигателя, выключающей его при нарушениях нормаль-
ной работы смазочной системы.
В смазочных системах широко применяют регуляторы тем-
пературы масла, позволяющие поддерживать температуру по-
стоянной независимо от режима работы двигателя. Некоторые
узлы двигателя (вентиляторы системы охлаждения, водяные на-
сосы, приводы тахометров), не требующие обильного постоян-
ного смазывания, смазывают консистентным смазочным мате-
риалом, для чего их оборудуют колпачковыми и автоматичен
скими масленками.
Для того чтобы при пуске двигателей предупредить возник-
новение задиров на трущихся поверхностях деталей, а также
обеспечить необходимую последовательность операций, в сма-
зочной системе предварительно создают давление. Для этого
применяют прокачивающие масляные насосы (шестеренные,
винтовые, лопастные) с ручным или электрическим приводом,
автоматически отключаемые от двигателя после его пуска.
Для уменьшения крутящего момента при пуске двигателя
и обеспечения циркуляции масла при первых числах оборотов
коленчатого вала применяют подогрев масла в картерах или
баках (электрический, водяной или паровой), для чего сма-
зочные системы оборудуют необходимыми устройствами.
§ 4. Особенности смазывания узлов
трения при работе двигателя
на неустановившихся режимах
На неустановившихся режимах работы двигателя неиз-
бежны нарушения гидродинамических и граничных условий
смазывания в узлах трения и, как следствие, их повышенное из-
нашивание и возможность появления задиров.
Условия смазывания узлов трения зависят от характера
переходного режима, качества моторного масла, его вязкости,
267
маслянистости и вязкостно-температурной характеристики. Вид
и длительность переходного режима определяют величину
и направление углового ускорения приводного вала масляного
насоса, коэффициенты перегрузки в рабочих циклах, дестабили-
зацию теплового состояния двигателя. Сложное взаимодей-
ствие перечисленных факторов может приводить к нарушению
масляной пленки, разделяющей поверхности сопряженных де-
талей.
В рабочих циклах переходных режимов разгона, приема на-
грузки вязкость моторного масла выше, чем в сходственных
циклах установившихся режимов работы двигателя. Это обус-
ловливает более высокие потери на трение в масляном слое
(уменьшение механического КПД), снижение скорости подачи
масла к узлам трения по сравнению с рабочими циклами сход-
ственных установившихся режимов.
Уменьшения количества моторного масла, поступающего
к деталям цилиндропоршневой группы в переходных режимах
может нарушить гидродинамический режим смазывания между
поршнем и цилиндром, кольцом и цилиндром в зоне наиболь-
ших скоростей движения поршня, а при его приближении
к в. м. т. вызвать десорбцию активно-полярных углеводородов
граничной масляной пленки между кольцом и цилиндром, т. е.
разрушение граничной масляной пленки под воздействием вы-
соких температур.
Наименьшая скорость подачи масла к узлам трения наблю-
дается при пуске холодного двигателя в условиях низких тем-
ператур окружающего воздуха. Высокая вязкость моторного
масла препятствует его прокачке по смазочной системе и по-
ступлению в достаточном количестве к узлам трения, в особен-
ности к наиболее отдаленным от масляного насоса, что приво-
дит к значительному изнашиванию сопряженных деталей
в период пуска и прогрева двигателя. При применении мо-
торных масел с пологой вязкостно-температурной кривой улуч-
шаются условия смазывания узлов трения, так же как при
предварительных прокачке и подогреве моторного масла до
20-25°С.
Нарушения гидродинамического режима работы подшипни-
ков скольжения коленчатого вала возможны в циклах неуста-
новившегося режима работы двигателя при коэффициентах
перегрузки и скорости нарастания равнодействующей силы,
больших единицы. Характерное для таких циклов смещение
зон действия максимальных и минимальных нагрузок на шейки
вала и подшипники в сторону отверстий для подвода масла
уменьшает количество поступающего в подшипник моторного
масла.
При увеличении частоты вращения коленчатого вала на не-
сущую способность масляного слоя в подшипниках в большей
степени может отрицательно влиять снижение вязкости масла
с ростом его температуры, вызываемым увеличением сил тре-
ния. В этих условиях величина масляного слоя может оказаться
меньше его критического значения, грузоподъемность подшип-
ника уменьшается, а повышение расхода моторного масла че-
рез зазор и торцы подшипника в нагруженной области может
вызвать временное несоответствие между подачей масляного
Рис. 241. Виды микро-
рельефа:
а - синусоида;	б - сетка;
в-винтовая канавка
268
I
•
Анализ причин разру-
шения подшипников
скольжения двигателей
и статистические данные
по их дефектам свидетель-
ствуют о том, что из-за
перегрузок выходит из
строя примерно около
10%, а из-за недостаточно-
го количества смазочного
материала примерно 15%
подшипников скольжения.
насоса и расходом масла через подшипник, вследствие чего па-
дает давление подачи масла в подшипник.
При локальном нарушении гидродинамического режима
смазывания или граничной масляной пленки возможны опас-
ное сближение поверхностей сопряженных деталей, резкое по-
вышение температуры, в результате чего ускоряется их изна-
шивание и может появиться задир, который в частности для
подшипника скольжения может привести к выплавлению анти-
фрикционного слоя. Наибольшая вероятность образования за-
диров между поршнем и цилиндром, шейкой вала и подшипни-
ком и других сочленений возникает при деформации деталей
узлов трения в результате их перегрузок в циклах переходных
режимов. Для предотвращения задиров поверхности трения по-
крывают, например, пористым хромом, дисульфидом молибде-
на, графитом или наносят на них вибрационным накатыванием
специальный микрорельеф (рис. 241), что способствует аккуму-
лированию дополнительного количества моторного масла на
поверхностях деталей. При местных повышениях температуры
аккумулированное масло выделяется из микровпадий в основ-
ном в результате объемного расширения или выдавливания,
что зависит от конструкции детали и условий ее работы.
Регулирование давления масла в главной линии смазочной
системы по нескольким параметрам в соответствии со ско-
ростным, нагрузочным и температурным режимами, осущест-
вляемое с помощью специальных регуляторов давления, значи-
тельно улучшает условия смазывания узлов трения при работе
двигателя на неустановившихся режимах.
ГЛАВА
'и । 'll mi1шитишмммивтаммм
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
§ 1.	Системы охлаждения и требования,
предъявляемые к ним
Системы охлаждения в значительной мере определяют кон-
струкцию и эксплуатационные качества двигателей и силовых
установок в целом. По виду рабочего тела, охлаждающего го-
ловки (крышки) цилиндров и цилиндры, системы охлаждения
делят на жидкостные и воздушные.
При выборе жидкостной или воздушной системы охлажде-
ния необходимо учитывать следующие факторы.
1.	Эксплуатационные качества. Пуск двигателей с воз-
душным охлаждением менее затруднен при низких температу-
рах по сравнению с двигателями с жидкостным охлаждением.
У двигателей с воздушным охлаждением расход топлива мень-
ше, а расход масла, как правило, больше. Такие двигатели бы-
стрее прогреваются, более надежны, их обслуживание проще,
а номенклатура запасных частей и эксплуатационных материа-
лов значительно меньше. При воздушном охлаждении уровень
шума, создаваемого двигателем, более высок. В этом случае
для двигателей необходимы более качественные масла и топ-
лива.
2.	Технология производства. Большое значение имеют нали-
чие технологического оборудования и организация производ-
ственного процесса на предприятии, где предполагается про-
изводство двигателей. Вследствие различия форм корпусных
деталей двигателей с жидкостным и воздушным охлаждением
технологические процессы и оборудование, применяемое для их
изготовления, различны.
3.	Назначение двигателя. Двигатели различного назначения
могут иметь как жидкостное, так и воздушное охлаждение. Од-
нако для судовых двигателей целесообразнее жидкостное ох-
лаждение, а для мотоциклетных и стационарных двигателей ав-
томатических энергетических установок малой мощности-воз-
душное.
4.	Рабочий процесс двигателя. Для двигателей с принуди-
тельным зажиганием целесообразнее жидкостное охлаждение
как более интенсивное и лучше обеспечивающее бездетона-
ционное сгорание. Для дизелей с высоким давлением наддува
оно обусловливает меньшую тепловую напряженность ос-
новных деталей камеры сгорания. Однако при длительной ра-
боте на режимах малых нагрузок и частот вращения рацио-
нальнее воздушное охлаждение.
Выбору типа системы
охлаждения уделяется
большое внимание.
Номенклатура запас-
ных частей при воздуш-
ном охлаждении сокра-
щается на 50-73%.
к
Воздушное охлаждение
все шире применяется
в тракторных двигателях.
I
*
Снижению стоимости
производства двигателей
во здушного охлаждения
способствует в значитель-
ной степени отсутствие
сложных двух-, трех-
ii четырехстенных литых
корпусных деталей.
ч
Использование теплоты
топлива при утилизации
теплоты, отведенной в си-
стему охлаждения и с от-
работавшими газами дви-
гателей судовых и стацио-
нарных установок, дости-
гает 85%.
5.	Первоначальная стоимость двигателя. Двигатели с жид-
костным охлаждением более распространены, лучше освоено
их производство, поэтому их стоимость меньше, чем стоимость
двигателей с воздушным охлаждением. Однако при массовом
производстве двигателей с воздушным охлаждением, особенно
при производстве семейства двигателей с различным числом
цилиндров, их стоимость оказывается ниже.
6.	Габаритные и массовые показатели. Двигатели с воз-
душным охлаждением средней и большой мощности имеют
худшие массовые и габаритные показатели по сравнению
с двигателями, имеющими жидкостное охлаждение. Однако
в целом у силовых установок с такими двигателями, эти пока-
затели, как правило, лучше, чем у установок с двигателями
жидкостного охлаждения.
7.	Использование теплоты охлаждающего тела. В системах
жидкостного охлаждения можно достаточно просто и эффек-
тивно использовать в утилизационных котлах теплоту, отводи-
мую от двигателя, для получения водяного пара, для отопле-
ния помещений, подогрева тяжелого топлива, воздуха, всасы-
ваемого в цилиндры дизелей на режимах малых нагрузок
и частот вращения коленчатого вала. При воздушном охлажде-
нии теплоту нагретого воздуха использовать очень трудно. По-
этому ее используют для обогрева салонов некоторых автомо-
билей, автобусов и тракторов.
8.	Форсирование двигателей. Высокую степень форсирования
(ре > 1,6 МПа) можно обеспечить только при жидкостном ох-
лаждении двигателя, более интенсивном и лучше обеспечиваю-
щем необходимое температурное состояние его деталей.
Любая из выбранных систем должна удовлетворять слож-
ному комплексу требований: быть надежной в работе; возмож-
но меньше увеличивать массу и габаритные размеры двигателя
и силовой установки; обеспечивать гибкое регулирование про-
цесса теплоотвода от деталей, допускающее лишь небольшие
изменения температур деталей во всем диапазоне эксплуата-
ционных режимов работы двигателей; быть простой в изготов-
лении и эксплуатации.
Охлаждение двигателя забортной водой целесообразно
только в простейших судовых установках с нефорсированными
двигателями малой мощности. Охлаждение проточной водой
применяют только в стационарных двигателях малой мощ-
ности при небольшой продолжительности использования их
в течение суток; устройство градирен для охлаждения воды, на-
оборот, целесообразно в случае длительной работы двигателей
большой мощности при значительных нагрузках.
Наиболее широко применяют замкнутые системы охлажде-
ния с циркуляцией относительно небольшого количества жид-
кости, охлаждаемой в охладителях. При применении в таких
системах жидкости с высокой температурой кипения или низ-
кой температурой застывания необходимо иметь в виду их ог-
неопасность, ядовитость и относительно высокую стоимость,
поэтому использовать их следует в особых случаях (недопусти-
мость повышенных давлений для осуществления высокотемпе-
ратурного охлаждения водой, необходимость постоянной го-
товности двигателя к пуску, невозможность частых сливов
воды и заполнения системы).
271
При выборе схемы воздушного охлаждения необходимо
иметь в виду, что при нагнетании воздуха в двигатель затраты
мощности на привод вентилятора меньше, чем при отсосе на-
гретого воздуха, хотя в последнем случае двигатель охлаждает-
ся более равномерно.
Основные параметры системы
Исходной величиной для расчета элементов системы ох-
лаждения является количество теплоты, которое необходимо
отвести от двигателя в охлаждающую среду. На основании
данных испытаний двигателей жидкостного охлаждения раз-
личных типов удельное количество теплоты qOXJl [в
кДж (кВт-ч)] имеет следующие значения.
Двигатели с принудительным зажиганием . . 2840-5700
Дизели:
быстроходные.................... 2270-3700
тихоходные ..................... 1890-3130
Меньшие значения относятся к более быстроходным двига-
телям с большими мощностями и с меньшей интенсивностью
охлаждения, а также к двигателям с наддувом; большие-к
двухтактным двигателям небольшой мощности. Эти величины
от общего количества теплоты, введенной в двигатель с топли-
вом, составляют соответственно 18-35, 13,2-19,2 и 10-18,2%.
При воздушном охлаждении их значения уменьшаются на
15-18%.
Количество теплоты Q, передаваемое от газов охлаждающе-
му телу в единицу времени,
Q = a^Fr (Тг - Тохл)/[1 + Д + а2Гг/(aFoxn)],	(167)
где и а-средние за время теплообмена коэффициенты те-
плоотдачи соответственно от газов нагреваемой стенке и от
стенки охлаждающему телу; FT и Гохл-средние площади со-
ответственно нагреваемой и охлаждаемой поверхностей; Тг и
Тохл-средние температуры соответственно газов и охлаждаю-
щего тела; X и 8-соответственно средний коэффициент тепло-
проводности и толщина стенки.
Из уравнения (167) видно, что количество передаваемой че-
рез стенку теплоты зависит от рабочего процесса двигателя
(влияние as и Тг), размеров цилиндров двигателей (влияние Гг,
Тохл, 6), материала стенок и интенсивности охлаждения (влия-
ние к, Тохл и а). Если материалы деталей камеры сгорания, ци-
линдропоршневой группы и масла могут выдерживать высокие
температуры, то необходимо для повышения топливной эконо-
мичности двигателей снижать теплоотвод в охлаждающую сре-
ду повышением температуры охлаждающего тела и уменьше-
нием площади, воспринимающей теплоту, охлаждаемых по-
верхностей и коэффициента теплоотдачи. Это достигается
выбором охлаждающего тела, величин и направления скоро-
стей его относительно охлаждаемых поверхностей. Наоборот,
при выборе менее жаро- и теплостойких материалов или фор-
I
Ориентировочно для
жидкостного охлаждения
a = 7500-у 10500кВт/(м2-К).
I
»
С увеличением мощно-
сти двигателей на 25-68%
в результате применения
наддува qQXJl уменьшается
на 3-15%.
Рис. 242. Зависимость дохл
от относительной поверх-
ности охлаждения /охл =,
~ Еохл /Vh
272
Ряс. 243. Зависимости дохл
н Q от параметров дви-
гателя:
а-<?охл ~	б-^охл =
= /(Рк) И Q = f(Pt)
I
В двигателях с разде-
ленными камерами сгора-
ния количество отводи-
мой в стенки теплоты
возрастает на 4-5%.
При равных температу-
рах вязкость этиленглико-
левых жидкостей в 5,7 ра-
за выше вязкости воды,
а теплоемкость, теплопро-
водность и плотность на
15% ниже этих показате-
лей для воды.
Рис. 244. Зависимость теп-
ловых потерь в воду QB,
масло QM и суммарных
6b+6m = Qe от темпера-
туры охлаждающей воды
на выходе двигателя 10ДН
20,7/(25,4 х 2) при темпе-
ратуре масла 75°С
сировании рабочих процессов необходимо увеличивать теплоо-
твод, воздействуя на перечисленные выше параметры в обрат-
ном направлении.
Удельное количество теплоты <?Охл > отводимой в охлаждаю-
щую среду, зависит от размеров цилиндров и отношения S/D,
влияющих на относительные площади воспринимающих тепло-
ту и охлаждаемых поверхностей (/охл = Л>хл/^л) (рис. 242),
степени наддува, определяющей количество выделяющейся
теплоты, приходящейся на единицу площади, воспринимающей
теплоту (рис. 243). С увеличением частоты вращения дохл
уменьшается вследствие сокращения времени нагревания сте-
нок газами (если при этом не увеличивается период догорания
и не возрастает средняя температура газов). При использова-
нии высокотемпературного охлаждения снижается на 20-25%
суммарный отвод теплоты (рис. 244) в охлаждающую среду
и масло (хотя при этом, как правило, увеличивается отвод
теплоты в масло) и до 50%-в охлаждающую среду, что очень
важно для уменьшения размеров агрегатов систем охлаждения
и охладителей.
Экономичность дизелей при этом повышается до 15%
и вследствие некоторого улучшения рабочего процесса и увели-
чения Г|м.
Эффективность теплоотвода в охлаждающую среду от сте-
нок тем больше, чем меньше вязкость среды и чем выше ее
плотность, теплопроводность и теплоемкость. Поэтому темпе-
ратура деталей двигателей при охлаждении этиленгликолевыми
жидкостями на 10-50°С выше, чем при водяном охлаждении.
При воздушном охлаждении интенсивность отвода теплоты
от стенок снижается еще больше. Так, при неподвижных отно-
сительно стенок воды и воздуха и при одинаковых АТ коэффи-
циенты теплоотдачи различаются в 30 раз, при движении со
скоростью 1-3 м/с воды и 50 м/с воздуха они отличаются
в 13-15 раз. При кипении воды интенсивность теплоотдачи пре-
вышает интенсивность теплоотдачи в воздух примерно в 40
раз. Поэтому для обеспечения допустимых температур деталей
двигателей воздушного охлаждения отношение площадей по-
верхностей, воспринимающих теплоту от газов и отдающих ее
охлаждающему воздуху, увеличивают до 14 раз путем оребре-
ния наружных поверхностей.
Если масло охлаждается рабочим телом системы охлажде-
ния, то величину дОхл необходимо увеличить на 1-4,5%, а при
охлаждении маслом поршней-на 5-12,0%. При охлаждении
наддувочного воздуха ^Охл возрастает на 2-7,5%; при охлажде-
нии корпусов турбокомпрессоров-на 2-5%.
Общее количество теплоты (в кДж/ч), отводимое в охлаж-
дающую жидкость, можно определить из уравнения (167) или
по формуле
Q = QoxjlN е.	(168)
Если данных о значениях ед и а, входящих в выражение
(167), или значениях qOXJi нет, то для проектируемых четырех-
тактных двигателей жидкостного охлаждения можно использо-
вать уравнение
4охл = 3,6ciD1 + 2mnm/a,
273
где с — 0,414-0,47; i-число цилиндров; D-диаметр цилиндров,
см; m = 0,6 —0,7; п и а-соответственно частота вращения ко-
ленчатого вала и суммарный коэффициент избытка воздуха на
режиме номинальной мощности.
При воздушном охлаждении значение Q можно оценить по
уравнению
2 = 3,6BgJ%,	(169)
в котором коэффициент В для бензиновых двигателей и дизе-
лей выбирают в пределах 0,28-0,33 и 0,25-0,3. С учетом теп-
лоты, отводимой от масляного охладителя и картера, значение
Q увеличивается на 4-10%.
Для конструирования систем охлаждения важное значение
имеет величина подогрева АТ охлаждающей среды. При малых
значениях АТ детали охлаждаются более равномерно, что важ-
но для обеспечения малых градиентов температур в деталях.
Однако при малых подогревах для обеспечения необходимого
теплоотвода увеличивается расход охлаждающего тела, вслед-
ствие чего возрастают затраты мощности на привод насосов,
вентиляторов, а также масса и размеры охладителей.
Вода может иметь температуру в пределах — 24— 30°С;
температура ее подогрева в двигателях во избежание выпаде-
ния растворенных солей на охлаждаемых поверхностях не дол-
жна превышать 40-50°С. Для обеспечения постоянной вели-
чины АТ к поступающей в двигатель воде добавляют
выходящую из двигателя нагретую воду в количествах, обеспе-
чивающих температуру на входе в двигатель в пределах
20-27°С, а АТ в пределах 15-40°С. В циркуляционных закрытых
системах форсированных и быстроходных двигателей величину
АТ выбирают в пределах 5-10°С.
При более высокой температуре жидкости на выходе из
двигателя не только снижается расход топлива, но и умень-
шается коррозионный износ цилиндров, поэтому в циркуля-
ционных системах ее повышают до 75-95°С.
При масляном охлаждении поршней, наличии специально
подобранных зазоров между поршнем и цилиндром, использо-
вании теплозащитных покрытий и масел с присадками темпе-
ратуру жидкости можно повысить до 100°С и более.
В случае применения воды при высокотемпературном ох-
лаждении систему охлаждения делают замкнутой и давление
в ней повышают до 0,12-0,35 МПа. Ориентировочно зависи-
мость температуры кипения воды от давления определяется
формулой
Т'вых = 273 + 560 |/р,
где р- абсолютное давление в системе, МПа.
Температура окружающего воздуха может быть в пределах
— 73- + 57°С. Работу двигателей воздушного охлаждения
в столь широком диапазоне температур обеспечить трудно, по-
этому в расчетах температуру воздуха на входе в вентиляторы
выбирают в пределах 40-55°С, а подогрев АТ в пределах
20-80°С.
Для обеспечения работоспособности головок цилиндров,
свечей, форсунок, а также масла интенсивность воздушного ох-
лаждения должна обеспечить следующие температуры (в °C):
274
головки цилиндров:
из легких сплавов.................. 150-200
из чугунов........................  160-427
цилиндра ............................. 130-180
I
•
Значения коэффициен-
тов теплоотдачи ребер го-
ловок цилиндров вслед-
ствие худшего их обтека-
ния следует выбирать на
10-15% меньше.
I
•
Раздельное охлаждение
головок и цилиндров по-
зволяет повысить эконо-
мичность двигателя до 4%
и мощность до 5% в ре-
зультате увеличения цм,
T|jz и уменьшения диссо-
циации в процессе сгора-
ния.
Ориентировочно коэффициент теплоотдачи [в кВт/ (м2 • К)]
от ребер цилиндров можно оценить по эмпирическому уравне-
нию (опыты Стантона)
а = 470 (1 + 0,0075Тср) (vcp р£>0 )0’73,
где Тср-средняя арифметическая температур наружной стенки
цилиндра и воздушного потока; гср-средняя скорость воздуш-
ного потока, м/с; р-плотность воздуха в потоке, кг/м3;
Do -наружный диаметр цилиндра, мм.
Значения а лежат в пределах 0,175-0,233 кВт/(м2*К).
Поверхности охлаждения и циркуляция
охлаждающего тела
В двигателях с жидкостным охлаждением охлаждающее те-
ло циркулирует в рубашке, минимальная толщина слоя жид-
кости в которой определяется технологическими соображения-
ми и составляет для быстроходных I двигателей не менее
3-5 мм. С помощью распределительных каналов, направляю-
щих козырьков и отверстий, а также путем изменения площади
сечений проходов для воды движение жидкости организуют
так, чтобы в первую очередь охлаждались наиболее нагретые
поверхности, осуществлялось равномерное охлаждение без за-
стойных зон и движение жидкости снизу вверх для удаления
паров жидкости и воздуха. Однако, как правило, жидкость вво-
дят в рубашку цилиндров, а затем направляют в рубашку го-
ловки блока. Средние скорости течения жидкости в заруба-
шечных пространствах составляют 0,3-1,5 м/с.
В быстроходных двигателях охлаждающую жидкость в ру-
башку вводят около камер сгорания с тем, чтобы менее нагре-
ваемая часть цилиндров охлаждалась вследствие конвекции -
это позволяет уменьшить потери на трение поршней. Для регу-
лирования охлаждения двигателей в зависимости от нагрузки
и температуры окружающего воздуха предусматривают не-
сколько кругов циркуляции охлаждающей жидкости: при
уменьшении нагрузки прекращается циркуляция жидкости в ру-
башке цилиндров, а затем и через охладитель.
Элементы системы соединяют между собой стальными тру-
бами и уплотняют резиновыми и паронитовыми прокладками.
Для устранения нарушений плотности и поломок в результате
механических и тепловых деформаций и вибрации в соединения
вводят один или несколько упругих элементов из дюритовых
труб.
Ниже приведены удельные значения количества воды, про-
качиваемой через различные системы охлаждения [в кг/(кВт • ч)].
Проточные............4.............. 34-41
Циркуляционные с охладителями:
водо-водяными....................... 68-140
водовоздушными................... 105-245
275
Удельные количества других жидкостей, прокачиваемых че-
рез систему охлаждения, меняются обратно пропорционально
их теплоемкостям. Сечения трубопроводов выбирают по рас-
четным скоростям в линиях (1-3 м/с во впускных и 2-6 м/с во
вспомогательных).
Удельная вместимость систем охлаждения составляет
0,16—2,1 л/кВт и более.
F Удельные массы и габаритные размеры двигателей воздуш-
ного охлаждения будут тем меньше, чем большей будет те-
плоотдача с единицы массы ребер. Теоретически наиболее це-
лесообразно использовать ребра с вогнутыми параболическими
поверхностями и с толщиной у концов, равной нулю. Из со-
ображений обеспечения необходимой прочности ребер и техно-
логичности от этой формы отступают и изготовляют ребра,
форма которых показана в табл. 4. Наибольшее распростране-
I
•
При расчетах прини-
мают следующие значе-
ния теплоемкостей [в
кДж/(кг К)].
Вода . . . .4,187
Этиленгликоли 2,575
Воздух . . . .1,005
Масло . . . 1,675-2,092
Г
4. ФОРМЫ РЕБЕР
Форма ребра
Теоретическая
Полученная
литьем
Полученная
механической
обработкой
Круговая, образованная
симметричными дугами
окружности
Треугольная и трапецие-
видная
Прямоугольная
ние получили ребра трапециевидной, треугольной с углом 3-5°
и прямоугольной формы с симметричными закруглениями кон-
цов и оснований.
Ребра цилиндров отливают из чугуна (вместе с цилиндром),
алюминиевых сплавов (в виде рубашки, напрессовываемой на
стальной или чугунный цилиндр, а в двигателях с малыми
D-вместе с цилиндром, зеркало которого хромируют), прота-
чивают на стальных и редко-чугунных цилиндрах, заваль-
цовывают из стальных, латунных или дюралевых лент в пред-
варительно проточенные на поверхности стальных цилиндров
круговые или винтовые канавки, напрессовывают круговые
штампованные из стальной, дюралевой или латунной ленты на
стальные и чугунные цилиндры, напаивают на стальные ци-
линдры (отдельные ребра или ребра из спиральной ленты).
На головках цилиндров ребра имеют форму, усложненную
впускными и выпускными каналами, приливами для располо-
жения клапанов, свечей зажигания, форсунок. Их изготовляют
I
«
Ребра можно штампо-
вать любой формы из про-
фильных полос.
276
Рис. 245. Схемы для рас-
чета охлаждающих ребер
вместе с головкой, отливая из чугунов или штампуя из легких
сплавов и сталей. При высокой степени форсирования двигате-
лей ребра фрезеруют в стальных головках.
Размеры ребер приведены в табл. 5 (обозначения см. на
рис. 245). Расстояние между цилиндрами L определяют по
уравнению L = Do + 2h + Ар, Ар- расстояние между концами
ребер, Ар не превышает обычно 2-3 мм.
5. РАЗМЕРЫ РЕБЕР
Размер, мм	Чугуны		Легкие сплавы		Стали	Латуни
	Ци- линдр	Головка ци- линдра	Ци- линдр	Головка ци- линдра	Ци- линдр	Головка ци- линдра
Длина h	10-30	15-50	15-35	15-75	10-33	1(М0
Шаг s	5-12	6-15	3-8	3-12	2-8	4-10
Средняя ширина межреберного ка-	 4-8	4-8	2-6	2-8	2-6	3-6
нала Толщина ребра: у основания	2-8	3-8	3-8	3-8	0,8-6,0	0,8-4,0
у конца	2-3,5	2-3,5	1-3	1-3	0,5-2	0,5-2,0
При угле наклона по-
верхности ребер к воздуш-
ному потоку, равном 45°,
максимальный коэффи-
циент теплоотдачи превы-
шает его значение при па-
раллельных потоках на
50%. Однако в этом случае
резко возрастают гидра-
влические сопротивления
межреберного простран-
ства.
Для увеличения равномерности и интенсивности охлажде-
ния вокруг цилиндров и головок устанавливают специальные
щитки-дефлекторы, направляющие воздух в пространство ме-
жду ребрами. Дефлектирование позволяет резко сократить рас-
ход воздуха на охлаждение и, следовательно, улучшить топлив-
ную экономичность двигателей.
Для увеличения коэффициента теплоотдачи ребра накло-
няют к воздушному п /току под углом до 30°.
Площадь поверхности охлаждения цилиндров и головок со-
ставляет 390-780 см2 на 1 кВт, при этом на долю головок дви-
гателей с принудительным зажиганием должно приходиться не
менее 60-75% общей площади ребер; в дизелях площадь ребер
головок равна 40-67%.
277
Скорость воздуха в межреберных пространствах выбирают
в пределах 10-30 м/с; в форсированных двигателях она может
достигать 60 м/с.
Удельный расход воздуха на охлаждение двигателя коле-
блется в пределах 54-175 кг/(кВт-ч) в зависимости от кон-
струкции оребрения, дефлекторов, допустимой температуры
стенок цилиндров и головок и параметров рабочего процесса
(большие значения относятся к двигателям с меньшими разме-
рами цилиндров.)
§ 2. Конструкция и расчет агрегатов
систем охлаждения
Жидкостные насосы
Назначением жидкостных насосов является обеспечение
циркуляции жидкости около охлаждаемых поверхностей двига-
телей, их агрегатов и через охладители охлаждающего тела.
При использовании для охлаждения двигателя водо-водяного
охладителя забортной воды применяют насос забортной воды,
который должен обеспечить подачу воды и напор, способный
преодолеть гидравлическое сопротивление не только системы
охлаждения двигателя и охладителя, но и фильтров кинг-
стонных ящиков и теплых ящиков. Для обеспечения необхо-
димых расходов нередко устанавливают несколько насосов, ра-
ботающих параллельно или последовательно и обеспечиваю-
щих откачку воды из трюмных отсеков судна.
Общими для всех двигателей принципами компоновки насо-
сов являются расположение их вне картера и обеспечение воз-
можно более простых приводов и водопроводов.
В судовых двигателях насосы обычно размещают на торце
корпуса, рядом с масляными насосами и приводят в движение
цилиндрическими зубчатыми колесами или от пальца кривоши-
па (поршневые насосы) на торце коленчатого вала. В автотрак-
торных двигателях насосы компонуют соосно с вентиляторами.
* Центробежные насосы получили наибольшее распростране-
ние как для внутренних, так и для внешних кругов циркуляции,
так как они отличаются высокой подачей при малых габа-
ритных размерах и массах, простотой конструкции и высокой
износостойкостью. Через центробежные насосы можно также
сливать охлаждающую жидкость из систем охлаждения. В цен-
тробежных насосах применяют полузакрытые и реже открытые
и закрытые колеса.
ВодОкольцевые, вихревые, шестеренные и поршневые на-'
сосы обладают в отличие от центробежных способностью под-
сасывания Жидкости на высоту не менее 1,5 м. Их применяют
для судовь^х двигателей в тех случаях, когда насосы располо-
жены высоко над уровнем воды.
Конструкция водяного насоса тракторного двигателя А-41
(рис. 246) типична для насосов автотракторных двигателей. Во-
да к крыльчатке 9 подводится через полость в чугунном корпу-
се 16 насоса. Вал 6 уплотнен резиновой манжетой 7 с пружи-
ной, а торец корпуса 16-шайбой 11, вращаемой крыльчаткой
за выступы и прижимаемой к корпусу 16 пружиной 10 ман-
жеты. Подшипники 4 и 14 смазываются консистентным сма-
278
I
•
При воздушном охла-
ждении бензиновых двига-
телей в головки цилин-
дров отводится 60-75%
общего количества те-
плоты, в головки цилин-
дров дизелей 45-60%.
I
•
Используют центро-
бежные, водокольцевые
самовсасывающие и водо-
кольцевые вихревые, ше-
стеренные и поршневые
насосы.
I
Для реверсивных двига-
телей центробежные на-
сосы могут быть также
реверсивными.
Рис. 246. Водяной насос
и вентилятор двигателя
А-41
I
КПД центробежных на-
сосов составляет 0,55-0,78.
зонным материалом, подаваемым через масленку 13 до появле-
ния его в контрольном отверстии 15, закрываемом пробкой.
Полость подшипников уплотнена сальниками 2 и 12. Крыль-
чатка закреплена на валу болтом 8, а шкив 5 шестилопастного
вентилятора - шпонкой и гайкой 1. Осевому смещению вала
в сторону вентилятора препятствует упорное кольцо 3.
Конструкция насоса, представленного на рис. 247, характер-
на для высокооборотных форсированных дизелей. В чугунном
корпусе насоса с отводящим патрубком 3 и крышкой
с входным патрубком 1 на двух шарикоподшипниках 7 вра-
щается вал 10, к фланцу которого приклепана крыльчатка 14,
отлитая из алюминиевого сплава. Вал приводится во вращение
шестигранным кулачком 9 привода, вставленным в шестерню
привода масляного насоса дизеля, установленную на пальцах
вертикального вала привода водяного, топливоподкачивающе-
Рис. 247. Водяной насос
дизеля 64 15/18
279
а)	б)
Рис. 248. Самовсасываю-
щий насос дизеля 64 15/18:
а-схема движения жидкости
в насосе; б-крыльчатка;
«-конструкция; 1 и 5-крыш-
ки; 2 и 4 -половины корпуса;
3 - крыльчатка
го и масляного насосов от коленчатого вала. Так как шарико-
подшипники смазываются маслом, используемым для смазы-
вания передачи с коническими зубчатыми колесами, то их
изолируют от водяной полости двумя уплотнениями из рези-
новых колец 11 и текстолитовых втулок 13, поджимаемых
пружинами 5.
Уплотнения смонтированы в промежуточной вставке 12;
для проверки их работы имеются контрольные отверстия 6.
Подвод масла к подшипникам дозируется маслоотражателем
8. Вода из насоса сливается через спускной кран 2. Тщательно
спрофилированные лопатки крыльчатки и диффузор 4 корпуса
обеспечивают высокую подачу (до 22 м3/ч) и давление на выхо-
де до 0,1 МПа.
На рис. 248 показана конструкция водокольцевого само-
всасывающего насоса забортной воды. Насос состоит из кры-
льчатки, двух бронзовых половин корпуса (рис. 248, в) и двух
чугунных крышек с подшипниками вала насоса и поджимными
I
ж
Суммарный КПД коль-
цевых самовсасывающих
насосов равен 0,12-0,25.
280
Рис. 249. Вихревой насос:
1 и 2-выпускной и впускной
патрубки; 3 - корпус; 4 - рабо-
чее колесо; 5-крышка кор-
пуса
I
а
Суммарный КПД вих-
ревых насосов равен
0,30-0,45.
I
•
В кругах циркуляции чи-
стой пресной воды исполь-
зуют шестеренные насосы
без синхронизирующих
зубчатых колес; зубчатые
колеса изготовляют как
правило, из текстолита.
уплотняющими сальниками. Крышки со стороны половин кор-
пуса насоса отделены и уплотнены латунными листами и паро-
нитовыми прокладками, предотвращающими их коррозионное
разрушение и смешение воды и масла подшипников. В поло-
винах корпуса выполнены спиральные каналы I и II перемен-
ного сечения, образующие полости вокруг крыльчатки
(рис. 248, в). Эти полости связаны окном III с входным патруб-
ком насоса, а окном IV-с выходным. Так как патрубки распо-
ложены выше насоса, то полости даже при неработающем на-
сосе заполнены водой. При вращении крыльчатки воздух или
вода центробежными силами выбрасываются в каналы I и II,
где сначала создается разрежение (на участке увеличивающихся
сечений канала), а затем давление (на участке, где сечения кана-
лов уменьшаются). Этим обеспечивается самовсасывание насо-
сом воды.
Вихревой насос (рис. 249) имеет рабочее колесо с ра-
диальными лопатками, расположенными симметрично для
устранения осевого усилия. При вращении колеса лопатками
создаются вихревые токи в каналах, выполненных в корпусе
и крышке насоса и охватывающих лопатки. Энергия выхода
преобразуется в давление, под действием которого вода по
спиральному каналу направляется в выпускной патрубок.
С другой стороны насоса выполнен спиральный канал, по ко-
торому вследствие разрежения, создающегося при перемеще-
нии воды в охватывающих колесо каналах, вода подсасывается
из впускного (вихревого) патрубка.
В конструкциях шестеренных насосов систем охлаждения
зубчатые колеса не смазываются маслом в отличие от мас-
ляных насосов. Поэтому в насосах забортной воды и трюмных
насосах недопустимо, чтобы зубья колес насоса касались одно
другого. В таких насосах (рис. 250) оба рабочих зубчатых коле-
са 4 и 7 не касаются одно другого и закреплены на валиках 5
и 6 неподвижно, например, шпонками, а движение их синхрони-
зируется наружными зубчатыми колесами 2 и 5, находящимися,
281
4
5
А-А
как и зубчатое колесо 1 привода, в картере или полости, где
возможно их смазывание маслом. Шариковые подшипники
смазываются тем же маслом, что и шестерни, синхронизирую-
щие зубчатые колеса, а бронзовые втулки в корпусе насоса —
маслом из дозирующей автрмасленки (сечение А-А).
Примером конструкции пРршневых насосов является насос
судового двигателя NVD24 (4СЧ 17,5/24), показанный на
рис. 251. Корпус 5 насоса установлен на корпусе 1 привода;
поршень 6 насоса с помощью шатуна 7 и болта-эксцентрика 19
с втулкой 18 эксцентрика приводится в движение от коленчато-
го вала 21 двигателя шестерней 22 и колесом 23. Шатунные
подшипники смазываются маслом, подводимым из подшипни-
ка приводного вала 24 через отверстия в болте-эксцентрике,
втулке-эксцентрике и шатуне. Направляющими поршня служат
втулка 2 и грундбукса 9; поршень уплотнен сальником 8 с мяг-
кой набивкой и составными кольцами 3 и 4. Смазывается пор-
шень с помощью пресс-масленки 29. Вода засасывается через
отверстие в коробке всасывания 16 и нижний клапан с седлом
13, уплотняемый резиновым кольцом 12, и нагнетается через
верхний клапан с седлом 10. Седла клапанов смонтированы
в корпусе насоса на шпинделе 14 с помощью дистанционной
трубки 11. Клапаны прижимаются к седлам пружинами. По-
дача насоса регулируется коническим клапаном 25, перепускаю-
щим воду со стороны нагнетания в рабочую полость. В случае
излишнего повышения давления вода перепускается через пре-
дохранительный клапан, расположенный в коробке 28. Клапан
31 устраняет большое разрежение в рабочей полости в случае
засорения всасывающих труб или фильтров и позволяет регу-
лировать подачу насоса. Кран 30 служит для спуска воды из
насоса и системы охлаждения.
На корпусе 1 могут быть установлены два таких насоса
(вместо крышки 17; шатун второго насоса монтируют на место
промежуточного кольца 20). Один из насосов обычно работает
Рис. 250. Шестеренный на-
сос забортной воды
I
•
Поршневые насосы
имеют высокий КПД (до
0,9), но обладают мень-
шей, чем другие насосы,
износостойкостью.
282
Рис. 251. Поршневой водя-
ной насос дизеля 4СЧ
17,5/24
как трюмный насос, но в аварийных случаях оба насоса могут
работать параллельно или как охлаждающие, или как
трюмные насосы. Для этого их соединяют соответствующими
трубопроводами и переключательными кранами 15 и 27, смон-
тированными в коробке всасывания 16 и воздушном колпаке
26, полость которого частично заполнена воздухом для умень-
шения колебаний давления подаваемой воды.
Поршневые насосы аналогичной конструкции используют
в качестве насосов забортной воды.
Вентиляторы
Вентиляторы являются обязательными агрегатами двигате-
лей с жидкостными системами охлаждения автономных уста-
новок наземного и воздушного транспорта и передвижных ста-
283
ционарных энергоустановок, обеспечивающими охлаждение
рабочей жидкости в охладителях прокачкой воздуха через ре-
шетки. В двигателях воздушного охлаждения вентиляторы по-
дают воздух непосредственно к охлаждаемым поверхностям
цилиндров и их головок.
Используют вентиляторы осевого и центробежного типов.
Осевые вентиляторы отличаются от центробежных большими
подачей и гидравлическим КПД (до 0,8) при одинаковых габа-
ритных размерах, простотой конструкции кожуха, направляю-
щего воздух на охлаждаемые поверхности, регулирования рас-
хода воздуха поворотом лопастей (вплоть до реверсирования,
что расширяет компоновочные возможности систем охлажде-
ния и силовых установок). Однако они характеризуются повы-
шенным уровнем шума при увеличенной частоте вращения (до
9200 об/мин), необходимой для получения одинакового давле-
ния воздуха, малым снижением потребляемой мощности при
изменении расхода воздуха дросселированием, более узкой зо-
ной устойчивой (без помпажа) работы, большей зависимостью
КПД от расхода воздуха, высокими требованиями к точнос-
ти и качеству обработки поверхностей деталей проточной
части.
Такие дополнительные преимущества осевых вентиляторов,
как малый наружный диаметр и большое втулочное отношение
(до 0,71), хорошее совмещение их с гидравлическими, электро-
магнитными и фрикционными муфтами и электрогенератора-
ми, удобное расположение на двигателях и около охладителей,
обеспечили им основное применение в системах охлаждения
двигателей.
Зависимости КПД от расходов для центробежных вентиля-
торов более пологие. Эти вентиляторы могут быть устано-
влены на переднем конце коленчатого вала или в маховике,
вследствие чего не требуется сложный привод; тем не менее их
компоновка на двигателе из-за большого наружного диаметра
и необходимости поворота потока воздуха для подвода возду-
ха к охлаждаемым поверхностям усложняется. Центробежные
вентиляторы применяют в мотоциклетных и автомобильных
двигателях воздушного охлаждения небольших мощностей при
малом числе цилиндров, рядном и противолежащем их распо-
ложении.
Вентиляторы жидкостных систем охлаждения устанавли-
вают на двигателях непосредственно около охладителей, а при
воздушном охлаждении - на двигателях или около входных или
выходных отверстий отделений для двигателя.
Лопасти вентиляторов (в количестве 2-12 при жидкостном
охлаждении и 5-32 при воздушном) делают вогнутыми, штам-
пованными из стали (см. рис. 246) или с профилем авиационно-
го крыла из пластмассы и отливают из легких сплавов/ Давле-
ние, на которое рассчитывают вентиляторы, не превышает
0,5-3 кПа.
Приводы вентиляторов имеют устройства, разгружающие
детали от динамических нагрузок. В автотракторных двигате-
лях широко используют ременный привод (см. рис. 246), в дви-
гателях большей мощности - шестеренный привод с тор-
сионными валиками и фрикционными, гидравлическими или
упругими муфтами.
Авиационные двигатели
воздушного охлаждения
и малофорсированные мо-
тоциклетные двигатели
надежно охлаждаются
встречным набегающим
воздушным потоком,
и для их охлаждения вен-
тиляторы не требуются.
В центробежных венти-
ляторах применяют ра-
диальные и загнутые по
направлению вращения
и против него лопатки.
При применении спа-
ренных колес с общим
кожухом - диффузором
уменьшаются габаритные
размеры вентилятора, его
удобно сочетать с муфта-
ми привода и генератора.
Расположение вентилято-
ра над двигателем с верти-
кальной осью вращения
ротора позволяет умень-
шить габаритные размеры
силовой установки.
284
Рис. 252. Вентилятор дизе-
ля 64 15Д8:
а - вентилятор с приводом;
б - фрикционная муфта приво-
да
На рис. 252, а показан привод вентилятора, расположенного
отдельно от водяного насоса, что характерно для высокообо-
ротных форсированных двигателей, в которых по условиям
компоновки моторного отделения водяные, масляные и топли-
воподкачивающие насосы сосредотачивают в одном месте-в
нижней части картера-и которые имеют общий привод от ко-
ленчатого вала.
Валику 2 привода вентилятора передается движение от ко-
ленчатого вала с помощью шлицевого валика 1; ведущий шкив
3 связан с валиком 2 фрикционной муфтой, расположенной
в шкиве 3, и тремя клиновидными ремнями 4 вращает ведомый
285
шкив б, на котором закреплена крыльчатка вентилятора
с шестью штампованными лопастями 5. Натяжение ремней
можно регулировать перемещением валика ведомого шкива
в кронштейне 8 вентилятора натяжным устройством, имеющим
натяжной болт 7.
Фрикционная муфта ведущего шкива (рис. 252, б) состоит из
упорного диска 9, переднего 10 и заднего 11 дисков трения
и пружин 12. Диск 11 привернут к фланцу валика 2 привода
вентилятора, а диск 10 свободно перемещается на четырех
штифтах вдоль ступицы ведущего шкива. Пружины 12 прижи-
мают диск 10 к упорному диску, закрепленному на валу паль-
цем, а ведущий шкив-к диску 11. Пружины 12 подбираются
так, что при чрезмерных угловых ускорениях шкив может про-
вернуться на валике 2. Привод вентилятора надежно работает
благодаря демпфирующим действиям шлицевого валика, фрик-
ционной муфты и клиновых ремней.
Расчет жидкостных насосов
Расход охлаждающего тела GB (в кг/ч) определяют из
уравнения	$
GB = Q/(cAT),	(ПО)
где Q-количество отводимой теплоты, вычисляемое по уравне-
нию (167) или (168); с-теплоемкость охлаждающего тела.
Подачу водяных насосов выбирают с запасом: GH =
= GB (1,15 4-1,20) кг/ч. Давление, создаваемое насосами, нахо-
дится в пределах 0,05-0,35 МПа.
При проектировании центробежных насосов применяют
теорию геометрического подобия и широко используют харак-
теристики образцовых насосов (прототипов). Если линейные
размеры образцового /об и проектируемого /пр насосов связаны
зависимостью /пр //об = К то подобие планов скоростей прото-
ков при частотах вращения проектируемого ипр и образцового
иоб насосов определится соотношением
спр А’о б = ^ИПр /Иоб 9
подач
^пр /G06 — ^-3НпрТ|И пр/(ИобЛИ об)?
давлений
Рпр/Роб = (ППр/Иоб)2 Т|г.ПрЛ1г.Об>
где гц/Пр и п у об -объемные КПД соответственно проектируе-
мого и образцового насосов; т|г.пР и цг.об  гидравлические
КПД соответственно проектируемого и образцового насосов.
Если прототипа насоса нет, то основные размеры опреде-
ляют в следующем порядке. Задаваясь скоростью жидкости на
входе в насос (ct = 14-2 м/с), по необходимой подаче опреде-
ляют радиус г\ входного отверстия (рис. 253, а) из уравнения
GH = 3600л (г? - Го) ci Рж.
286
I
•
В судовых и стацио-
нарных двигателях, в ко-
торых используются спа-
ренные трюмные насосы
и насосы забортной воды,
подачу каждого из них вы-
бирают удвоенной по
сравнению с расчетным
расходом для обеспечения
надежности и возможно-
сти ремонта.
I
•
При подаче насосом
масла или воды для охла-
ждения поршней давление
в соответствующей систе-
ме повышается до
0,3-0,5 МПа.
ь2
Рис. 253. Схемы для рас-
чета лопастного водяного
насоса
где г0- радиус ступицы колеса, определяемый из конструк-
тивных соображений в соответствш? с креплением колеса на ва-
лу диаметра d; рж-плотность жидкости.
Необходимая для создания давления жидкости окружная
скорость и2 схода жидкости с колеса (в м/с)
«2 = Ю“3|/1 +tgа2ctgP2 ],'р (РжПг>•
где р-напор, МПа; Г|г = 0,6-Н 0.7; а-угол между скоростями и2
и с2 (рис. 253,6), а2 = 8 —12:; Р2-угол между скоростью ю2
и обратным направлением вектора скорости u2, Р2 = 12-Н9О0.
При выборе угла |32 следует иметь в виду, что при больших
его значениях увеличивается давление, создаваемое насосом, но
снижается КПД т|г, поэтому большим значением р2 соответ-
ствуют меньшие значения г|г.
Наружный радиус крыльчатки
г2 = 30и2/(лик),
где ик-частота вращения крыльчатки, об/мин; выбирается
близкой к частоте вращения коленчатого вала с учетом распо-
ложения насоса и конструкции привода.
Окружная скорость на радиусе rr и1—и2г1/г2. Так как угол
между скоростями сг и иг, как правило, равен 90° (входная
скорость направлена вдоль оси вала), то угол pt находят из
выражения tg рх = c1Ju1. Ширина Ьг лопатки на входе и Ь2 на
выходе (см. рис. 253, а)
bi =	(2лг2 - zSj/sin PJ];
b2 = GH / [ ржО (2лг! - z82 /sin p2)],
где z-число лопаток крыльчатки, z = 3-?12; и 52-толщина
лопатки соответственно на входе и выходе; сг-радиальная ско-
рость жидкости на выходе из колеса, м/с, сг =
= 106p tg а2/(т]г ржи2 )
Лопатки могут быть радиальными (02 = 90°) или загнутыми
назад. В последнем случае профиль лопатки обычно описы-
вают дугами. Для этого после проведения окружностей радиу-
сами и г2 из произвольной точки В (рис. 253,6) на внешней
окружности строят углы р2 с перпендикулярными сторонами;
под углом Pi + Р2 к радиусу О В проводят прямую до пересече-
ния с окружностью радиуса rt в точке К, через которую прово-
дят прямую из точки В до пересечения с внутренней окруж-
ностью в точке А. Из точки L (середины отрезка ВЛ)
восстанавливают перпендикуляр до пересечения со стороной
угла р2 в точке Е, из которой дугой соединяют точки лопатки
А и В. Толщины лопатки у концов и в средней части, опреде-
ляемые из технологических соображений и возможных кавита-
ционных разрушений, составляют 2-10 мм.
Мощность (в кВт), потребляемая
= 0,278Снр/(ржг|м),	(171)
где г|м — механический КПД насоса,	— 0,7-Н 0,9.
287
Обычно Na составляет 0,5-1,5% Ne двигателя.
Размеры шестеренных водяных насосов по требуемой по-
даче устанавливают аналогично размерам масляных шесте-
ренных насосов при коэффициенте подачи цн — 0,64-0,7.
Подача поршневого насоса связана с его размерами и ча-
стотой вращения ин уравнением
GH = 15ржл£>25инцн,
где D и S-в м; ин-в об/мин; т|н = 0,854-0,95.
Среднюю скорость поршня выбирают в пределах
0,2-0,9 м/с; среднюю скорость воды на всасывании-до 2 м/с,
на нагнетании-до 5 м/с.
Расчет вентиляторов
Определив по уравнению (170) или (169) расход охлаждаю-
щего воздуха GB, необходимо установить основные размеры
вентилятора и частоту вращения ротора вентилятора ив, при
которых будут обеспечены подача и давление вентилятора.
Подача вентилятора связана с размерами вентилятора
(рис. 254) и частотой вращения ротора уравнением
GB = 60рвп (R2 — г2) nBfezBr|B J/sin a cos а,
где рв-плотность воздуха; R-наружный радиус лопастей вен-
тилятора; г-внутренний радиус лопастей; Ь-ширина лопастей,
b — 0,084-0,12 м; гв-число лопастей; цв-коэффициент, учиты-
вающий сопротивление потоку воздуха при выходе его из-под
капота; а-угол наклона лопасти к направлению воздушного
потока, а—35^45°.
Давление рв, создаваемое вентилятором, связано с окруж-
ной скоростью ротора и на радиусе R следующей зависи-
мостью:
И= Ю3х|/л1/РвРв,
где ив м/с; фл-коэффициент, зависящий от формы лопастей.
Величина и = 704-100 м/с; ее выбирают с учетом прочности
лопастей или ступицы ротора.
Частота вращения ротора (в об/мин) ив = 30и/(лК).
При жидкостном охлаждении двигателей вентилятор уста-
навливают рядом с жидкостно-воздушным охладителем. Для
лучшего использования решетки охладителя и вентилятора ре-
комендуется, чтобы форма решетки и площади решетки и оме-
таемой лопастями вентилятора поверхности были одинаковы.
Из этих и технологических соображений решетки делают ква-
дратными, а размер R лопастей ротора вентилятора опреде-
ляется размером стороны квадрата решетки. Для этого согла-
совывают величины и и ив с подачей вентилятора и созда-
ваемым им давлением. Согласование и конструкция привода
получаются удовлетворительными при ив, равной 0,9-1,4 но-
минальной частоты вращения вала двигателя.
Мощность, потребляемую вентилятором, можно опреде-
лить по уравнению (171), если в него подставить величины GB,
Вне. 254. Схема для расче-
та осевого вентилятора
I
Теплоемкость воздуха
определяют при средней
температуре воздуха
Тер ~ 0,5(Твых + Твх).
I
•
Плотность воздуха
определяют при средних
температуре воздуха и да-
влении рср = О,5(ро+.рв).
I
•
Величина цв линейно за-
висит от отношения пло-
щади /к выходных щелей
капота к площади, сметае-
мой лопастями вентилято-
ра (равной лК2), и выби-
рается в пределах 0,24-0,7
при /к/(яЯ2) = 0,25 -41,0.
I
Для плоских лопастей
\|/л равно 2,8-3,5; для кри-
волинейных 2,2-2,9.
288
ръ, рв для воздуха, а вместо т|м-КПД вентилятора т|в, равного
0,32-0,40 для клепаных роторов и 0.55-0,65 для литых. Мощ-
ность вентиляторов составляет 3-6° 0 номинальной мощности
двигателей.
§ 3. Контрольные и другие устройства
системы охлаждения
Основным контролируемым параметром работы системы
охлаждения является температура охлаждающей жидкости на
выходе из двигателя, измеряемая с помощью датчиков темпе-
ратуры и дистанционных термометров. Датчики температур
устанавливают обычно на выходе охлаждающей жидкости из
системы охлаждения двигателя или агрегатов, например, тур-
бокомпрессоров. В некоторых случаях, например в системах
с теплыми ящиками, температура контролируется на входе
в систему охлаждения двигателя; в сложных системах охлажде-
ния судовых установок с двигателями большой мощности тем-
пературу контролируют и регулируют для каждого цилиндра,
крышки цилиндра, охладителя или теплообменного устройства.
Судить о тепловом состоянии двигателя с воздушным охла-
ждением по температуре нагретого воздуха трудно, поэтому
кроме температуры масла измеряют температуру стенок дета-
лей, преимущественно головок цилиндров, с помощью термо-
пар. Их показания или импульсный сигнал используют для
ручного или автоматического регулирования расхода охла-
ждающего воздуха.
Регулированием работы систем охлаждения можно значи-
тельно сократить изменение температур деталей, их стыков,
уплотнений в зависимости от режимов работы двигателей. Для
этого наиболее целесообразно регулировать работу систем ох-
лаждения так, чтобы температура охлаждающего тела на выхо-
де из зарубашечных или подкапотных пространств (или входе
в них) оставалась постоянной. Это обеспечивается следующим:
регулированием количества тела, подаваемого в систему ох-
лаждения (в проточных системах жидкостного охлаждения и
в системах воздушного охлаждения);
изменением температуры охлаждающего тела на входе в си-
стему охлаждения с помощью теплых ящиков, в которые доба-
вляется различное количество холодной воды, или изменением
количества нагретой охлаждающей жидкости, направляемой
с помощью термостатов в охладители;
изменением интенсивности охлаждения жидкости в охлади-
телях;
сочетанием нескольких способов регулирования, например,
изменением количества жидкости, охлаждаемой в охладителях,
и интенсивности охлаждения в них.
Стабилизация температуры охлаждающей жидкости с по-
мощью термостатов при снижении нагрузки на двигатель
транспортных и других установок, работающих при низких
температурах окружающей среды, может привести к замерза-
нию воды в охладителе, поэтому она, как правило, сочетается
с изменением интенсивности охлаждения жидкости.
В водо-водяных охладителях интенсивность охлаждения
жидкости первого круга циркуляции регулируют протоком хо-
289
лодной воды через них, в жидкостно-воздушных охладителях
-изменением поверхности охлаждения различными жалюзи,
шторками и фартуками-уплотнителями или подач вентилято-
ров, прокачивающих воздух через решетку охладителя. Первый
способ регулирования связан с увеличением затрат энергии на
привод вентилятора, что повышает удельные расходы топлива
двигателя. При втором способе, наоборот, по мере уменьшения
интенсивности охлаждения двигателя снижается мощность, по-
требляемая вентилятором. Используют и оба способа одновре-
менно.
Подачу осевых вентиляторов изменяют поворотом лопа-
стей во втулке вентилятора специальными устройствами, пе-
риодическим отключением вентиляторов с помощью фрик-
ционных или электромагнитных муфт или непрерывным
изменением частоты вращения ротора вентилятора с помощью
электродвигателей, вмонтированных в вентилятор, электромаг-
нитных муфт и наиболее часто-с помощью гидравлических
муфт, встроенных в механизм привода вентилятора. Примером
конструкции гидромуфт в приводах вентиляторов может слу-
жить гидромуфта двигателя ЯМЗ-740 (рис. 255). Муфта распо-
ложена в корпусе кронштейна 7; ведущее колесо муфты (колесо
насоса) 6 приводится во вращение кожухом 5 через ступицу
2 от ведущего вала 3. Ведомое колесо гидромуфты (колесо тур-
бины) 4 через ведомый вал 11 вращает ступицу вентилятора 10,
I
•
В случае перерыва по-
дачи масла к гидромуфте
она блокируется, и венти-
лятор вращается с часто-
той вращения вала 3.
Рис. 255. Гидромуфта при-
вода вентилятора дизеля
ЯМЗ-740
290
Шкив 9 привода генератора вращается с частотой вращения
вала 3 и приводится во вращение полым валом 8 привода гене-
ратора, соединенным с колесом 6 насоса.
В зависимости от заполнения объемов между лопатками ко-
лес насоса и турбины через трубку 1 подвода масла в гидро-
муфту изменяется частота вращения колеса турбины и вентиля-
тора от 0 до 95-98% частоты вращения вала. При этом
температура воды Твых поддерживается в пределах 80-95°С
в зависимости от режима работы двигателя. Количество по-
даваемого в гидромуфту масла регулируется автоматически по
температуре воды на выходе.
Регулирование подачи центробежных вентиляторов приме-
няется реже. С этой целью, как правило, устанавливают заслон-
ки в нагнетающем трубопроводе.
Вторым контролируемым параметром является давление ох-
лаждающего тела в системе охлаждения.
Давление воздуха вместе с его расходом определяют за-
траты мощности на привод вентиляторов, оно не контроли-
руется, так как непосредственно влияет на конструкцию и рабо-
тоспособность решеток охладителей, дефлекторов и кожухов.
В замкнутых системах жидкостного охлаждения вследствие
парообразования при перегреве двигателя возможно увеличе-
ние давления; при водяном высокотемпературном охлаждении
избыточное давление создается для повышения температуры
кипения. Поэтому закрытые системы всегда оборудуют так на-
зываемыми паровыми клапанами, ограничивающими давление
для предотвращения возможных разрушений рубашек цилин-
дров и блоков, трубопроводов, охладителей, расширительных
баков, а также нарушения плотности соединений, в частности,
уплотнений гильз и втулок цилиндров.
При выключении или уменьшении нагрузки двигателя, на-
оборот, вследствие конденсации паров в системе может со-
здаться разрежение и возникнуть опасность разрушений эле-
ментов систем охлаждения давлением окружающей среды. Для
устранения этого закрытые системы оборудуют воздушными
клапанами, обеспечивающими вход воздуха в систему. Обычно
паровые и воздушные клапаны объединяют в паровоздушный
клапан, выполняемый в одном корпусе. Этот корпус часто
является устройством, закрывающим заливное отверстие, рас-
полагаемое в верхней точке системы-патрубке, соединяющим
двигатель с охладителем, охладителе, расширительном или
смесительном бачке.
На рис. 256 представлена типичная конструкция паровоз-
Рис. 256. Паровоздушный
клапан
291
душного клапана, смонтированного в пробке охладителя авто-
мобильного двигателя. Паровой клапан 2 прижимается к седлу
пружиной. При избыточных давлениях (2 6 кПа) он приподни-
мается и выпускает пар и воздух через пароотводную трубку 3.
При понижении давления в системе ниже атмосферного на
0,1-0,2 кПа воздушный клапан 1 сжимает пружину, и через
трубку 3 в систему поступает воздух.
Для устранения паровых и воздушных пробок в замкнутых
системах охлаждения судовых двигателей все верхние точки от-
дельных участков соединяют пароотводной трубкой с расши-
рительным бачком, устанавливаемым не ниже 1500 мм над
верхними точками системы двигателя. В бачке от жидкости от-
деляются пары и растворенные газы, и они отводятся в атмос-
феру. Расширительные, смесительные и отдельные питательные
бачки имеют указатели уровня. Системы охлаждения и входя-
щие в них дополнительные перечисленные элементы имеют за-
ливные и сливные отверстия, закрываемые пробками или кра-
нами. Сливные устройства располагают в нижних точках
участков систем и используют для слива не только охлаждаю-
щих жидкостей, но и промывочных, с помощью которых уда-
ляют отложения и накипь.
Для предупреждения коррозии стенок рубашки их кадми-
руют, бакелитизируют или окрашивают масляными красками.
В случае охлаждения судовых двигателей забортной водой
в рубашках устанавливают цинковые протекторы-пластины,
заменяемые по мере разрушения.
В установках с двигателями внутреннего сгорания нагретое
охлаждающее тело часто используют для отопления кабин или
других помещений, для чего системы охлаждения сообщают
с отопительными системами.
Для быстрого прогрева двигателей с жидкостным охлажде-
нием перед пуском в систему охлаждения монтируют подогре-
вательные устройства: с горелками, работающими на бензине
или дизельном топливе (двигатели наземного безрельсового
транспорта), электрические (двигатели рельсового транспорта,
судовые двигатели), паровые или водяные, питающиеся от
внешних источников тепловой энергии (автомобильные двига-
тели при безгаражном хранении автомобилей, судовые двигате-
ли).
ГЛАВА
ОХЛАДИТЕЛИ
I
•
Применение высоко-
температурных систем ох-
лаждения с температурой
охлаждающей воды до
400 К позволяет умень-
шить размеры водяного
охладителя в 3-5 раз,
а также снизить мощ-
ность, затрачиваемую на
привод вентиляторов,
в 1,3-1,4 раза. При этом
в результате повыше-
ния механического и ин-
дикаторного КПД эф-
фективный расход топ-
лива снижается на
1,35-1,75 г/(кВт-ч) на
каждые 10 К повышения
температуры охлаждаю-
щей воды.
§ 1. Охладители поршневых
и комбинированных двигателей
| Теплота, отводимая в охлаждающую жидкость внутреннего
контура (воду, ТОСОЛ, антифриз) и смазочное масло, а также
теплота, воспринимаемая при охлаждении наддувочного возду-
ха, передается охлаждающему теплоносителю в соответствую-
щих охладителях. Охлаждающим теплоносителем в судовых
установках является забортная вода, а в установках наземного
транспорта - атмосферный воздух. В последнем случае, когда
для рассеивания теплоты используется атмосферный воздух,
теплообменники называют радиаторами^
Целесообразность применения того или иного теплоносите-
ля может быть охарактеризована следующими относительны-
ми значениями теплоотдачи.
Теплоноситель . . Атмосфер- Воздух	Смазочное Вода
ный воздух при	масло
р — 0,2 МПа
Относительное
значение теплоот-
дачи ......... 1	3	8-10	100
I Для обеспечения надежной работы деталей, образующих ра-
бочую полость, и приемлемых технико-экономических показа-
телей двигателя температура воды во внутреннем контуре дол-
жна поддерживаться в пределах 340-365 К, а в высокотемпера-
турных системах охлаждения достигать 400 К. Рабочая темпе-
ратура масла в двигателе при использовании термостойких
присадок может быть доведена до 340-360 К, что способствует /
уменьшению износа в парах трения и механических потерь^
Максимальное значение температуры наддувочного воздуха
(400-410 К) ограничено допустимой теплонапряженностью де-
талей цилиндропоршневой группы, а минимальное
(323-333 К)-значительным ухудшением процесса сгорания.
Используемая в судовых двигателях в качестве охлаждаю-
щего теплоносителя речная и озерная вода может иметь значи-
тельную жесткость, высокую степень загрязнения частицами
или микроорганизмами, а морская вода является агрессивной
средой, способствующей возникновению электрохимической
коррозии и эрозии конструкционных материалов. Для ограни-
чения выделения солей и осадков снижают температуру за-
бортной воды на выходе из системы охлаждения, а на морских
293
судах применяют протекторную защиту от электрохимической
коррозии.
Масло и воздух при нормальной влажности (8-10 г/м3) не
оказывают корродирующего воздействия, однако, как в мас-
ляных, так и в воздушных полостях при работе охладителей
образуется слой отложений, в результате чего ухудшается
теплообмен.
Рис. 257. Схемы установки
охладителей на судовых
и тепловозных дизелях:
1 -агрегат наддува; 2-охла-
дитель наддувочного воздуха;
3 -навешенный водяной на-
сос; 4 -охладитель масла;
5 - охладитель воды; 6 - ди-
зель; 7-перепускной клапан
В судовых установках прокачку забортной воды осущест-
вляют через каждый теплообменник или автономным, или на-
вешенным на двигатель насосом. Обычно для охлаждения над-
дувочного воздуха используют отдельный контур забортной
воды, который подключается параллельно контуру, общему
для охладителей масла и пресной воды (рис. 257, а). Такая схе-
ма соединения контуров охлаждения дает возможность повы-
сить экономичность двигателя при работе на номинальном ре-
жиме. Однако при работе на частичных режимах, особенно на
режимах малых нагрузок (от 0,2Ne до режима холостого хода),
наддувочный воздух для поддержания экономичности двигате-
ля следует не охлаждать, а подогревать. Поэтому в судовых
установках в зависимости от режима работы забортная вода
может направляться с помощью делителя потока сначала в ох-
ладитель наддувочного воздуха, а затем в охладители масла и
воды или наоборот. Возможно также применение такой схемы
включения теплообменников, где забортная вода последова-
294
Рис. 258. Схемы установ-
ки охладителя иа авто-
тракторных двигателях:
1 двигатель; 2-основной
вентилятор; 3 - агрегат надду-
ва; 4-водяной радиатор;
5 - масляный	радиатор;
6-секция водяного радиатора
для охлаждения наддувочно-
го воздуха; /-вспомога-
тельный водяной насос; 8 - ох-
ладитель наддувочного воз-
духа ;	9 - вспомогательный
вентилятор
тельно проходит охладители масла, наддувочного воздуха и
воды.
В тепловозных установках в качестве охлаждающего тепло-
носителя используют атмосферный воздух, и теплообмен осу-
ществляется в теплообменниках-радиаторах. В связи с тем,
что атмосферный воздух как охлаждающий теплоноситель зна-
чительно уступает забортной воде, схема системы охлаждения
тепловозных двигателей по сравнению с судовыми более слож-
ная. На рис. 257,6 приведена схема установки охладителей на
тепловозе. Преимуществом схемы является то, что охлаждаю-
щая вода после радиатора поступает в масляный охладитель,
а затем уже подогретая-в охладитель наддувочного воздуха.
Это положительно влияет на рабочий процесс двигателя на ре-
жимах малых нагрузок. Недостатком схемы является возмож-
ность переохлаждения масла и наддувочного воздуха зимой.
Для устранения этого недостатка используют схему с авто-
номным контуром охлаждения наддувочного воздуха
(рис. 257, в). В этом случае имеется возможность осуществить
как подогрев наддувочного воздуха в результате перепуска го-
рячей воды из основного контура охлаждения двигателя, так
и полностью отключить охладитель наддувочного воздуха на
частичных режимах и в холодное время года.
При использовании компактных и высокоэффективных те-
плообменных поверхностей возможно применение такой схемы
компоновки охладителей, в которой отсутствует промежу-
точный контур охлаждающей воды (рис. 257, г). Использование
этой схемы позволяет получить более высокие степени охла-
ждения наддувочного воздуха и в 2 раза уменьшить общую
массу охлаждающих устройств по сравнению со схемами, где
вода является промежуточным теплоносителем.
Применение охладителей наддувочного воздуха для авто-
тракторных двигателей не вносит существенных изменений
в основные схемы компоновки системы охлаждения. Однако
тип охладителя наддувочного воздуха (водяной или воз-
душный) и его конструкция в большой степени определяются
общей конструктивной схемой основной системы охлажде-
ния.
Водяные радиаторы, используемые для охлаждения надду-
вочного воздуха и устанавливаемые в системах с автономным
жидкостным низкотемпературным контуром (рис. 258, а), рабо-
тают так же, как основные радиаторы охлаждения воды. В
некоторых случаях их выполняют в одном блоке с основным
водяным радиатором двигателя.
Воздушные радиаторы, включенные в воздушный тракт ос-
новной системы охлаждения двигателя (рис. 258,6), обычно
устанавливают перед водяным и масляным радиаторами, и они
омываются воздухом, температура которого мало отличается
от температуры окружающей среды. Наружные и внутренние
поверхности охлаждения таких радиаторов выполняют с уче-
том различия условий теплоотдачи воздушных потоков, нахо-
дящихся под повышенным (наддувочный воздух) давлением.
Существенным недостатком этой схемы являются повышенные
гидравлические потери при охлаждении наддувочного воздуха,
которые могут быть на порядок (и более) выше, чем в системе,
выполненной по схеме на рис. 258, а. От указанного недостатка
295
свободны системы, схема которых показана на рис. 258, в, и ис-
пользуемые на некоторых дизелях семейства Я М3. К материа-
лам используемым в охладителях двигателей внутреннего сго-
рания, предъявляют следующие требования: достаточная проч-
ность и пластичность, высокая теплопроводность, стойкость
против коррозии, технологичность и низкая стоимость. С точки
зрения удовлетворения этих требований наиболее пригодными
материалами для изготовления водо-водяных и водовоздушных
теплообменников являются медь, алюминий и сплавы на их ос-
нове. Стальные водяные радиаторы имеют по сравнению
с медными большую массу, низкую теплопроводность и недо-
статочную коррозионную стойкость. Использование защитных
цинковых покрытий не обеспечивает надежной противокорро-
зионной защиты радиаторов. Поэтому сталь, как правило, ис-
пользуют почти исключительно для изготовления масляных
радиаторов.
Для изготовления теплообменников применяют медь марок
Ml, М2 и М3, содержащих медь (согласно ГОСТ 859-78*)
в пределах 99,9-99,5%. На основе меди получают различные
сплавы, которые обладают высокими механическими и техно-
логическими свойствами, например, сплав меди с цинком.
Наиболее легким и перспективным материалом является
алюминий высокой степени чистоты (типа АДО или АД1);
сплав алюминия с марганцем (типа АМц); сплав алюминия
с магнием (типа АМг). Однако у алюминия и сплавов на его
основе недостаточная стойкость к эрозии и коррозии по срав-
нению с медью и ее сплавами. Поэтому монометаллическим
алюминиевым материалам * предпочитают биметаллические,
у которых поверхность, соприкасающуюся с агрессивной сре-
дой (например, морской водой), изготовляют из материала,
стойкого к эрозии и коррозии, а наружную сторону-из алюми-
ниевого сплава. Для морской воды и ряда других агрессивных
сред при изготовлении теплообменников используют мельхиор
МНЖМц 30-1-1, а также титан марки ВТ1-00.
В настоящее время при изготовлении теплообменников
комбинированных двигателей внутреннего сгорания все шире
применяют пластмассы, различные композиционные мате-
риалы, резины, синтетические клеи и т.д.
§ 2. Расчет и конструирование
охладителей
В качестве охладителей в комбинированных двигателях вну-
треннего сгорания преимущественно используют рекупера-
тивные теплообменники. Рекуперативными называют такие ап-
параты, в которых теплота от горячего теплоносителя
к холодному передается через стенку, разделяющую теплоноси-
тели, и, таким образом, процесс передачи теплоты происходит
через поверхность твердого тела. Поэтому рекуперативные ап-
параты называют также поверхностными. В зависимости от ви-
да греющих и охлаждающих теплоносителей различают га-
зовые, газожидкостные и жидкостные теплообменники.
В газовых теплообменниках оба теплоносителя-газы,
и коэффициенты теплоотдачи на противоположных сторонах
разделяющей их поверхности обычно не отличаются более чем
Рис. 259. Виды оребрения
труб:
а -винтовая накатка; б-про-
дольные внутренние ребра;
в - коллективное оребрение
плоскими пластинами;
г - продольные внешние ребра
296
Рис. 260. Формы теплооб-
менных поверхностей пла-
стинчатых аппаратов:
а - пластинчато-ленточные
двусторонние; б - трубчато-
ленточные; в -пластинчатые
с фигурными выштамповка-
ми;	г - пластинчато-лен-
точные односторонние
в 2-3 раза, а их абсолютные значения ниже соответствующих
значений в жидкостных теплообменниках в 10-100 раз.
В комбинированных двигателях внутреннего сгорания га-
зовые теплообменники применяют в воздуховоздушных систе-
мах охлаждения наддувочного воздуха тепловозных и авто-
тракторных дизелей.
В газожидкостных рекуперативных теплообменниках осу-
ществляется передача теплоты либо от газового теплоносителя
(наддувочный воздух) к жидкости (вода), либо от жидкости (во-
да, масло) к воздуху. В связи с этим газожидкостные теплооб-
менники в комбинированных двигателях внутреннего сгорания
используют в качестве охладителей наддувочного воздуха,
а также в качестве радиаторных охладителей воды и масла.
В жидкостных теплообменниках охлаждение одного жидко-
го теплоносителя происходит за счет нагревания другого, при
этом теплоемкости жидких теплоносителей отличаются незна-
чительно. Теплообменники такого типа особенно целесообраз-
но использовать в тех случаях, когда коэффициенты теплоотда-
чи двух жидкостей не отличаются более чем в 2-3 раза,
и вследствие этого нет особой необходимости увеличивать пло-
щадь поверхности теплообменника.
По типу теплопередающей поверхности рекуперативные те-
плообменники подразделяют на трубчатые и пластинчатые.
В трубчатых теплообменниках используют гладкие трубы, как
круглые, так и плоские, а также трубы с увеличенной пло-
щадью поверхности теплообмена в результате применения по-
перечных и продольных ребер, оребрения винтовой накаткой,
проволочными петлями, гладкими и рифлеными пластинами
(рис. 259). При этом поверхности теплообмена большей площа-
ди выполняют со стороны теплоносителя с меньшим коэффи-
циентом теплоотдачи. Пластинчатые теплообменники изгото-
вляют из листового материала. Как правило, они имеют
фигурные выштамповки и каналы на поверхности для увеличе-
ния коэффициента теплоотдачи. Если один из теплоносителей
имеет в 2-3 раза меньший коэффициент теплоотдачи, то с его
стороны применяют ребра, которые увеличивают поверхность
теплопередачи и турбулизируют поток. При низких коэф-
фициентах теплоотдачи с обеих сторон разделительной
стенки теплообменника часто используют двустороннее оре-
брение (рис. 260).
Основными видами взаимного движения теплоносителей
в теплообменниках являются прямоток, противоток и одно-
297
кратные или многократные перекрестные токи. При прямотоке
охлаждаемый и нагреваемый теплоносители движутся в одном
направлении относительно разделяющей их стенки, при проти-
вотоке-в противоположных направлениях. При однократно
или многократно перекрестном токе теплоносители движутся
во взаимно перпендикулярных направлениях.
Расчет рекуперативных теплообменников непрерывного дей-
ствия основан на совместном решении уравнений теплового ба-
ланса и теплопередачи. Уравнение теплового баланса имеет
вид
Q = Gi (ii ~ it ) - (ii ~ ‘2) + бпот,	(172)
где Q-тепловой поток; Gj и G2-массовые расходы охлаждае-
мой и охлаждающей сред; z/, i'( и z2', z2-начальная и конечная
энтальпии соответственно охлаждаемой и охлаждающей сред;
бпот-потери теплоты в окружающую среду.
В охладителях двигателей внутреннего сгорания потери те-
плоты в окружающую среду обычно незначительные (в основ-
ном это радиационные потери), и ими можно пренебречь. Кро-
ме того, учитывая, что изменение температуры потоков
теплоносителей относительно невелико, можно принять удель-
ную теплоемкость теплоносителей, участвующих в теплообме-
не, постоянной. Тогда уравнение теплового баланса
Q = G1Cpi - Г?) = G2cP2 (Т" - Т2),	(173)
где ср1 и ср2-средние удельные теплоемкости охлаждаемой и ох-
лаждающей сред в интервале рабочих температур; Т/, Т'{ и Т2,
Т2 -начальная и конечная температуры соответственно охла-
ждаемой и охлаждающей сред.
В общем случае основное расчетное уравнение теплопереда-
чи записывается в интегральном виде: Q = ^kATdF.
Если использовать средние значения коэффициентов тепло-
передачи и температурного напора, то уравнение теплопереда-
чи для непрерывных процессов примет вид
Q = k\TF,	(174)
где fc-средний постоянный для поверхности F коэффициент те-
плопередачи; АТ-средний по поверхности F температурный
напор между теплоносителями.
Вид расчетной формулы для определения среднего темпера-
турного напора АТ зависит от направления взаимного движе-
ния рабочих сред. При использовании противотока температу-
ра охлаждающей среды приближается к максимальной темпе-
ратуре охлаждаемой среды. При использовании прямотока
охлаждающий теплоноситель не может иметь температуру
больше минимальной температуры охлаждаемого теплоносите-
ля (рис. 261). При прямотоке, противотоке и при постоянной
температуре одного из теплоносителей средний температурный
напор определяют как средний логарифмический, т.е.
АТ= АТ = ___________АТм__
лог 2,3 lg(AT6/ATM) ’
(175)
298
Рис. 261. Изменение тем-
ператур теплоносителей
при различном соотноше-
нии водяных эквивалентов:
а-и; = W2;	> W2;
e-Wt < W2: ~---при пря-
мотоке; -----при противото-
ке
где ДТб и А ^ соответственно больший и меньший темпера-
турные напоры между охлаждаемым и охлаждающим теплоно-
сителями на концах теплообменника.
При отношении ДТб/ДТм 1,7 определить АТ с погреш-
ностью, не превышающей 3%, можно по формуле для среднего
арифметического температурного напора: ЛТ= Д7^р =
= 0,5 (АТб + ДТМ). При всех других схемах течения
at = p (Л'-П)-(П-г2')
АТ 1п [(Г; - Т" )/(тг; - т2)] ’	(176)
где Едт-поправочный коэффициент, зависящий от значений
вспомогательных величин Р и R и схемы движения теплоноси-
телей; Р = (Т''-Т')/(Т'-Т'); R = (T'-T'')/(T''~T') =
— ^2/^1 = ^2cp2/(^icpi); и Ж2-водяные эквиваленты ох-
лаждаемого и охлаждающего теплоносителей.
Значение поправочного коэффициента ед г как функцию Р
и R для различных схем движения теплоносителей находят по
графикам или расчетным зависимостям.
С достаточной для практических расчетов точностью сред-
ний температурный напор можно рассчитать по формуле
Zt(Ti-T£)
АТ=_____________________________________
In [2 - Р(1 + R - Zf)/2 - Р(1 + R + ZJ] ’
(177)
299
где Zt = j/1 + R2 + 2R (1 — 2рпт); рпт - коэффициент противоточ-
ности теплообменника, значения рПт зависят как от схемы дви-
жения теплоносителей, так и от формы теплообменных
поверхностей (табл. 6).
6. ЗНАЧЕНИЯ КОЭФФИЦИЕНТА ПРОТИВОТОЧНОСТИ
Вид движения теплоносителей	Рпт	Тип охладителя
Прямоток	0		
Противоток Однократный	пере- крестный ток: с перемешиванием обо-	1	
их теплоносителей с разделением охлаж- дающего теплоносите-	0,496	Охладитель из про- фильных листов
ля с разделением охлаж-	0,570	Трубчатый охладитель наддувочного воздуха
даемого теплоносителя Двухходовой	пере- крестный противоток: с разделением охлаж- дающего теплоносите-	0,595	Радиатор
ля с разделением охлаж-	0,882	Трубчатый охладитель наддувочного воздуха
даемого теплоносителя с перемешиванием обо-	0,881	Радиатор
их теплоносителей Многоходовой (число хо-	0,876	Охладитель из про- фильных листов
дов п) перекрестный	0,882-	Кожухотрубные охлади-
противоток с разделени- ем охлаждающего теп- лоносителя	0,991	тели масла и воды С од- ним трубным ходом
Ниже приведены значения рпт для различного числа ходов
п в случае многоходового перекрестного противотока с разде-
лением охлаждающего теплоносителя.
п......................... 2	3	4	5	6	7
рпт....................... 0,882	0,949	0,972	0,982	0,987	0,991
Перемешивающимся (неразделенным) называют теплоноси-
тель, температура которого поперек его хода выравнивается
вследствие перемешивания (теплоноситель, движущийся между
трубками), а неперемешивающимся (разделенным) - теплоноси-
тель, температура которого поперек хода не выравнивается
(при движении внутри параллельно расположенных трубок).
Точность расчета теплообменника в основном зависит от
точности определения коэффициента теплопередачи к. Для вы-
числения коэффициента теплопередачи необходимо знать коэф-
фициенты теплоотдачи со стороны охлаждаемого аг и охлаж-
дающего а2 теплоносителей, а также термическое сопротивле-
ние теплопередающей поверхности бД-для однослойной стен-
300
I
•
Слой загрязнения сни-
жает коэффициент те-
плоотдачи на поверхности
охлаждения из-за высоко-
го термического сопроти-
вления, уменьшения ско-
рости теплоносителя и из-
менения характера тече-
ния потока по каналам
охлаждения.
ки или Z (О, kJ-для многослойной стенки (где 5-толщина
стенки, л-коэффициент теплопроводности материала стенки).
Коэффициент теплопередачи многослойной стенки, на поверх-
ности которой при работе теплообменника образуются раз-
личные отложения (солей, смол и т. д.), рассчитывают по
уравнению
fc = ------,	(178)
l/ai + Е (5,Д/) + 1/а2 + £Кзаг
i -1
где £Кзаг - термическое сопротивление, учитывающее загрязне-
ние с обеих сторон теплопередающей поверхности, м2  К Вт.
Как правило, при расчете теплообменников Кзаг выбирают
на основании опыта эксплуатации аналогичного теплообменни-
ка. Максимальная толщина слоя отложений не должна превы-
шать 0,5 мм, для чего следует предусмотреть возможность пе-
риодической химической промывки либо чистки теплооб-
менных поверхностей от отложений. Термическое сопротивле-
ние слоя отложений толщиной 0,3-0,5 мм составляет:
3,5-10“4 м2 К/Вт-для накипи; 5-10-4 м2 -К/Вт-для ржав-
чины; 8,6 10“4 м2 • К/Вт-для смолистых отложений смазочно-
го масла при толщине слоя отложений 0,1 мм.
В случае неоребренной цилиндрической теплопередающей
стенки для расчета коэффициента теплопередачи используют
формулу
= {^ср [(авн^вн) 1 + 0,5^/In (JH /dBH) + (сСн^н)	+ ^^заг} \
(179)
где авн и ан- коэффициент теплоотдачи соответственно с вну-
тренней и наружной стороны трубы; JBH и dn-внутренний и на-
ружный диаметры трубы.
При определении Jcp считают, что если ссвн»ан, то dcp =
если авн = осн, то dcp = 0,5(dBH + dH); если авн « ан, то dcp = dBn.
Основные трудности возникают при подсчете коэффициен-
тов теплоотдачи а. Они связаны с тем, что теплообменные ап-
параты могут иметь сложную конфигурацию поверхностей те-
плообмена, и, кроме того, приходится учитывать изменение
температур теплоносителей по длине теплообменного аппара-
та.
Для оценки совершенства охладителей комбинированных
двигателей используют следующие характеристики.
Тепловая эффективность
71 = (Л'- т;')/(Л'- T')-MTF/(^minATmax).	(180)
Величина т] характеризует отношение действительно пере-
данной в охладитель теплоты к максимально возможной.
Коэффициент использования объема трубного пучка
kv=Q/(VbT),	(181)
где V- объем трубного пучка или пакета пластин.
301
Коэффициент ку характеризует интенсивность теплоперено-
са в единице объема трубного пучка и устанавливает взаимо-
связь тепловой нагрузки с габаритными размерами охладителя.
Коэффициент использования массы трубного пучка
kG=Q/(MAT),
(182)
где М-масса трубного пучка или пакета пластин.
Коэффициент kG характеризует интенсивность теплопере-
носа в единице массы трубного пучка и устанавливает взаимо-
связь тепловой нагрузки с массой теплопередающей поверхно-
сти охладителя.
Коэффициент теплопередачи
k = Q/(FAT).	(183)
Показатель энергетической эффективности
E = Q/(N.+N2),	(184)
где и N2 -мощность, затрачиваемая на прокачку соответ-
ственно охлаждаемого и охлаждающего теплоносителей.
Показатель Е характеризует теплогидродинамическое со-
вершенство охладителя и устанавливает взаимосвязь между те-
пловой нагрузкой охладителя и затратами мощности на про-
качку обоих теплоносителей.
Потери давления на прокачку охлаждаемого Арх и охлаж-
дающего Ар2 теплоносителя характеризуют аэро- и гидродина-
мические качества охладителя.
Для каждого типа _ охлаждающих поверхностей значения
коэффициентов ky, kG, к, Е и потерь давления Apt и Ар2 регла-
ментируются соответствующими ГОСТами (табл. 7).
I
•
При прочих равных ус-
ловиях изменение скоро-
сти движения теплоноси-
теля по-разному влияет на
параметры, характери-
зующие работу теплооб-
менного аппарата: коэф-
фициент теплопередачи
изменяется пропорцио-
нально скорости (или рас-
ходу) в степени 0,6-0,8; ги-
дродинамическое со-
противление - в степени
1,7-1,8, а мощность, затра-
чиваемая на прокачку те-
плоносителей,- в степени
2,75.
7. ХАРАКТЕРИСТИКИ НЕКОТОРЫХ ОХЛАДИТЕЛЕЙ
			«8	8	8	'S
Тип охладителя	18	Д8 Н~ °		I		£
	Я	л? й	-а Я S	чЗ		
Трубчатый (наддувочного воз- духа) Профилированный	пластин-	46 500 48 800-63 900	19,8-23,2	—	20	4,9	58,8
чатый (наддувочного воздуха)		24,4-29,1	—	20	4,9	58,8
Водо-водяной гладкотрубный Водомасляный с трубками, оре-	267 000	232	2093	500	78-98	49-98
бренными винтовой накаткой	46 500	34,9	465	100	98-245	49-98
Коэффициент компактности kKTl = F/V характеризует отно-
шение площади поверхности теплообменного аппарата к объе-
му, занимаемому этой поверхностью.
Достижение высоких значений вышеприведенных коэффи-
циентов, а также повышение долговечности и надежности охла-
дителей в первую очередь связаны с правильным выбором ско-
ростей и направления движения теплоносителей. При этом
руководствуются следующими соображениями. Внутри труб
легче достигается повышенная скорость жидкости, и поэтому
302
I
*
Сравнительная оценка
охладителей ведется по со-
вокупности технико-эко-
номических показателей
с учетом стоимости охла-
дителя.
в «жидкостио-жидкостных» теплообменниках теплоноситель
с меньшим коэффициентом теплоотдачи или малым расходом
целесообразнее направлять в трубы. В газожидкостных те-
плообменниках обычно жидкость подают в трубы, а газ - в меж-
трубное пространство. Загрязненный теплоноситель следует
также направлять в трубы, а чистый-в межтрубное простран-
ство, так как внутреннюю поверхность труб, особенно прямых,
очистить легче. Коррозионно-активные жидкости подают
в трубы. В этом случае только для коллекторов, крышек и для
труб применяют коррозионно-стойкий материал или покрытие,
так как наиболее важный узел-корпус теплообменника-корро-
зии не подвергается. Теплоноситель с повышенным давлением
и температурой предпочтительнее направлять в трубы, что пре-
пятствует возникновению больших механических и темпера-
турных напряжений в корпусе теплообменника.
В практике используют два типа тепловых расчетов те-
плообменников-конструктивный и поверочный. Конструк-
тивный тепловой расчет выполняют при проектировании
новых теплообменников для определения площади поверхно-
сти теплообмена, обеспечивающей необходимый теплосъем
при заданных температурах и расходах теплоносителей. При
проведении конструктивного расчета исходя из опыта эксплуа-
тации существующих охладителей или на основании опытно-
конструкторских разработок и проведенных испытаний предва-
рительно выбирают тип охладителя, его конструктивную
схему, схему относительного движения теплоносителей, мате-
риалы для изготовления отдельных элементов. Кроме того, за-
даются некоторыми параметрами: характерными размерами
теплопередающёй поверхности (например, диаметром труб
и размерами ребер, формой и размерами пластинчатых те-
плообменных поверхностей); скоростью движения теплоносите-
лей, участвующих в теплообмене; ориентировочными значения-
ми коэффициентов гидравлического сопротивления; входными
и выходными температурами теплоносителей и т.п.
Поверочные тепловые расчеты, как правило, проводят в тех
случаях, когда необходимо выяснить возможность использова-
ния уже имеющихся охладителей в условиях, отличных от рас-
четных. В результате поверочного теплового расчета опреде-
ляют характеристики теплопередачи и конечные температуры
теплоносителей, участвующих в теплообмене. При этом кон-
струкция и поверхности охлаждения теплообменника известны.
При конструктивном расчете наибольшие затруднения вы-
зывает определение коэффициентов теплоотдачи и гидравличе-
ского сопротивления для каждого теплоносителя, зависящих
как от теплофизических свойств теплоносителя и режима его
течения, так и от формы и размеров теплообменных поверхно-
стей.
Для ламинарного режима течения (Re 2300) теплоносителя
в гладкой прямой трубе при l/d > 10 и Иеж >10
Nu* = 1,4(Кеж4///)0ЛРгж’33 х (Ргж/Ргст)0’25,	(185)
где d и I - внутренний диаметр и длина труб; индексы ж и ст
означают, что физические свойства выбираются по средней
температуре соответственно жидкости и стенки.
Это соотношение применимо также для расчета теплоотда-
303
чи и в плоских трубах, однако вместо диаметра d в формулу
следует подставлять ширину канала Ь. Определяющей темпера-
турой является средняя арифметическая температура теплоно-
сителя в трубе.
При l/d > 0,067ЯежРгж/6 используют следующую формулу:
NUac = 4(Ргж/Ргст)0’25.	(186)
Коэффициент гидравлического сопротивления при ламинар-
ном режиме течения
^ = (А/Иеж)(Ргж/Ргст)-”,	(187)
где Л = 64-для круглой трубы; Л = 73-для плоскоовальной
трубы; п — с(Ре^//)т(Ргж/Ргст)0,062; с = 2,3 и т = — 0,3 при
Ped/l 1500; с = 0,535 и т = - 0,1 при Ped/l > 1500.
Определяющим размером является эквивалентный диаметр
d3i определяющей температурой - температура жидкости на
входе в трубу.
При переходном режиме течения в трубе (2300 < Re <
< 10 000)
Nu« = (Nu3K.ji/Num.t)5,72Nu)K.t M’’«h<Nux.T'NVn> (188)
где NurT и Nujrjj- соответственно при Кеж = 104 и Яеж = 2300.
Определяющий размер-диаметр d3, определяющая темпе-
ратура - средняя арифметическая температура теплоносителя
в трубе.
При турбулентном режиме течения в «технически гладкой»
трубе (Яеж = 104 -4- 5 • 106 и Ргж = 0,6 2500)
№1Ж.Т = 0,021 Кеж8Ргж,43(Ргж/Ргст)°’25£/,	(189)
где £/=14- 2d/l при l/d <50; £/ = 1 при l/d > 50.
Определяющая температура-средняя арифметическая тем-
пература теплоносителя в трубе, определяющий размер-экви-
валентный диаметр d3 = 4//П (где /-площадь поперечного сече-
ния канала; П-его полный периметр, независимо от того,
какая часть этого периметра участвует в теплообмене).
Коэффициент гидравлического сопротивления при переход-
ном и турбулентном режимах течения в гладкой трубе
^ = [1,821g(Кеж • Ргж/Ргст) — 1,64] - 2, при 2b/d < 5/Re&5 ;	(190)
5 = [21 g(J/A) + 1,14] “ при 2\/d 5Re°’5,	(191)
где А-высота микронеровностей на поверхности трубы.
Для случаев поперечного омывания потоком трубных пуч-
ков с гладкими трубами и трубами с различными типами оре-
брения используют следующие расчетные уравнения.
Для гладких труб, расположенных в шахматном порядке,
Nu = 0,6Re0,5Pr0'36 (Ргж/Ргст)0,25 при Re<103;	(192)
Nu = 0,35(5!/52)0-2Ке0’6Рг0’36(Ргж/Ргст)0’25 при Re =
= 1034-2 105 и Si/S2>2;	(193)
I
•
При поперечном омы-
вании потоком трубных
пучков теплопередача по
глубине различна и зави-
сит от начальной турбу-
лентности потока.
304
Рис. 262. Расчетные схемы
труб, оребренных:
«-винтовой • накаткой;
б-проволочными петлями
Nu - 0,4 Re0 6 Рт0’36 (Ргж/Ргст)0’25 при St /S2 < 2;	(194)
Nu- 0,021 Яе0’84Рг0’36(Ргж/РгСт)0’25 при Re>2105.	(195)
Коэффициент гидравлического сопротивления для одного
ряда труб
= 157Ре-°’"(Ргж/Ргст)-°44 при Re<100;
Ci = 15,ЗРе-°’432(Ргж/Ргст)-°’14 при Re — 102~ 103;
Ci = 2,68Ре”°’182(Ргж/Ргст)~0’14 при Re>103.
Определяющий размер -диаметр d3, определяющая темпе-
ратура-средняя арифметическая температура потока. Расчет-
ную скорость определяют в сжатом сечении пучка.
Для труб, оребренных цилиндрическими ребрами постоян-
ной толщины или винтовой накаткой (рис. 262), и при шахмат-
ном расположении
Nu-2,807 Re0’454 р°’1ф-°’5Рг0’33(Ргж/Ргст)0’25 при Re<2103;
(196)
Nu = 0,36Ке"р0,1ф_0’5Рг0’33(Ргж/Ргст)0’25 при Re-
— 2-1034-3,7 • 105,	(197)
где р~ параметр шаговых отношений, Р — (Si — d)(S^ — d);
Si-фронтальный шаг в поперечно омываемом трубном пучке;
S2' = j/0,25Sj + S22; S2 -шаг расположения труб по глубине;
ср - коэффициент, равный отношению площади Fn полной на-
ружной поверхности трубы к площади F наружной поверхно-
сти трубы без оребрения; и —О,6ф0,07.
Коэффициент гидравлического сопротивления одного ряда
труб при l/d3 - 0,15 -F 6,5:
для газов
Cl = 5,4(//4)°’3Re'0’25 при Re (2,2 4-180)* 103;	(198)
С1 = О,26(/Д/Э)0’3 при Re> 180-103;	(199)
для жидкостей (масла)
Ci — 142Ке-1(//^э)°’49(Ргж/Ргст)”0’25 при Re = 2~102;	(200)
Ci = 13,5Re’°’46(//^э)°’49(Ргж/Ргст)_°’25 при Re- 102 4-4-103,
(201)
где I = (FTp/F„)d + (Fp/Fn)|/0,785(D2 - d2).
Определяющим является размер l, вычисляемый по выше-
приведенной формуле. Определяющая температура-средняя
арифметическая температура потока. Расчетную скорость опре-
деляют в сжатом сечении пучка.
Ниже приведены формулы для расчета геометрических ха-
рактеристик труб, оребренных цилиндрическими ребрами по-
305
стоянкой толщины, и ребрами, образованными винтовой на-
каткой (рис. 262, а). Все величины, кроме d3 и Fnp, относятся
к длине 1 м.
Если поверхность ребер цилиндрическая (8t = 82 = 8), то
FP = (1/tp) [лЛ8 + (jt/2) (D2 - J2)].	(202)
Для ребер, образованных винтовой накаткой (8j 82),
ГР = (1/tp) [82/n2D2 + t2 + 20r2[(D + d)/2]2 + t2 х
х |/й2 + [(81-82)/2]2.	(203)
Площадь поверхности межреберных промежутков:
для цилиндрических ребер FTp =	— 8/tp);
для ребер, образованных винтовой накаткой,
FTp=Kd-(8I/tp))/n2d2 + t2.	(204)
Площадь полной наружной поверхности оребренной трубы
Fn = Fp + Гтр. Площадь полного проходного сечения («живое»
сечение) в межтрубном пространстве между соседними труба-
ми (сжатое сечение пучка):
при цилиндрических ребрах
Гпр = [1 - (Jtp 4- 2h&) /S i tp] Гфр;	(205)
при накатанных ребрах
Fnp = {1 - [dtp + fc(8t + 52)]/(5хtp)} Fop,	(206)
где Гфр-полное фронтальное сечение охладителя, равное про-
изведению ширины В на высоту И.
Эквивалентный диаметр сжатого поперечного сечения труб-
ного пучка:
для труб с цилиндрическими ребрами
d3 = 2 [tp (St - d) - 2Й8] /(2й + tp — 8);	(207)
для труб с накатанными ребрами
d3	(6, + 82)]/[У'(81-82)2 + 4Л2 + tp - 8,]. (208)
В случае трубных пучков, оребренных проволочными петля-
ми (рис. 262, б), и шахматного расположения труб при Re =
= 7-102 ~ 7-103; d/tp = 1,4 4-2,7; Z0/tp = 0,1 4- 0,28 и /i/tp =
= 0,8 4- 2,5
Nu = 2,8Re0’46 (d/tprQ'6(l0 /h)°’36,	(209)
где /0 = nd/znp; znp-число петель проволоки по окружности
трубы.
Коэффициент сопротивления одного ряда труб при ука-
занных выше соотношениях параметров
= 3,2Re"0,24(/0/tp)~0’365 (Мр)ол 5 W/tp)04.	(210)
Определяющий размер -tp, определяющая температура-
средняя арифметическая температура потока. Расчетную ско-
306
Для поверхностей ра-
диаторов, имеющих слож-
ную геометрию, число Re,
определенное по обычно
рекомендуемому методу
(для гладких каналов), яв-
ляется лишь косвенной
характеристикой течения.
Рис. 263. Расчетная схема
поверхности радиатора
с коллективным оребре-
нием гофрированными
пластинами
рость определяют в сжатом сечении пучка, площадь которого
Fnp = {1 — [dtp + 4dnp(/i + и)] / (5 j tp)} F фр.	(211)
Площадь поверхности проволочных ребер, отнесенная к 1 м
трубы,
Fp = 2ndnpZnp(h + и — 2dnp)/tp.	(212)
Площадь поверхности трубы, свободной от проволочных
ребер, отнесенная к 1 м трубы,
/Чр — (rcd/tp) (tp “ w).
(213)
Рассмотрим теплообмен и определим сопротивление в серд-
цевине радиатора, состоящего из плоских труб с коллективным
оребрением.
В случае некоридорной разбивки труб (рис. 263) при Re
= 4Ю2Ч-2-104; Sr/b = 44-7; fe/tp = 0,94-2,15; (^ - b)/tP =
= 34-12 и zp*S 4
Nu = 0,0723 [ — |
\ fp/
°-54/'S. -h\-°’14
I---------- x
\ 2tp J
x Re0’695Pr°’33( 1 + 1,9-4- .
\	S2 J	(214)
Коэффициент гидравлического сопротивления при некори-
дорной разбивке труб и b/d3 = 0,6 Ч- 0,72
; = 8,35Re-0’627 (Ь/Уэ)°-3£х при Re = 4 -102 Ч-2 -103;	(215)
= 0,513Reo'26(6/^)°’4 при Re = 2 -103 Ч-104.	(216)
Для коридорной разбивки труб при Re = 4 • 102 Ч- 2 • 104;
S2/fe=4,5 4-9; b/tp = 0,55 -4 1,2; (S2 - a)/tp = 1,3 Ч-1,85 и zp<4
( fe\-°-54/S2-a\-°’14
Nu = 0,05121—I I —-------) x
VP/ \ fp /
x Re0,73Pr0,33(l + 1,9-^y-Y
(217)
Коэффициент гидравлического сопротивления при коридор-
ной разбивке труб, bjd3 — 0,847 и (S2 — b)l(S1 - b) = 2,96
\ 0,3 / с _ L \ 0,68
— I (4—г)	Re-°’4 при Re = 4102^2103;
d3 J у S । — b J
(218)
(Ь \0,3 / S — b \0-68
—	—--	Re-015^ при Re = 2-103 ч-104;
Uj j	у S1 — Ь /
(219)
307
£Х = (1 +	при Re < 2-103;
= 1,47(1 + l,9/ire/S2) при Re = 2- IO3 4-10*.
В приведенных формулах Лг-глубина гофра; 5-шаг между
гофрами (по ходу воздуха); е~ширина гофра; zp-число рядов
труб по ходу воздуха. Определяющим является размер Ь, опре-
деляющей температурой-средняя арифметическая температура
потока. Расчетную скорость определяют в сжатом сечении ме-
жду трубами и пластинами.
Применение оребрения на той стороне поверхности трубы,
где коэффициент теплоотдачи меньше, позволяет увеличивать
теплоотвод при высоких значениях коэффициентов компактно-
сти и использования объема трубного пучка. Обычно пола-
гают, что оребрение целесообразно, если
2/Bi = 2Xp/(ot5)>5,
где -критерий Био; Хр-коэффициент теплопроводности реб-
ра.
При использовании оребренных поверхностей выражение
для определения коэффициента теплопередачи, отнесенного
к площади наружной поверхности труб, имеет вид
/с = [1 /оСц.пр + ^-^заг + ^ст + Fn / (авн^вн)]	(220)
где ан.Пр-приведенный коэффициент теплоотдачи для межтруб-
ного пространства, учитывающий теплопроводность материала
ребра, неравномерность распределения температуры по поверх-
ности ребра и его геометрические характеристики;
Кст-термическое сопротивление стенки оребренной трубы,
^ст = С^п /(2яХст)] In(d /^bh)J	(221)
d'-наружный диаметр условной гладкой трубы, имеющей при
том же внутреннем диаметре такое же термическое сопроти-
вление, как и оребренная труба; для труб, оребренных винто-
вой накаткой, df равен диаметру заготовки.
Приведенный коэффициент теплоотдачи аПр равен отноше-
нию удельного теплового потока к разности средних темпера-
тур поверхности, несущей оребрение, и охлаждающей среды.
С коэффициентом теплоотдачи ос при конвективном теплообме-
не, определенным для каждого типа поверхности по приве-
денным выше формулам, приведенный коэффициент теплоот-
дачи осПр связан следующими соотношениями:
для труб, оребренных проволочными петлями, цилиндриче-
скими и винтовыми ребрами,
апр = а(ЛрФр^р "Ь тр)Д*п >	(222)
для плоских труб с коллективным оребрением
осПр = 0,9а[т|р(\|/р — 1) + 1]/фр ;	(223)
где <рр = [1 + (1 - 1/52/61)шЛр/8,56] (1 - 0,058mhp) - коэффи-
циент, учитывающий геометрию и неравномерность теплоотда-
308
I
•
Приведенный коэффи-
циент теплоотдачи по-
зволяет учесть влияние на
количество передаваемой
теплоты разнообразных
способов развития тепло-
передающих поверхнос-
тей.
Рис. 264. Коэффициент эф-
фективности оребрения г|р:
а-коллективного плоских
труб; б—круглых ребер трапе-
цеидального и прямоугольно-
го сечения
чи по поверхности ребра; фр-коэффициент оребрения, фр =
= Г и /Гвн;	- характеристика ребра, т = }/2сх/ (Хр8);
Ар-расчетная высота ребра; т]р-коэффициент эффективности
оребрения, определяемый в зависимости от произведения mhp
по графикам, приведенным на рис. 264.
Для труб, оребренных проволочной спиралью,
hp = [h + (и - ^пр)/2] ;	(224)
с цилиндрическими и винтовыми ребрами
hp = h + 0,58х.	(225)
Для плоских труб с коллективным оребрением
hp = {0,55i Lj [zp (a - b)] - 0,5b} x,	(226)
где L- глубина сердцевины радиатора по ходу воздуха;
zp-число рядов труб по ходу воздуха; х-поправочный коэф-
фициент, х — 0,8х — 0,16х2 — 0,12; х — L/[zp (а — Ь)] при S2/(a —
- b) > 1; х = L/[zp(a ~ b)] + [(zp - 1 )/zp] [1 - S2/(a - b)] при
S2/(a-b)<l.
В общем случае полная потеря давления в теплообменнике
Ар = SApT + ZApM + SApy,
где ЕАрт и ЕАрм-суммы потерь давления соответственно на
преодоление сил трения и местных сопротивлений;
ZApy-сумма потерь давления, связанных с ускорением потока
вследствие его неизотермичности.
Обычно третьим слагаемым пренебрегают. Гидравлическое
сопротивление трения обусловлено вязкостью жидкости и по-
вышается с увеличением последней. Потери давления на пре-
одоление сил трения
Арт = 0,5^pw2(Z/iZ3),	(227)
где коэффициент сопротивления трения; р и w-средние
плотность и скорость рабочей среды в канале; /-длина канала.
Потери давления, связанные с местными сопротивлениями,
ApM = 0,5^pw2,	(228)
где ^-коэффициент местного сопротивления,
При внезапном расширении потока
£ = (1 - st /srf,
где и S2 -площади сечения канала до и после расширения.
При внезапном сужении потока:
SJS2 0,01 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0
0,5 0,47 0,42 0,38 0,34 0,3 0,25 0,20 0,15 0,09 0
При повороте потока в колене
£ — sin2O,5ot + 2 sin40,5a,
где а-угол поворота потока.
309
В общем виде мощность, необходимая на создание потоков
теплоносителей через охладитель,
Nox = Nl+N2 = ^p1G1/(r\ipl) + Ap2G2/(ri2p2),	(229)
где Gi и G2- массовые расходы теплоносителей; и
р2-плотности теплоносителей; т[1 и ц2-КПД механизма
с приводом, осуществляющего перекачивание соответствующе-
го теплоносителя.
§ 3. Охладители наддувочного воздуха
Для охлаждения наддувочного воздуха применяют как га-
зовые, так и газожидкостные рекуперативные теплообменники,
однако по разным причинам наиболее широкое распростране-
ние получили газожидкостные теплообменники с трубчатыми
теплопередающими поверхностями. Основные преимущества
последних-простота конструкции и высокая надежность в ра-
боте. Теплообменники с пластинчатыми охладительными по-
верхностями компактны, но на транспортных силовых установ-
ках недостаточно надежны в эксплуатации вследствие возник-
новения трещин в местах соединения листовых элементов. При
нарушении герметичности газожидкостного охладителя охла-
ждающая жидкость может попасть в воздушную полость, а за-
тем в цилиндры двигателя, и в результате гидравлического
удара двигатель будет выведен из строя. С точки зрения ком-
поновки в охладителях наддувочного воздуха применяют, как
правило, перекрестный ток теплоносителей. По направлению
движения воздуха охладители выполняют одноходовыми, а ох-
лаждающей воды-одноходовыми или двухходовыми, так как
применение большого числа ходов по направлению движения
воды усложняет конструкцию и затрудняет компоновку охла-
дителя на двигателе.
Г В газовых или воздухо-воздушных охладителях отсутствует
промежуточный теплоноситель и наддувочный воздух охла-
ждается непосредственно воздухом, поступающим из окружаю-
щей среды. Атмосферный воздух может подаваться в воздухо-
воздушный охладитель либо вентиляторами системы охлажде-
ния двигателя, либо специальными вентиляторами (рис. 265).
В настоящее время такие охладители применяют только на те-
пловозных и автотракторных двигателях.
Замена воды, как охлаждающего агента, воздухом несколь-
ко упрощает систему воздухоснабжения двигателя. Из системы
исключаются водяной насос и его привод, вместо двух охлади-
телей остается только один-воздухо-воздушный. Несмотря на
сравнительную простоту воздухо-воздушных охладителей, они
пока имеют небольшое распространение, в основном на авто-
тракторных двигателях. Это объясняется невысокой эффектив-
ностью их теплопередающих поверхностей, в результате чего
эти охладители имеют низкие значения удельных массовых
и объемных показателей. Однако разработка новых высокоэф-
фективных и компактных пластинчатых теплообменных по-
верхностей будет способствовать широкому применению воз-
духо-воздушных охладителей наддувочного воздуха.
Для интенсификации теплопередачи следует увеличить пло-
щадь поверхности с той стороны, где коэффициент теплоотда-
Рнс. 265. Воздухо-воз-
душный охладитель надду-
вочного воздуха с авто-
номным вентилятором:
/-вход наддувочного возду-
ха; II- выход наддувочного
воздуха; III -атмосферный
воздух
310
I
•
Коэффициент теплоот-
дачи от наддувочного воз-
духа к теплопередающей
поверхности составляет
23-315 Вт/(м2 К) при дви-
жении воздуха в межтруб-
ном пространстве и
58-230 Вт/(м * К) при дви-
жении под давлением
в трубах. Коэффициент те-
плоотдачи при движении
воды в трубах равен
3500-8150 Вт/(м2 К).
I
•
Для трубчатых поверх-
ностей охлаждения целе-
сообразно выбирать такие
размеры проходных сече-
ний, которые обеспечи-
вают следующие скорости
движения воды: пресной —
не выше 2,5-3 м/с; мор-
ской-не выше 1,5 м/с. Это
ограничение объясняется
тем, что повышение скоро-
сти воды увеличивает воз-
можность возникновения
ударной коррозии.
I
•
Скорость движения над-
дувочного воздуха в охла-
дителе при давлении над-
дува не выше 0,5 МПа
должна составлять
18-25 м/с, так как в этом
случае достигаются доста-
точно высокие значения
коэффициента теплопере-
дачи при относительно
низком гидравлическом
сопротивлении.
чи меньше. Наиболее просто это осуществить в межтрубном
пространстве. Поэтому в газожидкостных охладителях надду-
вочного воздуха воду направляют в трубы, а воздух-в меж-
трубное пространство. В круглотрубчатых охладителях надду-
вочного воздуха интенсификация теплообмена достигается
в результате оребрения наружной поверхности трубок прово-
лочными петлями (см. рис. 262,6). Недостатком такого типа
оребрения является невысокая надежность крепления проволоч-
ной спирали и склонность к загрязнению, так как в местах при-
пайки проволочных петель концентрируются грязь и масляные
отложения. Кроме того, проволочные петли имеют высокое аэ-
родинамическое сопротивление. Следует отметить, что при
продольном обтекании таких труб теплоотдача выше, чем при
поперечном. Интенсивность теплоотдачи находится в прямой
пропорциональной зависимости от числа петель проволоки znp
в одном витке спирали и в обратной пропорциональной зави-
симости от диаметра труб, несущих проволочное оребрение.
Наибольшей надежностью обладают поверхности охлажде-
ния, образуемые круглыми трубами с ребрами, изготовленны-
ми накаткой (см. рис. 259, а). Сравнительно невысокие тепло-
технические показатели таких труб компенсируются простотой
изготовления ребер накаткой, компоновки пучка высокой ви-
бростойкостью.
Преимуществом плоских труб, оребренных коллективными
пластинами (см. рис. 259, в), является низкое аэродинамическое
сопротивление, а недостатком-возможность ухудшения или
отсутствие контакта в местах паяных соединений труб с ребра-
ми, что вызывает снижение теплоотвода на 15-20%. Гофриро-
ванные коллективные пластины (см. рис. 263) увеличивают те-
плоотдачу на 10-15%. Такой тип теплопередающей поверхно-
сти имеет очень высокий коэффициент компактности, но
недостаточную надежность вследствие частых поломок тонко-
стенных (6 = 0,5 мм) плоских труб.
Для обеспечения нормального протекания рабочего процес-
са в двигателе, т.е. соответствия параметров процесса рас-
четным, температура наддувочного воздуха на выходе из охла-
дителя должна быть не ниже 323-333 К. Перепад температуры
наддувочного воздуха в охладителе в выполненных конструк-
циях в среднем равен 40-70 К. Температура охлаждающей
жидкости на входе в охладитель наддувочного воздуха соста-
вляет для двигателей наземного транспорта 318-338 К. При ис-
пользовании в качестве охлаждающей жидкости забортной во-
ды ее температуру на входе в охладитель наддувочного
воздуха принимают равной 303-305 К. Причем в этом случае
максимальная температура забортной воды на выходе из охла-
дителя не должна превышать 318 К. Перепад температуры ох-
лаждающей жидкости в охладителе наддувочного воздуха со-
ставляет 3-12 К.
При расчете охладителя наддувочного воздуха в состав ис-
ходных данных включают: расход наддувочного воздуха GB (в
кг/с); давление наддува рк (в МПа); температуры теплоносите-
лей Т/, TJ, Т2, Т2 и окружающей среды То (в К); допустимые
потери давления при движении теплоносителей Дрх и Др2. Кро-
ме того, задаются рядом параметров: допускаемыми скоростя-
ми движения теплоносителей vv1 и w2; геометрическими разме-
311
рами элементов теплопередающей поверхности (диаметрами
и длиной труб, размерами оребрения, толщинами пластин, ша-
гами разбивки трубной доски и т.д.); характеристиками мате-
риала теплообменных поверхностей при рабочей температуре.
§ 4. Охладители охлаждающих
жидкостей
Отвод теплоты от охлаждающей жидкости в современных
автотракторных и тепловозных двигателях осуществляют с по-
мощью охладителей типа жидкость-газ (радиаторов). В су-
довых двигателях отвод теплоты от охлаждающей жидкости
производят в жидкостно-жидкостных охладителях, где охла-
ждающим теплоносителем является забортная вода. В судовых
двигателях в качестве водяного охладителя наиболее широко
используют кожухотрубные аппараты.
В настоящее время наибольшее распространение получили
водяные радиаторы с поверхностями охлаждения трубчато-
пластинчатого типа с коридорным или шахматным расположе-
нием труб. Низкая механическая прочность (внутреннее давле-
ние до 0,05 МПа) пока препятствует широкому распростране-
нию водяных радиаторов с пластинчато-ленточным типом
поверхности охлаждения, хотя они имеют высокую компакт-
ность и тепловую эффективность. В трубчато-пластинчатых
и трубчато-ленточных радиаторах применяют тонкостенные
трубы плоскоовального сечения. В трубчато-пластинчатых ра-
диаторах применяют также и круглые трубы. Толщина стенки
трубы в зависимости от материала (сталь, латунь, медь, алю-
миний) колеблется от 0,1 до 1 мм. Для пластин оребрения
в трубчато-пластинчатых радиаторах применяют ленту из ла-
туни Л63 толщиной 0,08-0,1 мм, из меди М3 толщиной 0,15 мм
и луженой стали толщиной 0,11 мм, в алюминиевых радиато-
рах-ленту АЛ1 толщиной 0,15 мм. В трубчато-ленточных ра-
диаторах материалом для ленточного оребрения является мед-
ная лента толщиной 0,05-0,1 мм, а в алюминиевых радиато-
рах-лента АМц толщиной 0,2-0,3 мм. В данных радиаторах
рациональные значения шага труб находятся в пределах
10-18 мм-по фронту и 21-24 мм-по глубине. Эти размеры
обеспечивают большие значения коэффициентов теплопередачи
при меньшем сопротивлении, а также лучшее использование
массы и объема радиатора. Шаг пластин оребрения в конструк-
циях радиаторов составляет 3-6 мм. Уменьшение шага пла-
стин улучшает коэффициенты использования объема и массы
трубного пучка сердцевины радиатора. Однако при этом про-
исходит увеличение аэродинамического сопротивления радиа-
тора. В радиаторах с трубчато-ленточным оребрением шаг
труб по фронту целесообразно принимать в пределах
10-15 мм. Шаг гофров ленточного оребрения следует выбирать
минимальным, но при этом надо учитывать возможности тех-
нологии изготовления и засорения радиатора в эксплуатации.
Водяные радиаторы имеют по глубине три-шесть рядов
труб. Вследствие увеличения степени турбулентности воздуш-
ного потока при движении его через первые ряды труб
в многорядном радиаторе коэффициент теплоотдачи во втором
и третьем рядах возрастает по сравнению с первым рядом,
г
•
Трубчато-пластинчатые
радиаторы широко приме-
няют на тракторах, ком-
байнах, автомобилях-тя-
гачах, грузовых автомоби-
лях большой грузо-
подъемности, тепловозах,
т.е. там, где необходимо
обеспечить высокую меха-
ническую прочность.
I
•
На легковых автомоби-
лях, а также грузовых
(малой и средней грузо-
подъемности) устанавли-
вают трубчато-ленточные
радиаторы, имеющие не-
сколько меньшую механи-
ческую прочность, но
сравнительно более высо-
кую тепловую эффектив-
ность и лучшую техноло-
гичность.
I
•
Уменьшение шага пла-
стин с 3,2 до 2,4 мм приво-
дит к возрастанию коэф-
фициента гидравлическо-
го сопротивления на 60%.
I
•
Теплорассеивающая
способность сильно запы-
ленных радиаторов сни-
жается на 15% и более.
312
I
•
Масляные радиаторы
автотракторных двигате-
лей изготовляют из
стальных плоскоовальных
труб с размерами сечения
17,5 х 5 мм с коллек-
тивными пластинами оре-
брения. Преимуществами
таких радиаторов являют-
ся простота конструкции,
высокая надежность и низ-
кая стоимость.
а затем стабилизируется. В радиаторах элементарные каналы,
по которым движется охлаждающий воздух, имеют различную
форму поперечного сечения: прямоугольную, квадратную,
треугольную, полукруглую и т. д. Эквивалентные диаметры
воздушных каналов (d3 — 4//П) для большинства типов радиа-
торов равны 2,5-8 мм, а их длина, т. е. глубина радиатора L-не
более 140 мм. При этом L/d3 < 30 4- 40. Для легковых и гру-
зовых малой грузоподъемности автомобилей глубина радиато-
ра составляет 60-90 мм. Расчетные скорости воздуха перед
фронтом радиатора определяются подачей вентилятора и для
тракторных и тепловозных двигателей могут составлять
6-15 м/с. Для автомобильных двигателей учитывают и ско-
рость движения транспортного средства на низшей передаче.
Эта добавка составляет 3-5 м/с. Скорость воды в каналах
влияет на теплопередачу в радиаторе в меньшей степени, чем
скорость воздуха. Более того, при достижении определенного
значения скорости воды в каналах (1,4 м/с) теплоотдача на вну-
тренней стороне поверхности охлаждения уже совершенно не
лимитирует процесс теплопередачи в радиаторе. Дальнейшее
увеличение скорости воды ведет только к чрезмерному увели-
чению перепада давления в радиаторе, а следовательно, и мощ-
ности, затрачиваемой на привод водяного насоса. Рациональ-
ное значение скорости воды находится в пределах 0,4-0,8 м/с.
Температура воды на входе в радиатор составляет 355-365 К.
Перепад температуры воды в радиаторе равен 5-8 К. Расчет-
ную температуру воздуха на входе в радиатор принимают рав-
ной 308 К для умеренного и 318 К для жаркого и тропического
климата. Для предотвращения образования паровых пробок
в топливоподающей магистрали бензиновых двигателей
и обеспечения максимальности средней логарифмической раз-
ности температур подогрев воздуха в радиаторе не должен
превышать 10-15 К. Но при эксплуатации в результате влия-
ния влажности воздуха подогрев воздуха в радиаторе может
доходить до 40 К.
§ 5. Охладители масла
Для охлаждения масла в комбинированных двигателях вну-
треннего сгорания применяют в основном два типа охладите-
лей - водомасляные теплообменники и воздушно-масляные ра-
диаторы. На судовых двигателях в качестве охладителей масла
используют только водомасляные теплообменники преимуще-
ственно кожухотрубной конструкции. Водомасляные теплооб-
менники в настоящее время применяют и в дизелях автотрак-
торного типа большой мощности, так как они отличаются
простотой, компактностью, хорошо компонуются на двигате-
лях, надежны в эксплуатации, легко ремонтируются и имеют
по сравнению с воздушно-маляными радиаторами меньшие
размеры и массу.
Для высокофорсированных дизелей в трубчато-ленточных
масляных радиаторах применяют внутренние вставки - завих-
рители, что позволяет при тех же размерах сердцевины в 2,7-3
раза повысить теплоотдачу по сравнению с гладкотрубчатыми
масляными радиаторами. Турбулизирующие вставки свободно
вставляются или припаиваются к внутренней поверхности труб.
313
Их выбирают так, чтобы обеспечить оптимальное соотношение
между эффективностью теплоотдачи и потерей давления. Ра-
циональные форма и размеры турбулизирующих вставок могут
быть получены на основе экспериментальных данных.
В настоящее время получили распространение алюми-
ниевые воздушно-масляные радиаторы, в которых теплоотдача
на единицу массы в 4-4,5 раза выше, чем в латунных.
Жидкостно-масляные охладители выполняют трубчатыми
или пластинчатыми. Использование плоскотрубчатых теплооб-
менных поверхностей позволяет уменьшить размеры масляных
охладителей, а также снизить их массу. Однако изготовлять ох-
ладители с плоскими трубами сложнее, так как они требуют
большей точности при изготовлении и, кроме того, имея не-
большую механическую прочность, плохо противостоят вибра-
ции и повышенному внутреннему давлению.
В настоящее время в основном применяют круглотрубчатые
конструкции жидкостных охладителей масла. Наиболее широ-
кое распространение получила кожухотрубная конструкция во-
домасляных охладителей (рис. 266). В кожухотрубных охлади-
рне. 266. Схема жидкост-
но-масляного кожухотруб-
ного охладителя с сег-
ментными перегородками:
1 -подвижная трубная доска;
2 и 5-крышки; 3-резиновое
уплотнение; 4 -неподвижная
трубная доска; 6 - трубки;
7 - сегментные перегородки;
8-корпус
I
•
Масло в трубчатых ох-
ладителях прокачивают
внутри или снаружи труб.
Для интенсификации те-
плоотдачи от масла в пер-
вом случае внутри труб
устанавливают турбули-
заторы потока масла, во
втором-трубы оребряют
снаружи.
телях в зависимости от их назначения площадь теплопередаю-
щей поверхности варьируют от сотен квадратных сантиметров
до нескольких тысяч квадратных метров. Трубчатые элементы
таких теплообменников выполняют из прямых или изогнутых
под углом 180° труб с наружным диаметром 10-50 мм. В кожу-
хотрубных теплообменниках площадь проходного сечения
в межтрубном пространстве в несколько раз (2-3) превышает
площадь проходного сечения внутри труб. Вследствие этого
при приблизительно одинаковых расходах теплоносителей
коэффициенты теплоотдачи на наружной поверхности труб
в межтрубном пространстве значительно меньше, чем в трубах,
а это ведет к снижению общего коэффициента теплопередачи.
Для интенсификации теплообмена в межтрубном простран-
стве устанавливают поперечные перегородки, что обусловли-
вает турбулизацию потока теплоносителя, а следовательно,
и повышение коэффициента теплоотдачи. Кроме того, для уве-
личения площади общей поверхности теплопередачи трубы
с наружной стороны оребряют, если теплоноситель в трубах
имеет значительно больший (от 3 до 10 раз) коэффициент те-
плоотдачи, чем теплоноситель в межтрубном пространстве.
Сборка трубного пучка кожухотрубных аппаратов с уста-
новкой поперечных перегородок, расположение отверстий в ко-
314
I
в
В водо-водяных кожухо-
трубных охладителях
коэффициенты теплоотда-
чи достаточно высоки
в обеих полостях
[3500-17 500 Вт/(м2-К)],
поэтому трубные пучки
этих охладителей изгото-
вляют из круглых труб без
оребрения, а это снижает
размеры и массу охлади-
телей.
торых повторяет разбивку трубных досок, возможна, если
отверстия в перегородках будут на 0,3-0,6 мм больше наруж-
ного диаметра труб или ребер, а наружный диаметр самих
перегородок будет меньше внутреннего диаметра корпуса на
1,5-3 мм. При обтекании пучка труб жидкость устремляется
прежде всего в эти зазоры, так как их гидравлическое сопроти-
вление меньше, чем сопротивление при поперечном обтекании
труб. В результате появляются «вредные» обводные течения те-
плоносителя, которые снижают теплоотдачу на 30-45%. Расчет
теплоотдачи и гидравлического сопротивления в межтрубном
пространстве кожухотрубных аппаратов с учетом влияния об-
водных течений представляет наибольшую трудность из всего
комплекса задач теплового расчета.
Коэффициент теплоотдачи для воды и антифриза, текущих
в трубах, составляет соответственно 7000-9000
и 1000-1400 Вт/(м2-К). Скорость охлаждающей жидкости
в трубах при этом должна быть равна 0,5-1 м/с. При течении
в гладких трубах масла коэффициент теплоотдачи равен
250-350 Вт/(м2 К) и 600-900 Вт/(м2 К)-при течении в трубах
с завихрителями при скорости масла 0,5-0,8 м/с. При расчете
жидкостно-масляных теплообменников для определения коэф-
фициента теплоотдачи при течении масла в межтрубном про-
странстве используют уравнение
Nu = 0,ЗКе°*5Рго,3(Ргж/Ргст)од4.	(230)
Это уравнение применимо при диаметре труб 6-14 мм, от-
ношениях шага труб к наружному диаметру 1,25-1,35 и диаме-
тра пучка к расстоянию между перегородками 1-6. Критерий
Рейнольдса Re определяют по средней скорости масла в пучке.
Значения коэффициентов теплоотдачи от масла к трубе для ко-
жухотрубных охладителей равны 350-450 Вт/(м2 К).
§ 6. Примеры расчета охладителей
Определение основных параметров радиатора
системы охлаждения карбюраторного двигателя
Исходные данные: мощность двигателя АГе=100 кВт; тип
радиатора-водовоздушный, с однократным перекрестным то-
ком; поверхности охлаждения-трубчато-пластинчатые с кол-
лективным оребрением (см. рис. 259, в); материал-медь М3;
площадь полного фронтального сечения Гфр — ВН =
= 0,76 0,59 м2 = 0,4484 м2.
На основании имеющихся конструкций радиаторов выби-
раем характерные размеры теплопередающих поверхностей
(см. рис. 263): а = 18,8 мм; b = 2,2 мм; Si = 9,5 мм; S2 = 21 мм;
8 = 0,2 мм; tp = 2,3 мм; hT = 2 мм; е = 9 мм; S = 18 мм; zp = 3;
в - 3,3 мм; d3 w = 4,02 мм.
Задаемся параметрами теплоносителей. Охлаждаемая вода:
Twl=360 К; TW2 = 354 К; ATW = 6K; Twcp=0,5 (TW1 + TW2) =
= 357 К. Теплофизические параметры воды при средней темпе-
ратуре: плотность pw = 969,2 кг/м3; удельная теплоемкость
cw = 4,2 кДж /(кг * К); коэффициент теплопроводности =
= 0,6718 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязкости
315
vw — 0,355• 10“6 m2 /с; число Прандтля Prw = (VwPwCvv) Aw =
= 2,151. Средняя скорость воды, по предварительной оценке,
= 0,51 м/с.
Охлаждающий воздух: ТВ1 = 308 К; ТВ2 = 328 К; ДТВ —
— 20 К; Тв>ср=318 К. Теплофизические параметры воздуха
при средней температуре без учета влажности: плотность (при
р0 = 0,101 МПа) рв = 1,11 кг/м3; изобарная удельная теплоем-
кость Ср в = 1,005 кДж/(кг -К); коэффициент теплопроводности
Хв = 2,79-10"2 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязко-
сти vB= 17,455-10“6 м2/с; число Прандтля Ргв =
- (сР в^вРв) Ав = 0,6979. Средняя скорость воздуха с учетом
движения автомобиля на первой передаче, по предварительным
оценкам, wB= 15,4 м/с.
Количество теплоты, которое необходимо отвести от двига-
теля в окружающую среду,
Q = qOXSiNe = 920-100 Дж /с = 92000 Дж/с,
где дохл-удельное количество теплоты. Для карбюраторных
двигателей q0XJl = 8004-1 200 Дж/(кВт-с). Принимаем q0XJ1 =
— 920 Дж/(кВт-с).
Массовый расход воздуха через радиатор
GB = б/(срвДТв) = 92000/(1005 • 20) кг/с = 4,58 кг/с.
Массовый расход воды через радиатор
Gw = Q/(cwATw) = 92000/(4200-6) кг/с = 3,65 кг/с.
Средний температурный напор при рпг = 0,595 (см. табл. 6)
определяем по формуле (177): ДТ= 38,14 К.
Число Рейнольдса для воды
Rew = wwd3 w/vw = 0,51 • 0,00402/(0,355 • 10“6 )= 5775.
Число Нуссельта для переходного режима течения опре-
деляем по формуле (188): NuM, = 17,88. Значения NuWJI и NuWT
для ламинарного и турбулентного режимов течения в трубах
рассчитываем по формулам соответственно (185) и (189).
Коэффициент теплоотдачи со стороны воды
aw = NuwXw/d3 w = 17,88 • 0,6718/0,00402 Вт/(м2 • К) =
= 2989 Вт Дм2 К).
Число Рейнольдса для воздуха
ReB = Мэ.вМ- 15,4-0,0033/(17,455-10“6)= 2911.
Число Нуссельта для воздуха определяем по формуле
(214): NuB = 17,4.
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха
<хв = NuBXB/4 в = 17,4 • 2,79 • 10 "2/0,0033 Вт/(м2 • К) =
= 147,25 Вт/(м2-К).
Расчетная высота ребра при L— 0,07 м [см. формулу (226)]
Ар = 0,003828 м.
Коэффициент эффективности ребер при комплексном пара-
метре mhp~ 0,237 определяем по графику на рис. 264, а: т[р =
= 0,95.
316
Приведенный коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха
рассчитываем по формуле (223). При коэффициенте оребрения
фр = 6 получаем оспр =127 Вт/(м2 - К).
Коэффициент теплопередачи, отнесенный к площади наруж-
ной поверхности труб, без учета термического сопротивления
и загрязнения [см. формулу (220)] к = 101,2 Вт/(м2 -К).
Необходимая площадь поверхности радиатора
F = Q/(kAT) = 92000/(101,2-38,14) м2 = 23,83 м2.
Коэффициент компактности радиатора
ккп = F/(BHL) = 23,83/(0,76  0,59 • 0,07) 1/м = 759 1/м.
Коэффициент использования объема трубного пучка
ку = 2/(FAT) = 92000/(0,0314 • 38,4) Вт/(м3 • К) =
= 76820 Вт/(м3-К).
Гидравлический коэффициент сопротивления радиатора оп-
ределяем по формуле (216): Е, = 5,6.
Потери давления воздуха в радиаторе
Др = 0,5^pBw| = 0,5-5,6-1,11 • 15,42 Н/м2 = 737 Н/м2.
Определение основных параметров охладителя
наддувочного воздуха тепловозного двигателя
Исходные данные: массовый расход воздуха GB = 5,7 кг/с;
давление и температура воздуха на входе в охладитель рк =
= 0,216 МПа, ТВ1 = 380 К; температура воздуха за охладите-
лем ГВ2 = 332 К; средняя температура воздуха Tkcp — 356К; ох-
ладитель водовоздушный, с однократным перекрестным током
из круглых медных труб, оребренных винтовой накаткой;
ширина охладителя В = 0,8 м, высота охладителя Н = 0,5 м,
глубина L= 0,3 м, объем 7= 0,12 м3.
Выбираем основные характерные размеры теплопередаю-
щих поверхностей (см. 'рис. 262, a): dBii = 10 мм; d = 15 мм; D =
= 26 мм; /1 = 5,5 мм; Гр = 3мм; ^ = 0,584 мм; 62 = 0,2мм;
фронтальный шаг труб = 27 мм; шаг труб по глубине S2 =
= 30 мм; расположение труб-шахматное.
Задаем параметры охлаждающей воды: TW1 = 318K;
ATW = 3 К; TW2 = 321 К; Tw ср = 319,5 К.
Теплофизические параметры охлаждающей воды при сред-
ней температуре Twcp: плотность pw = 989,5 кг/м3; удельная
теплоемкость cw = 4,174 кДж / (кг  К); коэффициент теплопро-
водности kw — 0,635 Вт/(м • К); коэффициент кинематической
вязкости vw = 0,592-10“6 м2/с; число Прандтля Prvv = 3,85.
Количество теплоты, отводимой от воздуха,
- 6 = Свсрв(ТВ1 - ТВ2) = 5,7 • 1,01 -48 = 276,3 Дж/с.
Массовый расход воды через охладитель
Gw = Q /(cwATw) = 276,3 / (4,174 • 3) кг/с = 22,1 кг/с.
Средний температурный напор при рпр = 0,57 (см. табл. 6),
определяемый по формуле (177), А Т= 30,58 К.
317
Число Рейнольдса для воды при скорости = 1,05 м/с
Rew = wwdBH/vw = 1,05-0,01/(0,592-10" 6) = 17771.
Число Нуссельта для воды при турбулентном режиме
течения, рассчитываемое по формуле (189), Nuw =106,65.
Коэффициент теплоотдачи со стороны воды
aw = NuwXw/t/BH= 106,65-0,635/0,01 Вт/(м2-К) =
= 6772 Вт Дм2-К). •
Геометрические характеристики теплопередающей поверх-
ности определяем по формулам (203), (204), (206), (208):
Fp = 241,87 мм2/мм; Гтр = 37,88 мм2/мм; Гпр = 0,15648 м2;
Лэ. в == 4,72 мм; Fn = 279,75 мм2 / мм.
Параметры воздуха при средней температуре и давлении:
плотность рв = 2,1кг/м3; изобарная удельная теплоемкость
срз = 1,01 кДжДкг-К); коэффициент теплопроводности Хв —
= 3,067 • 10"2 Вт Дм - К); коэффициент кинематической вязкости
vB = 10,3 Ю"6 м2/с; число Прандтля Ргв = 0,7089.
Средняя скорость воздуха в сжатом поперечном сечении
пучка трубок
wB = GB/(FnppB)= 5,7/(0,15648-2,1) м/с = 17,43 м/с.
Число Рейнольдса для воздуха
ReB = B/vB = 17,43 • 0,00472/(10,3 -10"6) = 7987.
Число Нуссельта для воздуха определяем по формуле (197):
NuB= 56,25.
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха
aB = NuBXB/4s= 56,25 х 3,067-10"2/0,00472 Вт/(м2-К) =
= 365,5 Вт Дм2 К).
Термическое сопротивление оребренной трубки рассчиты-
ваем по формуле (221): при Хр = 386 ВтДм-К) и d' = 15,66 мм;
RcT = 0,052-10"3 м2-К/Вт.
Расчетная высота ребра /гр = 5,5 + 0,5 • 0,584 мм = 5,792 мм.
Коэффициент эффективности ребер при комплексном пара-
метре тйр = О,33 определяем по графику на рис. 264,6: т|р =
=.0,96.
Коэффициент оребрения фр = Гп/(яЛВн) = 279,75/(3,14-10) =
= 8,9.
Приведенный коэффициент теплоотдачи при фр = 0,99 [см.
формулу (222)] оспр = 351,6 Вт Дм2-К).
Коэффициент теплопередачи без учета загрязнения, опреде-
ляемый по уравнению (220), к = 237,8 Вт Дм2-К).
Площадь необходимой поверхности охлаждения
F = е/(/сДТ) = 276,3/(0,2378• 30,58)м2 = 38 м2.
Коэффициент компактности
/скп = Г/7= 38/0,12 1/м = 316,7 1/м.
Тепловая эффективность
П = (Tbi - Т32 )/(ТВ1 - Тт) = (380 - 332)/(380 - 318) = 0,774.
318
Определение основных поронетров охладителя
масла судового двигателя
Исходные данные; мощность двигателя Ne = 650 кВт; тип
охладителя - водомасляный, кожухотрубной конструкции
с гладкими медными цилиндрическими трубами; число ходов:
по направлению движения воды nw = 2, масла им = 8 (см.
рис. 266). Охлаждающая жидкость-забортная вода с темпе-
ратурой на входе Twl = 302 К и на выходе Tw2 =
= 306 К из охладителя. Средняя температура Twcp=304 К.
Теплофизические параметры воды при средней температуре:
плотность рw = 995,7 кг / м3; удельная теплоемкость cw =
= 4,174 кДж /(кг • К); коэффициент кинематической вязкости
vw = 0,805• 10"6 м2 /с; коэффициент теплопроводности =
= 0,612 Вт/(м-К); число Прандтля Prw = 5,45.
Температура масла на входе в охладитель ТМ1 =358 К,
температура масла на выходе из охладителя Т М2 = 348 К,
средняя температура масла Тм ср= 353 К. Теплофизические па-
раметры масла при средней температуре: плотность рм =
= 870 кг/м3; удельная теплоемкость см = 2,053 кДж /(кг • К);
коэффициент теплопроводности Хм = 0,123 Вт/(м-К); коэффи-
циент кинематической вязкости vM = 20 • 10“6 м2 / с; число
Прандтля Ргм = 290.
Выбираем основные конструктивные размеры охладителя:
JBH = 8 мм; d = 10 мм; диаметр пучка труб D — 180 мм; рас-
стояние между трубами = 12,5 мм; полная длина труб L=
= 500 мм; шаг между перегородками Н = 62,5 мм; эквива-
лентный диаметр труб J3W = 8mm; эквивалентный диаметр
масляного канала d3 м — 4,81 мм.
Количество теплоты, которое необходимо отвести от масла.
Q = qMNe/x\e = 0,03 • 650 / 0,39 Дж / с = 50 000 Дж /с,
где qM-удельное количество теплоты, ^м = 0,014-0,04. При-
нимаем qM = 0,03; rje- эффективный КПД двигателя, прини-
маем т|е = 0,39.
Массовый расход воды в охладителе
Gw = e/[cw(TW2 - Тт)] = 50000/[4174(306 - ЗО2)]кг/с =
= 2,99 кг/с.
Массовый расход масла через охладитель
Gu = е/[см(ГМ1 - ТМ2)] = 50000/[2053 (358 - 348)] кг/с «
= 2,435 кг/с.
Принимаем скорость воды в трубах ww = 0,7 м/с.
Число труб в пучке
2Тр = Gwnw/(pw/TpWw) = 2,99.2/(995,7 • 50,24 • 10 “ 6 • 0,7) * 172,
где /тр = ndlH/4 = 50,24 • 10“6 м2.
Число Рейнольдса для воды
Rew - w^bh / vw = 0,7 ♦ 0,008 / (0,805 • 10~ 6) = 6956.
319
Число Нуссельта при переходном режиме течения опреде-
ляем по формуле (188): Nuw = 47,85 [числа Nuwn=8,9 для
ламинарного режима и NuWT = 78,3 для турбулентного режима
течения рассчитываем по формулам соответственно (185)
и (189)].
Коэффициент теплоотдачи со стороны воды
= 47,85 • 0,612 /0,008 Вт /(м2 • К) =
= 3661 Вт/(м2-К).
Число Рейнольдса для масла (при скорости масла wM =
= 0,59 м /с)
ReM = wMd3.M/vM = 6,59-0,00481 /(20 • 10" 6) = 141,8.
Число Нуссельта для масла при Ргст = 817 определяем по
формуле (230): NuM = 16,9.
Коэффициент теплоотдачи со стороны масла
ам = NuMXM/J3. м = 16,9 • 0,123 /0,00481 Вт/(м2 • К) =
= 432,6 Вт/(м2-К).
Коэффициент теплопередачи без учета загрязнения [см.
формулу (179)]: к = 376,5 Вт/(м2-К).
Средний температурный напор при рПр — 1 рассчитываем
по формуле (177): ДТ= 48,92 К.
Площадь необходимой поверхности охлаждения
F = Q /(Д Т- к) = 50 000/(48,92 • 376,5)м2 = 2,714 м2.
Коэффициент компактности
ккп = 4F/(tcD2L) = 4-2,714/(3,14-0,182-0,5) 1/м = 213 1/м.
Коэффициент использования объема трубного пучка
кг = 4е/(АТлП2Ь) =
= 4  50000/(48,92-3,14-0,182-0,5) Вт/(м3-К) = 80370 Вт/(м3-К).
Тепловая эффективность
П = (ТМ1 - ТМ2 )/(ТМ1 - Тт ) = (358 - 348)/(358 - 302) = 0,1785.
ГЛАВА
СИСТЕМЫ ПУСКА
И РЕВЕРСИРОВАНИЯ
I
•
Необходимая для нача-
ла работы двигателя ча-
стота вращения (пусковая
частота вращения колен-
чатого вала) зависит от
способа смесеобразования
и зажигания, от темпера-
туры всасываемого возду-
ха и температуры двигате-
ля, а также от его типа
и конструктивных особен-
ностей, степени изношен-
ности деталей и т.п.
I
•
Для обеспечения надеж-
ного пуска системы пуска
двигателя нередко дубли-
руют, а также применяют
средства для его облегче-
ния.
§ 1.	Системы пуска и требования,
предъявляемые к ним
Для пуска двигателя необходимо его коленчатый вал приве-
сти во вращение от постороннего источника энергии. При этом
частота вращения вала должна быть доведена до некоторой ве-
личины, обеспечивающей удовлетворительное протекание про-
цессов смесеобразования, сжатия и воспламенения.
В зависимости от источника энергии, используемой при пу-
ске, различают следующие способы пуска:
1)	ручной-прокручивание вала или пускового устройства
от руки;
2)	электрическим двигателем-стартером, питающимся от
аккумуляторной батареи, или присоединенным к двигателю
электрическим генератором, работающим в режиме электро-
двигателя, питающимся от электрической сети или от аккуму-
ляторной батареи;
3)	вспомогательным двигателем внутреннего сгорания, пу-
скаемым, в свою очередь, от руки или стартером:
4)	воздушным пусковым двигателем (пневмостартеромi.
Иногда двигатель внутреннего сгорания используют на время
пуска как пневматический (цилиндровый пуск), в котором рабо-
чим телом служит воздух или продукты сгорания, накапли-
ваемые в особых баллонах в период основной работы двигате-
ля внутреннего сгорания;
5)	гидравлическим двигателем, работающим на спе-
циальных жидкостях (не застывающих при температуре — 50°С
и ниже), вытесняемых из особых баллонов-аккумуляторов
сжатым газом;
6)	пуск с помощью пиропатронов, устанавливаемых в спе-
циальной камере сгорания, горячий газ из которой подается на
газовую турбину, связанную с коленчатым валом двигателя.
Основным требованием к системе пуска двигателя является
обеспечение надежного и быстрого пуска без внешних средств
облегчения пуска при температуре окружающей среды до —
— 15°С-для карбюраторных двигателей, до — 5°С-для дизе-
лей с электрическим стартером, до — 15 —20°С при наличии
вспомогательного двигателя. Энергоемкость системы должна
обеспечивать необходимое число повторных пусков и быстро
восстанавливаться при работе двигателя. Система пуска дол-
жна иметь низкую стоимость, минимальную массу, быть про-
стой в обслуживании.
321
Для автомобильных и тракторных карбюраторных двигате-
лей наиболее широко применяют систему пуска электрическим
стартером, но двигатели малой мощности, как правило, допол-
нительно снабжают устройством для ручного пуска. В трак-
торных дизелях в основном используют систему пуска электри-
ческим стартером, а в тракторных двигателях большой
мощности (в некоторых случаях)-систему со вспомогательным
двигателем внутреннего сгорания (карбюраторным). В стацио-
нарных и судовых двигателях малой мощности с цилиндровой
мощностью до 5 кВт и мощностью агрегата до 20 кВт приме-
няют пуск от руки, а в мало- и среднеоборотных двигателях
большой мощности почти исключительно используют устрой-
ства для цилиндрового пуска. Для пуска судовых вспомога-
тельных дизелей иногда применяют пневмостартер. Высоко-
оборотные дизели большой мощности имеют или электрические
стартеры, или устройства для цилиндрового пуска, причем для
увеличения надежности пуска эти двигатели снабжают обеими
системами одновременно. Высокофорсированные двигатели
могут быть оборудованы в качестве дублирующей системы пу-
сковым устройством с газовой турбиной и пиропатронами.
В тепловозных и судовых двигателях, а также в стендовых
установках используют систему пуска двигателя с помощью
присоединенного электрического генератора (электротормоза),
работающего в режиме пускового электродвигателя с пита-
нием от аккумуляторной батареи или выпрямителя тока.
§ 2.	Минимальная пусковая частота
вращения вала
Карбюраторные двигатели внешнего смесеобразования
с посторонним источником зажигания при относительно легко
испаряющемся топливе и наличии устройств для обогащения
смеси имеют наиболее низкие пусковые частоты вращения ва-
ла: При батарейном зажигании и температуре воздуха 0 — 20°С
минимальная пусковая частота вращения вала карбюраторных
двигателей составляет 35^0 об/мин. При более низких темпе-
ратурах пусковая частота вращения вала карбюраторных дви-
гателей составляет около 50 об/мин.
Минимальная пусковая частота вращения вала для дизелей
значительно выше, чем для карбюраторных двигателей, вслед-
ствие особенностей смесеобразования и воспламенения топ-
лива. Для самовоспламенения топлива должна быть обеспечена
высокая степень сжатия воздуха в цилиндре. Между тем при
низкой частоте вращения вала происходит утечка воздуха через
неплотности поршневых колец и клапанов и повышенная отда-
ча теплоты в стенки цилиндров вследствие большей продолжи-
тельности цикла. При низкой температуре заряда понижается
температура конца процесса сжатия, заряд не нагревается при
впуске, а, наоборот, охлаждается холодными стенками цилин-
дра во время процесса сжатия. При медленном движении плун-
жера топливного насоса ухудшается распыливание топлива, че-
му также способствует повышенная вязкость холодного топ-
лива. Кроме того, пусковая частота вращения вала зависит от
322
6
»
Наиболее широкое рас-
пространение получили
системы пуска стартером
и цилиндровый-сжатым
воздухом.
I
Пусковая частота вра-
щения коленчатого вала
должна быть минималь-
ной для уменьшения мощ-
ности пусковых устройств.
I
•
Перед пуском смазоч-
ную систему двигателя не-
редко прокачивают мас-
лом при одновременном
прокручивании коленча-
то го вала ва л опо во-
ротным устройством. -
свойств топлива-склонности к воспламенению, характеризуе-
мой цетановым числом, и испаряемости. Конструктивные осо-
бенности двигателя, от которых зависят условия охлаждения
заряда в цилиндре, также влияют на надежность пуска.
При температуре окружающего воздуха — 5°С минималь-
ная пусковая частота вращения вала автомобильного или трак-
торного дизеля составляет 100-200 об/мин без использования
средств облегчения пуска, причем меньшие значения относятся
к дизелям с неразделенными камерами сгорания, а большие-к
вихрекамерным и предкамерным двигателям. Эти же пусковые
частоты вращения вала оказываются достаточными при более
низкой температуре окружающего воздуха, но при условии
предварительного прогрева двигателя или наличия спе-
циальных устройств для облегчения пуска.
Стационарные, малооборотные судовые двигатели обычно
используют в помещениях, где температура поддерживается не
ниже 10°С. Пусковая частота вращения вала двигателей этого
типа составляет примерно 1/3 номинальной частоты враще-
ния. При меньшей температуре в помещении двигатель пред-
варительно подогревают для повышения надежности пуска.
§ 3.	Динамика пуска
I
•
Внешний момент, при-
лагаемый к валу двигателя
в начале пуска (момент
трогания вала с места),
должен быть больше сум-
марного момента сопро-
тивления прокручиванию
вала. После начала враще-
ния вала внешний момент
может быть меньше, так
как недостающий момент
создается в результате из-
менения кинетической
энергии движущихся масс
двигателя.
I
•
Сопротивление трению
при пуске холодного дви-
гателя выше, чем при его
работе.
Для раскручивания вала двигателя до пусковой частоты
вращения необходимо, чтобы работа L, подводимая к коленча-
тому валу при пуске, была равна работе сопротивления враще-
нию. Этот баланс работы может быть написан в виде
L= Ly -|- Lr 4- Lj,
где LT-сумма работ, затрачиваемых на преодоление трения де-
талей холодного двигателя и соединенной с ним установки,
приводимой в действие, на приведение в действие вспомога-
тельных агрегатов, на осуществление ходов впуска и выпуска
и работы, теряемой вследствие утечек заряда при сжатии;
LK-работа, затрачиваемая на расширение и сжатие заряда
в цилиндрах двигателя в начальный период пуска и в зна-
чительной степени возвращаемая при дальнейшем вращении
вала; Lj-работа, затрачиваемая на увеличение кинетической
энергии движущихся масс двигателя (и непосредственно соеди-
ненной с ним машины).
Вследствие неопределенности фактических температур мас-
ла в узлах трения в процессе пуска двигателя, а также большо-
го числа других факторов, влияющих на величину Lr, опреде-
ление ее расчетом затруднительно. Вместе с тем необходимо
отметить, что именно этот член баланса работы при пуске дви-
гателя является основным и составляет для автомобильных
и тракторных дизелей приблизительно от 60% всей подводи-
мой работы в начале до 90% в конце пуска.
Работа Lk зависит от начального положения поршней в ци-
линдрах, от их числа и размеров. Угол поворота вала, в тече-
ние которого затрачивается эта работа, зависит от числа так-
тов и числа цилиндров двигателя. При последующем вращении
вала работа почти не затрачивается, так как сжатие воздуха
происходит за счет работы газов при расширении в других ци-
линдрах двигателя. Небольшая работа затрачивается только
вследствие возрастания давления сжатия с увеличением ча-
323
Рис. 267. Развернутая ин-
дикаторная диаграмма при
пуске двигателя
стоты вращения вала в результате уменьшения утечек и охла-
ждения заряда, что учитывается при определении работы Lp.
Схематическая развернутая индикаторная диаграмма при
пуске стартером одноцилиндрового четырехтактного двигателя
показана на рис. 267. Если пуск происходит при положении
поршня, соответствующем началу хода расширения (точка А),
то работа для преодоления первого сжатия, которая должна
быть произведена стартером, LK # Lp + Lc (где Lp-работа расши-
рения газов; Ц-работа сжатия газов в цилиндре). При даль-
нейшем вращении вала работа расширения обеспечит сле-
дующее сжатие, так как Lc ~ Lp'.
Если вращение вала начато, например, в точке В, то L< я Lc.
При пуске в точке D работа , затрачиваемая на первое сжа-
тие, меньше работы Lc. Однако в этом случае для осуществле-
ния расширения и следующего сжатия необходима дополни-
тельная работа Lr = Lc + Lpj.
Если поршень при пуске находится в точке Л, то угол пово-
рота вала, в течение которого должна быть проведена работа
Lk, равен 720°; если поршень находится в точке В, то угол по-
ворота вала составит 360°. Пуск двигателя сжатым воздухом,
подаваемым в цилиндр, возможен только из точки А, так как
в этом случае работа Lr, составляющая часть работы, совер-
шаемой пусковым воздухом, подводится при совершении пор-
шнем хода расширения. Величина давления воздуха имеет зна-
чение только для создания крутящего момента, необходимого
для трогания с места; возможность увеличения частоты враще-
ния вала двигателя определяется подведенной работой, не свя-
занной непосредственно с давлением.
В многоцилиндровых двигателях рассмотренные процессы
накладываются один на другой, вследствие чего угол поворота
вала, при котором должна быть подведена работа 7^-, меняет-
ся. Расчет работы Lr может быть проведен также весьма при-
ближенно, так как величина утечек газа и теплообмен зависят
от конструктивных особенностей двигателя, вязкости масла
и других факторов.
Работа Lj, затрачиваемая при разгоне двигателя на увеличе-
ние кинетической энергии движущихся масс как самого двига-
теля, так и присоединенной к нему передачи, обычно сравни-
тельно невелика.
Ввиду того, что момент сопротивления не остается по-
стоянным по углу поворота коленчатого вала, увеличение ча-
стоты вращения вала двигателя происходит не при непрерыв-
ном возрастании угловой скорости, а при больших или
меньших колебаниях ее значения.
324
I
•
Начальный момент, ко-
торый должен быть при-
ложен к валу двигателя
при пуске, зависит от. по-
ложения поршня, при ко-
тором начинается пуск.
I
•
Если работа, затрачи-
ваемая на преодоление со-
противлений, при дости-
жении пусковой частоты
вращения больше индика-
торной работы, которая
может быть получена в ци-
линдрах при этих усло-
виях, то пуск двигателя не-
возможен даже при регу-
лярном воспламенении
топлива. В этом случае для
пуска необходим прогрев
двигателя для уменьше-
ния сопротивления про-
кручиванию вала.
I
e	t
Mo щность стартера
определяется исходя из пу-
сковой частоты вращения
коленчатого вала и мо-
мента сопротивления
с учетом данных экспери-
ментальных исследова-
ний.
I
В качестве пусковых
применяют в основном
двухтактные карбюра-
торные двигатели с криво-
шипно-камерной продув-
кой, работающие на смеси
автомобильного бензина
и дизельного масла.
При пуске двигателя сжатым воздухом, особенно при не-
большом числе пусковых цилиндров, вследствие периодичности
подвода энергии средний момент на валу за период впуска
и расширения воздуха должен быть больше, чем при приложе-
нии постоянного момента. При этом колебания угловой скоро-
сти вала во время пуска также будут более значительными.
§ 4.	Выбор мощности стартера
В связи с недостаточной точностью расчетного определения
момента, который должен развивать стартер, исходя из худших
условий для пуска, для ориентировочного определения момен-
та сопротивления вращению вала двигателя Мс и необходимой
мощности стартера NCT используют эмпирические формулы,
полученные на основании экспериментальных исследований.
Для карбюраторных двигателей при пусковой частоте вра-
щения 50 об/мин и предельной вязкости масла, равной
40* 10“4 м2/с, по экспериментальным данным, Мс =
= (104-20)7л Н-м, a NCT = (0,15-40,ЗО)ИЛ кВт (где Ил-рабочий
объем двигателя, л).
Для автомобильных и тракторных дизелей с числом цилин-
дров i = 44-6 при пусковой частоте вращения 100-150 об/мин
Мс = (404-70)Ил Н м, а ЛГСТ = (0,754-1,1) Ил кВт, причем мень-
шие значения относятся к двигателям большей мощности и
к двигателям с неразделенными камерами сгорания. Для
многоцилиндровых (12 и более цилиндров) высокооборотных
дизелей большой мощности (220 кВт и более) ЛГст^0,4Кл.
Передаточное число между валом двигателя и валом стар-
тера выбирают таким, чтобы при вращении вала двигателя
с пусковой частотой вращения сила тока в стартере составляла
2/3 максимальной силы тока при полном торможении, а кру-
тящий момент стартера был бы равен моменту сопротивления
двигателя.
Вал стартера обычно соединяют с валом двигателя через
одноступенчатую зубчатую передачу, причем приводная ше-
стерня стартера входит в зацепление с зубчатым венцом на ма-
ховике двигателя. По конструктивным соображениям такая
передача имеет передаточное число, равное примерно 10-15.
Нижние значения относятся к дизелям, верхние-к карбюра-
торным двигателям, имеющим меньшую пусковую частоту
вращения. Для предупреждения разноса стартера после пуска
двигателя и повышения частоты вращения его вала до рабочей
передачи делают автоматически отключающимися при частоте
вращения вала стартера, выше предельно допустимой.
Отечественная промышленность выпускает пусковые кар-
бюраторные двигатели мощностью 5,1-17,6 кВт с частотой
вращения коленчатого вала 3500-4500 об/мин, ограничиваемой
предельным регулятором. Система охлаждения пусковых дви-
гателей или жидкостная, термосифонная, связанная с системой
охлаждения дизеля, или воздушная. Передаточный механизм
такого двигателя имеет автоматическую разъединительную му-
фту и понижающую одноступенчатую передачу, состоящую из
шестерни пускового двигателя и зубчатого венца маховика, а
в некоторых конструкциях-двухступенчатую передачу для
предварительного прокручивания вала двигателя во время про-
325
грева при малой частоте вращения и затем последующего уве-
личения частоты вращения для пуска. Пуск пускового двигате-
ля производят электрическим стартером. Для дублирования
имеется система ручного пуска с помощью вытяжного шнура.
На рис. 268 показана кинематическая схема пусковой си-
стемы дизеля Д-240Л с пусковым двигателем П-10УД. Крутя-
щий момент передается от шестерни 2 коленчатого вала 1 че-
рез промежуточную шестерню 3 к зубчатому колесу 4 муфты
сцепления редуктора. При сжатых дисках муфты сцеплен" 10
вращение передается через роликовую муфту свободного хода
9 на вал 8 редуктора и далее через зубчатое колесо 5 автомати-
ческого устройства к венцу 7.
Появление вспышек в цилиндрах дизеля вызывает раскли-
нивание роликов муфты свободного хода. Повышение частоты
вращения коленчатого вала дизеля при пуске приводит к сра-
батыванию центробежного автоматического устройства 6,
и зубчатое колесо 5 выходит из зацепления.
§ 5.	Цилиндровый пуск
Систему пуска сжатым воздухом применяют почти на всех
стационарных и судовых двигателях, а также на форсиро-
ванных высокооборотных двигателях в качестве дополнитель-
ной (дублирующей) системы. Преимущество этой системы-
возможность создания большого пускового момента. К недо-
статкам системы относится большая масса пусковых
устройств, необходимость иметь компрессор для получения
сжатого воздуха и резкое повышение давления в цилиндре до
1,5 pz и выше, особенно при одновременном впуске в ци-
линдры пускового воздуха и впрыскивании топлива. Кроме то-
го, сильное охлаждение пускового воздуха при расширении мо-
жет вызвать появление трещин в нагретых деталях камеры
сгорания при пуске горячего двигателя и затрудняет воспламе-
нение топлива при пуске холодного двигателя.
Максимальная продолжительность открытия пускового кла-
пана в течение расширения, ограниченная моментом открытия
выпускного клапана или окон, составляет для четырехтактных
двигателей около 140°, а для двухтактных-около 100° угла по-
ворота коленчатого вала. Следовательно, минимальное число
цилиндров, при котором двигатель может быть пущен при лю-
бом положении коленчатого вала, для четырехтактных двигате-
лей должно быть больше 720/140, т.е. imin = 6, а для двух-
тактных - больше 360/100, т. е. ?mjn = 4. Это требование важно
для двигателей с системой дистанционного пуска.
Система цилиндрового пуска состоит из компрессора, пу-
сковых баллонов, редукционного клапана, главного пускового
(маневрового) клапана, воздухораспределителя, трубопроводов,
вентилей, предохранительных клапанов, манометров и другой
арматуры (рис. 269).
Г Пуск двигателя по схеме рис. 269, а осуществляют подачей
воздуха через пусковые клапаны 4 с механическим приводом от
распределительных кулачков, движение которых синхронизиро-
вано с вращением коленчатого вала.
В случае пропуска всего пускового воздуха через распреде-
литель с использованием автоматических пусковых клапанов
326
Рис. 268. Кинематическая
схема пусковой системы
дизеля Д-240Л с пусковым
двигателем П-10УД
I
Для пуска при любом
положении коленчатого
вала судовых двигателей,
непосредственно соеди-
ненных с гребным валом,
необходимо, чтобы про-
должительность открытия
пускового клапана во вре-
мя расширения была боль-
ше угла сдвига рабочих
циклов последовательно
работающих цилиндров.
Систему пуска блоки-
руют с механизмами ре-
версирования и управле-
ния для предотвращения
несвоевременного пуска.
Рис. 269. Схемы систем
пуска сжатым воздухом:
/-пусковые баллоны; 2-за-
пирающий	вентиль;
3 - главный клапан; 4 - пу-
сковые клапаны; 5-воздухо-
распределитель; б-распреде-
лительный клапан; 7-газоот-
борочный клапан
пуск осуществляют по схеме рис. 269, б. Такую систему приме-
няют для двигателей с диаметрами цилиндров до 200 мм.
В системах, выполненных по схеме рис. 269, в, применяют
пневматический привод пусковых клапанов. В такой системе
управление клапанами осуществляется сжатым воздухом, при-
чем пусковой воздух подводится непосредственно к пусковым
клапанам, а через пусковой распределитель небольших разме-
ров проходит только воздух, управляющий пусковыми клапа-
нами. Эту систему применяют в двигателях с цилиндрами
большого диаметра, так как пропуск всего воздуха через рас-
пределитель приводит к значительному снижению давления.
В некоторых двигателях для упрощения системы пуска вме-
сто сжатия воздуха в отдельном компрессоре осуществляют
отбор сжатого газа из цилиндра (рис. 269, г). Процесс пуска че-
рез цилиндр I или отбор газов из цилиндра II определяется по-
ложением распределительного клапана 6.
Компрессор для получения сжатого воздуха приводится
в движение непосредственно от вала двигателя (навешенный
компрессор) или от постороннего источника энергии (от элек-
тродвигателя или особого двигателя внутреннего сгорания).
327
Подача компрессора должна обеспечивать заряд пусковых бал-
лонов от давления 0,5 МПа до номинального за время до 1 ч.
Обычно устанавливают два пусковых баллона, соединенных
между собой и имеющих дренажные трубки с вентилями для
выпуска конденсата.
Для понижения давления воздуха, поступающего из балло-
нов высокого давления, применяют редукционный клапан.
Уменьшение давления в пусковых устройствах может дости-
гать 50%, поэтому редуцировать давление из баллонов низкого
давления нет необходимости. Расход воздуха на один пуск со-
ставляет в среднем 6 -8 л на 1 л рабочего объема двигателя.
Объем баллонов должен обеспечивать 12 последовательных
пусков реверсивных двигателей, 4-6 последовательных пусков
нереверсивных судовых, судовых вспомогательных и стационар-
ных двигателей без промежуточной подкачки воздуха.
В качестве примера на рис. 270 показана схема одной из
конструкций главного (маневрового) пускового клапана с пнев-
матическим управлением при помощи разгрузочного клапана
(или золотника). Сжатый воздух при подаче его к главному пу-
сковому клапану поступает в полость Б над тарелкой клапана
и одновременно в полость А над управляющим поршнем глав-
ного пускового клапана. При этом главный пусковой клапан
закрыт, так как его тарелка прижата к седлу давлением пру-
жины и воздуха, заполняющего полость Л, а трубопровод со-
общается с атмосферой через полость В. При открывании раз-
грузочного клапана воздух выходит из полости Л, и главный
пусковой клапан открывается под действием давления пусково-
го воздуха, преодолевающего давление пружины, так как диа-
метр управляющего поршня больше диаметра главного пуско-
вого клапана. При открытом пусковом клапане нижняя тарел-
ка препятствует сообщению полости Б с атмосферой.
Основные конструктивные размеры главных пусковых кла-
панов двигателей с шестью - восемью цилиндрами (рис. 270)
следующие: диаметр клапана dK = (0,15-?0,20)D (где D-диаметр
цилиндра двигателя); диаметр управляющего поршня =
= (l,2^-l,4)dK ; ход клапана hK = (0,240,3)dK ; диаметр воз-
душных каналов dB = (0,7-40,9)dK.
Воздухораспределитель служит для подачи всего воздуха
или управляющего пускового воздуха к пусковым клапанам
в соответствии с порядком работы цилиндров. Движение воз-
духораспределителя синхронизировано с вращением коленчато-
го вала специальным приводом. Через пусковой клапан воздух
подается в цилиндр двигателя. Пусковые клапаны выполняют
с пневматическим управлением или автоматические.
Золотниковые распределители применяют в двигателях
больших мощности и размеров (рис. 271). Распределители
(рис. 271,6) отдельных цилиндров располагают в ряд вдоль
распределительного вала, или у каждого цилиндра с приводом
от отдельных шайб, или звездообразно вокруг вала, причем все
распределители приводятся в действие одной шайбой. Во вре-
мя стоянки и работы двигателя плунжеры золотников подтя-
нуты внутрь втулок пружинами и их ролики не касаются шайб.
При этом канал во втулке, ведущий к пусковому клапану, со-
единен через выточку на плунжере золотника с атмосферой.
При открывании главного пускового клапана воздух поступает
I
Давление в пусковых
баллонах низкого давле-
ния равно 3 6 МПа, а вы-
сокого	давления
15-20 МПа.
Рис. 270. Главный (мане-
вровый) пусковой клапан:
1 - канал подвода пускового
воздуха из баллонов; 2 - канал
отвода воздуха в пусковую си-
стему; 3 -канал отвода возду-
ха в атмосферу для разгрузки
пусковой системы; А, Б
и В-полости
I
•
Главный пусковой (ма-
невровый) клапан может
быть снабжен механиче-
ским, пневматическим или
гидравлическим управле-
нием.
I
Воздухораспределители
могут быть золотниково-
го или дискового типа.
328
Рис. 272. Золотниковый
распределитель:
1 - штуцер подвода воздуха из
главного пускового клапана;
2-штуцер отвода воздуха
к управляющему поршню пу-
скового клапана; 3-штуцер
для разгрузки пусковых тру-
бопроводов и управляющего
пускового клапана
Рис. 271. Схема золотни-
кового распределителя
и пускового клапана с пнев-
матическим управлением:
j -пусковой клапан; б-рас-
пределитель
в золотники и, преодолевая сопротивление пружин, прижимает
ролики плунжеров к шайбам. В этом случае те из плунжеров,
против которых расположена впадина шайбы, опускаются ни-
же и открывают доступ воздуха к управляющим поршням со-
ответствующих пусковых клапанов (рис. 271, а). В результате
этого пусковые клапаны открываются, и воздух поступает в ци-
линдры. При проворачивании шайбы плунжер золотника сме-
щается вверх в положение, показанное на рис. 271, б штриховы-
ми линиями, перекрывает доступ воздуха к поршню пускового
клапана, и воздух поступает через выточку на плунжере в ат-
мосферу (или для уменьшения уровня шума-во впускной тру-
бопровод) из полости управляющего поршня; при этом пружи-
на закрывает пусковой клапан. После окончания пуска двигате-
ля и прекращения доступа воздуха к золотникам пружины
плунжеров отводят ролики от шайб. Ориентировочные раз-
меры золотников следующие: диаметр золотника d3 =
= (O,45-HO,55)dK ; ход золотника h3 — (0,8-^0,9)d3. Пример кон-
струкции золотникового распределителя показан на рис. 272.
В быстроходных двигателях большое распространение по-
лучили дисковые распределители (рис. 273). Диск 1 устано-
влен на конце распределительного вала 3 на шлицах. Поверх-
ность 4 диска притерта к опорной поверхности корпуса
распределителя и плотно прижимается к ней давлением возду-
ха, впускаемого в корпус через штуцер 2. В диске имеется вы-
рез Д, через который воздух может поступать к соответствую-
щим поршням, управляющим пусковыми клапанами, или
к автоматическим пусковым клапанам при поступлении через
распределитель всего пускового воздуха, когда вырез Д после-
довательно открывает каналы Е, В и др. На притертой поверх-
ности диска 1 имеется выточка Г, полость которой через зазор
Ж вокруг приводного вала и канал Б сообщается с атмосфе-
329
Рис. 273. Схема дискового
распределителя
рой. Через систему каналов воздух поступает из полости над
управляющими поршнями или над автоматическими пусковы-
ми клапанами и из трубопроводов между клапанами и распре-
делителем в атмосферу.
Пример конструкции дискового распределителя восьмици-
линдрового четырехтактного двигателя показан на рис. 274.
В отличие от схемы, изображенной на рис. 273, диск распреде-
Рис. 274. Дисковый рас-
пределитель :
1 - штифт; 2 - диск распреде-
лителя
330
Рис. 275. Автоматический
пусковой клапан:
1 -корпус;	2 -клапан;
3 - пружина
Рис. 276. Пусковой кла-
пан:
1 - штуцер подвода пускового
воздуха; 2-штуцер подвода
управляющего воздуха
лителя размещен на шлицах двухопорного вала. Поэтому на
втулке диска свободно установлена дополнительная втулка,
препятствующая утечке воздуха через правый подшипник. При
поступлении воздуха в полость распределителя диск прижи-
мается давлением воздуха к левому торцу, а втулка-к право-
му.
Конструктивные размеры дискового распределителя опреде-
ляются размерами и положением отверстий для прохода воз-
духа к цилиндрам. Диаметр этих отверстий в существующих
конструкциях составляет (0,02-0,03)/)-при пропуске через рас-
пределитель управляющего воздуха и около 0,07£>-при пропу-
ске всего пускового воздуха. Кроме того, необходимо, чтобы
расстояние между краями отверстий по окружности их разме-
щения было не менее диаметра отверстия. Ширина притертого
пояса диска составляет около двух диаметров отверстия. Диа-
метр патрубка, подводящего воздух к распределителю, равен
1,5-1,8 диаметра патрубка, идущего к пусковым клапанам. Глу-
бину отверстия (или выреза Д, см. рис. 273) в диске выбирают
так, чтобы сумма этой глубины и удвоенного диаметра отвер-
стия в корпусе обеспечивала пропуск воздуха к пусковым кла-
панам в течение принятых фаз воздухораспределения. Размеры
выточки Г в диске выбирают из условия начала выпуска возду-
ха после поворота коленчатого вала на 5-8° с момента пере-
крытия впуска воздуха. Практически для четырехтактных дви-
гателей с цилиндрами диаметром 25(М50 мм, с шестью
и восемью пусковыми цилиндрами при частоте вращения
250-1500 об/мин диаметры дисков распределителей соста-
вляют 55-70 мм.
На рис. 275 приведен пример конструкции автоматического
пускового клапана, а на рис. 276-пускового клапана с пневма-
тическим управлением. Продолжительность открытия пу-
сковых клапанов для шести- и восьмицилиндровых двигателей
составляет соответственно (в градусах угла поворота коленча-
того вала):
двухтактные двигатели.......... 70-100	и 60-80
четырехтактные................. 125-130 и 110-120
Угол опережения открытия пусковых клапанов равен 5-10°
в зависимости от частоты вращения коленчатого вала. В
V-образных двигателях (при 12 цилиндрах и более) пу-
сковые клапаны обычно устанавливают в цилиндрах только
одного блока. В стационарных двигателях для упрощения кон-
струкции и уменьшения расхода воздуха на пуск пусковые кла-
паны располагают часто не на всех цилиндрах. В таких двига-
телях необходимо перед пуском так повернуть коленчатый вал.
чтобы поршень цилиндра, имеющего пусковой клапан, нахо-
дился в положении, соответствующем повороту колена вала
при расширении на 20-30° после в.м.т.
Основные конструктивные размеры пусковых клапанов
с пневматическим управлением (см. рис. 271,а) следующие:
диаметр клапана dK = (0,08 4-0,15)D; диаметр направляющей
dH = (0,954-l,0)JK ; ход клапана hK = (0,24-0,3)dK ; диаметр стерж-
ня dc = (0,5--0.6Ик; диаметр управляющего поршня dn =
= (1,14-1,8)dK ; толщина тарелки b — (0,224-0,28)dK ; угол седла
331
a = 45°; диаметр патрубка для подвода пускового воздуха dB =
= (0,7 4-0,9)dK ; диаметр патрубка для подвода управляющего
воздуха dy — (0,24-0,3)dK •
Для ускорения пуска двигателя одновременно с подачей пу-
скового воздуха в цилиндр часто впрыскивают топливо, поэто-
му с началом воспламенения топлива давление в цилиндре мо-
жет быть выше давления пускового воздуха. Вследствие этого
возможно забрасывание пламени в пусковой клапан и трубо-
провод, и, следовательно, возможен взрыв паров масла, нахо-
дящихся в пусковом воздухе. Чтобы избежать этого, размеры
пускового клапана необходимо выбрать в соответствии с при-
нятым давлением пускового воздуха. Забрасывания пламени не
произойдет, если при открытии клапана давление пускового
воздуха рв будет больше давления в цилиндре рц, при котором
уже возможно воспламенение топлива (рц~2 МПа). Условие
равновесия сил, действующих на закрытый пусковой клапан,
может быть записано в следующем виде:
Рц^К + Рв (FH - Fc) + Р = pBFn + Рв (Fk - Fc),
где рц и рв-избыточное давление соответственно газа в цилин-
дре и пускового воздуха, МПа; P-сила пружины, МН; FK, FH,
Fc и Fn-площади сечений с диаметрами соответственно dK, dH,
dc и dn (см. рис. 271), м2.
Таким образом, для выполнения условия рв > рц необходи-
мо, чтобы Р/Рв >Fn-FH^Fn-FK.
Пусковые устройства судовых двигателей, так же как и все
другие системы таких двигателей, должны удовлетворять тре-
бованиям, указанным в правилах Регистра СССР.
§ 6.	Устройства для облегчения пуска
К мероприятиям, направленным на ускорение подготовки
- смеси при пуске автотракторных двигателей, можно отнести
следующие.
Обогащение смеси. Увеличение подачи топлива в 1,8-2,5
раза осуществляют с помощью воздушной заслонки в карбю-
раторе и специальных автоматических устройств в топливных
насосах высокого давления дизелей. Цикловая подача топлива
в дизеле в этом случае составляет 100-120 мг на 1 л рабочего
объема цилиндра.
Уменьшение угла опережения зажигания и впрыскивания
топлива. Угол опережения зажигания в карбюраторных двига-
телях при пуске уменьшается примерно до 6-10° до в.м.т. В ди-
зеле его устанавливают в пределах 16-22° до в.м.т., например,
с помощью центробежного автомата опережения впрыскива-
ния.
Подогрев воздуха на впуске. Воздух подогревают с по-
мощью свечи или спирали подогрева, а также электрофа-
кельными подогревателями. В дизелях с неразделенными каме-
рами для этой цели используют свечи и спирали подогрева
фланцевого типа мощностью 400-1000 Вт, устанавливаемые во
впускной системе около впускного окна головки блока и обес-
печивающие надежный пуск двигателя при температуре до —
— 10—15 С. При более низких температурах до — 20°С ис-
332
I
•
Пусковые клапаны слу-
жат для впуска пускового
воздуха в цилиндры. Они
управляются автоматиче-
ски или пневматически.
I
•
Преимуществом си-
стемы пуска с пропуском
всего пускового воздуха
через распределитель,
имеющий автоматические
(обратные) клапаны,
является возможность
подачи топлива одновре-
менно с подачей пускового
воздуха. В этом случае
опасность забрасывания
горячих газов в пусковой
трубопровод исключает-
ся.
I
•
Для облегчения и уско-
рения пуска двигателей
осуществляют мероприя-
тия, обеспечивающие ин-
тенсификацию физико-хи-
мической подготовки го-
рючей смеси к ее воспла-
менению и уменьшение
момента сопротивления
прокручиванию коленча-
того вала двигателя.
пользуют электрофакельный подогрев с помощью термостата.
Спираль термостата из нихрома мощностью 150-180 Вт нагре-
вается электрическим током от аккумуляторной батареи. Пода-
ваемое из системы топливоподачи дизельное топливо нагре-
вается и испаряется. При прокручивании коленчатого вала
двигателя воздух засасывается во впускной трубопровод, а фа-
кел воспламенившегося топлива подогревает воздух и впускной
коллектор. Расход топлива составляет 5-25 см3/мин, время
подогрева спирали до включения стартера 15-20 с.
Калоризаторный пуск. Для облегчения воспламенения топ-
лива при пуске дизелей с разделенными камерами применяют
свечи накаливания-спиральные и штифтовые. Спираль свечи
выполнена из жаростойкой стали. Через 30 с прогрева темпера-
тура спирали достигает 950-1000°С. Более надежными являют-
ся штифтовые свечи накаливания с закрытыми нагревательны-
ми элементами, в которых свеча накаливания заключена
в защитный кожух из железохромоникелевого сплава. Внутрен-
няя полость кожуха свечи заполнена окисью магния, обладаю-
щей высокими теплопроводящими свойствами. Свеча в камере
сгорания расположена таким образом, чтобы на нее подава-
лось топливо хотя бы из одного распыливающего отверстия
форсунки. Такая свеча обеспечивает надежный пуск дизеля до
температуры — 25°С при пусковой частоте вращения коленча-
того вала 70-80 об/мин.
Применение легковоспламеняющихся пусковых жидкостей.
Основными компонентами пусковой жидкости «Холод Д-40»
являются этиловый эфир, легкокипящий бензин с добавками
минерального масла, противозадирных, противокоррозионных
и противоокислительных присадок. Пусковая жидкость в виде
эмульсии подается во впускной трубопровод воздушным порш-
невым насосом через смеситель и распылители. Более просты-
ми являются системы с баллонами аэрозольной упаковки, в ко-
торых пусковая жидкость находится под большим давлением
вытесняющего газа. Пусковая жидкость в этом случае подается
из аэрозольного баллона по эмульсионной трубке, завихряется
шнеком и распыливается во впускном коллекторе. Такие пу-
сковые системы могут быть выполнены с ручным или электро-
магнитным управлением и обеспечивают надежный пуск двига-
телей до температуры — 40°С.
Уменьшение момента сопротивления проворачиванию ко-
ленчатого вала достигается применением специальных масел,
а также декомпрессионных устройств, которые приоткрывают
и удерживают в таком состоянии впускные и выпускные или
только впускные клапаны в период раскручивания коленчатого
вала до пусковой частоты вращения, после чего декомпрес-
сионное устройство выключают, а двигатель пускают.
Одновременное улучшение воспламеняемости топлива
и уменьшение момента сопротивления проворачиванию меха-
низмов двигателя может быть получено при его предпусковом
подогреве либо заливке горячей воды в систему охлаждения
и горячего масла в смазочную систему. Для этого дизели жид-
костного охлаждения комплектуют предпусковыми жидкостны-
ми подогревателями, работающими на бензине. Такой подогре-
ватель имеет котел с рубашками, в которые подается вода или
антифриз из системы охлаждения, и камеру сгорания с горел-
333
кой. Воздух в' горелку подается вентилятором центробежного
типа, а бензин-самотеком. Воспламенение смеси осущест-
вляется свечой накаливания. Горячие газы на выходе подогре-
вают масло в поддоне через фалыпподдон дизеля. Такой подо-
греватель обеспечивает предпусковой подогрев дизеля при
температуре — 40°С в течение 30 мин.
Для предпускового подогрева дизелей воздушного охлажде-
ния применяют газовоздушные подогреватели, имеющие каме-
ру сгорания и автономные системы, необходимые для их ра-
боты на дизельном топливе или бензине. Предварительно
топливо нагревают специальным электронагревателем. Воспла-
менение топлива обеспечивается свечой накаливания. Горячий
воздух или газовоздушная смесь подается вентилятором из
подогревателя к наружным стенкам блока цилиндров, голов-
кам и масляному поддону. Горячий воздух также может посту-
пать во внутрикартерное пространство и через впускной трубо-
провод в цилиндры.
§ 7.	Реверсирование двигателей
Изменение направления вращения приводного вала осу-
ществляют двумя методами:
1)	введением между двигателем и приводимой в действие
машиной механического, гидравлического или электрического
привода: в этом случае коленчатый вал двигателя всегда вра-
щается в одном направлении, в то время как вал привода, со-
единенный с приводимой в действие машиной, может вращать-
ся в любом направлении;
2)	оборудованием двигателя системой реверсирования, по-
зволяющей изменять направление вращения коленчатого вала.
Каждый из этих- методов имеет свои преимущества и недо-
статки. Реверсивные муфты сложны и относительно мало наде-
жны. Однако при наличии такой муфты двигатель при
реверсировании не останавливается, и его коленчатый вал вра-
щается в одном направлении. Таким образом, отпадает необхо-
димость в пуске двигателя для вращения вала в другом напра-
влении, в результате чего существенно уменьшается износ
деталей двигателя.
В двигателях безрельсового транспорта, кроме изменения
направления вращения приводного вала, необходимо также из-
менять его угловую скорость, что обусловливает неизбежность
введения особого передаточного механизма-коробки передач.
Широкое распространение получили винты регулируемого
шага (ВРШ), в которых лопасти могут поворачиваться вокруг
своей оси из положения, соответствующего полному переднему
ходу, в положение, соответствующее заднему ходу, без измене-
ния направления вращения гребного вала. В этом случае нет
необходимости в реверсировании главного двигателя, что
упрощает систему, увеличивает ее надежность, снижает стои-
мость, повышает моторесурс, уменьшает время маневрирова-
ния и путь, проходимый судном за период реверсирования, по-
вышает экономичность эксплуатации судна. Пуск двигателя
в этом случае осуществляют при установке лопастей ВРШ
в положение наименьшего сопротивления, что позволяет бы-
стро увеличить частоту вращения вала. Управление ВРШ легко
334
I
•
Необходимость измене-
ния направления враще-
ния вала, от которого от-
бирается мощность, воз-
никает при соединении
двигателя с такими ма-
шинами или двигателями,
приводные валы, которых
должны иметь возмож-
ность вращаться в любом
направлении.
I
Механические реверсив-
но-редукционные муфты
применяют почти во всех
судовых двигателях малой
мощности, а также в дви-
гателях буровых устано-
вок и установках наземно-
го транспорта, в том числе
в маневровых тепловозах.
I
•
В главных судовых дизе-
лях изменение направле-
ния вращения валопрово-
да обеспечивают либо при
помощи передач (реверс-
редукторных, электриче-
ских и др.) и движителей
(гребных винтов регули-
руемого шага (ВРШ), кры-
льчатых движителей и др.),
либо реверсированием на-
правления вращения ко-
ленчатого вала двигателя
и валопровода.
I
* •
При реверсировании
двигателя осуществляют
остановку вала, необходи-
мое изменение в работе си-
стем для обеспечения ра-
боты при обратном напра-
влении вращения коленча-
того вала, пуск реверсиро-
ванного двигателя. Для
ускорения торможения ва-
ла применяют декомпрес-
сию, торможение сжатым
пусковым воздухом, а так-
же специальными тормо-
зами.
i
»
В двухтактных двигате-
лях с петлевой схемой га-
зообмена, оборудованных
топливными насосами
с симметричными кулач-
ками и поршневыми про-
дувочными компрессора-
ми, но не имеющих золот-
ников или заслонок во
впускных патрубках, необ-
ходимо реверсировать
только воздухораспреде-
литель. Поэтому для та-
ких двигателей переста-
новку органов реверсиро-
вания можно осущест-
влять вручную.
осуществляется прямо с мостика судна. Однако применение
ВРШ повышает стоимость, усложняет конструкцию валопрово-
да и может привести к снижению надежности системы реверси-
рования.
Реверсивный механизм двигателя должен обеспечивать пра-
вильное чередование фаз газораспределения, топливоподачи
и подачи пускового воздуха при прямом и обратном направле-
нии вращения коленчатого вала. Поэтому реверсивный меха-
низм должен воздействовать на органы газораспределения
четырехтактных и двухтактных двигателей с клапанно-щелевой
системой газораспределения, пусковые воздухораспределители
и топливные насосы, если кулачковые шайбы последних имеют
несимметричный профиль. В двухтактных двигателях с проти-
воположно движущимися поршнями наличие сдвига угла за-
клинивания колен верхнего и нижнего коленчатых валов приво-
дит к значительному ухудшению газообмена при вращении
вала в обратном направлении и соответственно к ухудшению
в этом случае рабочего процесса двигателя. Поэтому в ревер-
сивных двигателях сдвиг угла делают меньшим, чем в неревер-
сивных.
Изменение фаз газораспределения может быть достигнуто
установкой двух комплектов распределительных кулачков (для
прямого и обратного хода), подводимых под ролики толкате-
лей или рычагов (клапанов газораспределения, золотниковых
воздухораспределителей) при осевом перемещении распредели-
тельного вала, либо при перемещении кулачковых шайб на спе-
циальной втулке вдоль распределительного вала. Для осущест-
вления такого перемещения в реверсивном механизме предус-
матривают устройства, отводящие ролики от кулачков перед
началом осевого перемещения распределительного вала или
кулачковых шайб и подводящие ролики к кулачкам по оконча-
нии перемещения. Аналогичный результат получают перестанов-
кой роликов клапанных рычагов на кулачки обратного хода
либо поворотом клапанных рычагов на эксцентричных шайбах,
расположенных на реверсивном валике.
Для упрощения конструкции в двигателях некоторых типов
вместо использования указанных устройств кулачки прямого
и обратного хода соединяют коническими переходными по-
верхностями, по которым скользят ролики при осевом переме-
щении распределительного вала. Естественно, в этом случае не-
обходимо большее перемещение вала (для обеспечения плавно-
сти переходных поверхностей) и значительно большее усилие
для такого перемещения. В существующих конструкциях осевое
перемещение распределительного вала для реверсирования при
наличии устройств для отвода роликов составляет (0,10-0,15)D,
а при отсутствии таких устройств достигает 0,2D. На распреде-
лительном валу может быть установлен только один комплект
кулачков, а изменение фаз в этом случае осуществляется изме-
нением фазового угла распределительного вала относительно
коленчатого с помощью управляемой кулачковой муфты или
моментного гидроцилиндра.
В случае применения гидравлического привода клапанов
при прямоточной клапанно-щелевой системе газообмена ревер-
сирование осуществляют переключением распределительного
крана, направляющего масло от плунжерных насосов прямого
335
Рис. 277. Схема системы
реверсирования с гидравли-
ческим приводом вы-
пускных клапанов
или обратного хода (рис. 277). В зависимости от положения
крана кулачная шайба 3 входит в соприкосновение с толкате-
лем 5 переднего хода или с толкателем 1 заднего хода. Толка-
тель приводится в действие маслом, давление которого со-
здается масляным насосом 14. Кран 8 сообщается с напорной
полостью толкателя 5, и под давлением масла толкатель с пру-
жиной 4 прижимается к кулачковой шайбе. Толкатель 1 выво-
дится в нерабочее положение пружиной 2, при этом масло на-
правляется на слив по трубопроводам 9 и И. При нагнетатель-
ном ходе толкателя 5 после отсечки сливного канала 6 масло
оказывает давление на поршень 10, воздействующий на привод
клапанов 12 и 13. При переключении крана 8 во второе поло-
жение трубопровод 7 соединяется со сливным трубопроводом
9, и толкатель 5 выключается. Для вращения вала дизеля
в обратном направлении подключается толкатель 1, в резуль-
тате чего изменяются фазы, требуемые для реверсирования.
Реверсирование ротативных продувочных компрессоров
осуществляют обычно при помощи перекидных заслонок или
золотников, меняющих направление движения воздуха через
компрессор при изменении направления вращения роторов. Все
вспомогательные агрегаты (масляные и водяные насосы, топли-
воподкачивающие насосы и т.п.) реверсивных двигателей дол-
жны быть сконструированы для работы при любом направле-
нии вращения коленчатого вала двигателя. В конструкции,
изображенной на рис. 274, при осевом перемещении распреде-
лительного вала штифт 1 скользит в фигурном пазу вала рас-
пределителя и поворачивает его на необходимый угол. Угол
поворота при реверсировании диска воздухораспределителя
двухтактного двигателя (имеющего шесть-восемь цилиндров)
составляет 60-90° угла поворота коленчатого вала, четырех-
тактного (восемь цилиндров) 100-105° угла поворота коленча-
того вала (50-52° угла поворота распределительного вала).
В двигателях большой мощности, особенно четырех-
тактных, для реверсирования необходимы большие усилия,
336
I
•
Поршневые проду-
вочные компрессоры двух-
тактных двигателей не
требуют реверсирования.
I
•
Реверсирование диско-
вого воздухораспредели-
теля осуществляют пово-
ротом его вала относи-
тельно распределитель-
ного вала.
вследствие чего реверсивные механизмы снабжают масляными
или пневматическими серводвигателями. Серводвигатели для
реверсирования и управления работой двигателя используют
во всех системах дистанционного управления.
Схемы реверсивных механизмов и постов управления су-
довых двигателей весьма разнообразны. В эту группу механиз-
мов входят следующие устройства: главный (маневровый) пу-
сковой клапан и устройство для управления им; механизм
реверсирования органов газораспределения, пусковые воздухо-
распределители, топливные насосы и вспомогательные агре-
гаты; серводвигатели для приведения в действие реверсивных
механизмов и управления работой двигателя, а также устрой-
ства для управления серводвигателями; механизм управления
подачей топлива; блокировочные устройства, препятствующие
неправильному выполнению операций пуска и реверсирования
или проведению маневра, не соответствующего команде.
На рис. 278 показана схема системы управления судового
двухтактного дизеля 684-VT2BF-180 с клапанно-щелевой схе-
мой газообмена фирмы Бурмейстер и Вайн. Реверсирование
пусковых золотниковых распределителей осуществляется вруч-
ную осевым перемещением кулачкового вала 23. Изменение
фаз газораспределения и топливоподачи достигается поворо-
том распределительного вала, на котором установлены симме-
тричные кулачковые шайбы выпускных клапанов и топливных
насосов, на 30° относительно коленчатого вала.
Механизм для взаимного поворота распределительного
и коленчатого валов показан в левой верхней части рис. 278.
Привод распределительного вала 5 с находящимися на нем ку-
лачковыми шайбами 17 топливного насоса и 18 выпускных
клапанов осуществляется цепной передачей, звездочка 4 кото-
рой вращает вал реверсивного механизма, соединенный флан-
цевой муфтой 6 с распределительным валом. На валу реверсив-
ного механизма на шпонке посажена втулка И рамы
механизма с четырьмя поводками 19, в подшипниках которых
установлены два коленчатых вала 3. Подшипники колен этих
валов расположены в ползунах 2, скользящих в прорезях спиц
звездочки 4, которая может свободно вращаться на шейке
рамы реверсивного механизма. Рядом с втулкой рамы на валу
механизма свободно посажена втулка 12.
На одном из концов втулки расположено зубчатое колесо 9,
входящее в зацепление с двумя зубчатыми колесами 10, устано-
вленными на концах коленчатых валов 3. На другом конце
втулки находится тормозной диск 13, к которому может при-
жиматься ролик тормозного цилиндра 8 при поступлении в ци-
линдр управляющего воздуха и таким образом останавливать
движение зубчатого колеса 9. На торцах тормозного диска
и втулки 16 выполнено по два кулачка 14, определяющих пово-
рот тормозного диска относительно распределительного вала
на угол 130°. Втулка 16 установлена на шпонке на валу ревер-
сивного механизма и имеет фигурную шайбу 28, на которую
опираются ролики двух фиксаторов 27, закрепленных на тор-
мозном диске и препятствующих самопроизвольному реверси-
рованию. По наружным шлицам втулки 16 может перемещать-
ся винтовая муфта 7, внешнюю ходовую резьбу которой
охватывает неподвижная гайка 15, закрепленная на тормозном
337
00
Рис. 278. Схема системы
управления двигателя
684-VT2BF-180
В современных систе-
мах реверсирования меха-
нические связи заменяют
пневматическими, гидра-
влическими или электри-
ческими, обеспечивающи-
ми возможность автома-
тизации. управления.
диске. Таким образом, при взаимном повороте во время ревер-
сирования тормозного диска 13 и втулки 16 муфта перемещает-
ся вдоль оси, передвигая через систему рычагов механизм бло-
кировки и золотник 26 реверсивного механизма в новое
положение.
Все управление работой двигателя осуществляют двумя ры-
чагами: I-для реверсирования и II-для пуска и регулирования
подачи топлива. Эти рычаги сблокированы между собой секто-
рами 24 и 25 так, что перемещение рычага II для пуска двига-
теля возможно только при крайних положениях рычага I, со-
ответствующих движению «Вперед» или «Назад». Точно так же
перестановка рычага I для реверсирования возможна только
в том случае, если рычаг II находится в положении «Стоп».
На схеме а показан механизм управления в тот момент,
когда рычаг II находится в положении «Стоп», а рычаг I пере-
веден в положение «Назад», причем осуществлено реверсирова-
ние распределителя осевым перемещением его кулачкового ва-
ла 23; реверсирования же органов газораспределения
и топливных насосов еще не произошло.
При переводе рычага II из положения «Стоп» в положение
«Пуск» тяга 21 захватывает своим зубом зуб рычага 22, ко-
торый перемещает пусковой золотник 20. В результате этого
воздух выпускается из пространства над управляющим порш-
нем главного (маневрового) пускового клапана Б; клапан Б от-
крывается, пусковой воздух поступает к пусковым клапанам
В цилиндров и в распределитель; вал двигателя начинает вра-
щаться в направлении хода «Назад», так как распределитель
уже реверсирован. Одновременно воздух из пусковой системы
поступает через золотник 26 реверсивного механизма в тормоз-
ной цилиндр 8, который удерживает от вращения тормозной
диск 13 и зубчатое колесо 9. При этом вращение звездочки
4 цепного привода приводит к обкатыванию зубчатых колес 10
вокруг заторможенного колеса 9 и вращению коленчатых ва-
лов до тех пор, пока кулачки 14 на торцах тормозного диска 13
и втулки 16 не придут в соприкосновение после поворота на
130° относительно распределительного вала. Одновременно
пружинные упоры-амортизаторы 1 на ободе звездочки 4 упи-
раются в поводки 19 рамы реверсивного механизма.
В результате распределительный вал оказывается повер-
нутым относительно коленчатого вала на 30°, а осевое смеще-
ние муфты 7 приводит к перестановке блокировки и реверсив-
ного золотника 26, прекращению доступа воздуха к тормозно-
му цилиндру.
При дальнейшей перестановке рычага II для перехода на
работу двигателя на топливе зуб тяги 21 соскакивает с зуба
рычага 22, пружина оттягивает этот рычаг и перемещает пуско-
вой золотник. При этом пусковой воздух поступает в упра-
вляющую полость главного пускового клапана и закрывает
его. Положение механизма управления после окончания ревер-
сирования при работе «Назад» показано на схеме б.
Схема механизма управления с механическими связями
и блокировкой (рис. 278) приведена для более наглядного пред-
ставления взаимодействия отдельных элементов системы.
На рис. 279 показан поршневой пневматический серводвига-
тель для осевого перемещения распределительного вала при
339
реверсировании четырехтактного дизеля типа ЧН 26 / 26. Шток
1 серводвигателя закреплен в расточке конца распределитель-
ного вала 2 двойным упорным подшипником. При осевом
перемещении распределительный вал скользит в шлицах ше-
стерни 3. Крайние положения штока определяются фиксатора-
ми переднего 8 и заднего 6 хода, которые входят в соответ-
ствующие втулки 7 штока. Механизм изображен в положении
пуска при движении вперед. При этом пусковой воздух через
трубку 12 и пост управления 11 удерживает фиксатор 6 в отжа-
том положении, а поршень 4 серводвигателя - в правом поло-
жении. Фиксатор переднего хода утоплен в гнездо втулки,
и воздух, поступающий с поста управления по трубопроводу 5,
проходит через выточку фиксатора 8 к управляющему поршню
главного пускового клапана 9 и через трубку 10 к пусковым
клапанам. В результате этого клапан 9 открывается, пропуская
воздух к пусковым золотникам, и двигатель начинает работать
в направлении «Вперед».
Для реверсирования двигателя воздух от поста управления
И направляется в трубопровод 13. При этом канал к упра-
вляющему поршню главного пускового клапана перекрывается
фиксатором 6. Воздух поступает под поршень фиксатора 8, от-
жимает его и поступает под поршень серводвигателя, передви-
гая его влево до посадки фиксатора 6 в гнездо втулки штока.
При этом открывается доступ воздуха через выточку этого
фиксатора к управляющему поршню клапана 9, и двигатель пу-
скается в направлении «Назад». Максимальное время полного
перемещения распределительного вала при давлении воздуха
3 МПа составляет около 0,3 с, что обеспечивает достаточно
быстрое реверсирование даже при меньшем давлении воздуха.
Время перемещения поршня может быть изменено путем изме-
нения диаметра дросселирующих воздушных каналов А. Диа-
метр цилиндра реверсивного серводвигателя данного двигателя
равен 0,56D, а ход поршня 0,2D.
В малооборотных двухтактных судовых двигателях боль-
шой мощности диаметры цилиндров поршневых масляных ре-
340
Рис. 279. Схема воздухо-
проводов и серводвигатель
реверсирования дизеля ти-
па ЧН 26/26
I
•
Силы и моменты, необ-
ходимые для перемещения
и поворота деталей ревер-
сивного механизма, изме-
няются в широких преде-
лах в период реверсирова-
ния. Величина их зависит
от кинематической схемы
механизма, зазоров в па-
рах трения, вязкости мас-
ла и других факторов. Для
обеспечения работы меха-
низмов при наиболее не-
благоприятных эксплуата-
ционных условиях мощно-
сти серводвигателей на-
много завышены.
I
•
Рабочим телом в серво-
двигателях обычно яв-
ляется воздух или масло,
вытесняемое из баллонов
дод давлением воздуха.
версивных серводвигателей находятся в пределах (0,4-0,5)£>.
В четырех- и двухтактных двигателях с клапанно-щелевой схе-
мой газообмена с шестью-восемью цилиндрами диаметром
300-400 мм расчетный крутящий момент, создаваемый крыль-
чатым масляным серводвигателем реверсирования при номи-
нальном давлении масла, составляет 6-10 Н-м на 1 л рабочего
объема двигателя. Размеры крыльчатых серводвигателей сле-
дующие: диаметр цилиндра серводвигателя (0,8-1,0)D; длина
крыла серводвигателя 0,4-0,6 диаметра цилиндра серводвигате-
ля.
Воздух в систему масляно-пневматических серводвигателей
поступает из пусковой магистрали через редукционный клапан,
поддерживающий постоянное давление (около 1,2 МПа) в этой
системе при изменении давления в пусковой магистрали в ши-
роких пределах. Объем одного баллона выбирают равным
1,5-2,5 объема, описываемого поршнем или крылом серводви-
гателя. В сложных системах при большом числе блокировочных
устройств и длинных маслопроводах объем баллонов соответ-
ственно увеличивают. Скорость масла в маслопроводах при
обычной продолжительности реверсирования 5-8 с составляет
3-4 м/с. В пневматических серводвигателях систем реверсиро-
вания и управления давление воздуха обычно более высокое
(2-3 МПа).
Системы пуска и реверсирования входят в общую систему
дистанционного автоматизированного управления реверсивных
двигателей.
ГЛАВА
ЭЛЕМЕНТЫ СИСТЕМ
АВТОМАТИЧЕСКОГО
РЕГУЛИРОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
§ 1.	Функциональные схемы элементов
и систем автоматического регулирования
Для поддержания заданных режимов работы двигателя или
изменения их по заданному закону на двигатели устанавли-
вают автоматические регуляторы частоты вращения п, темпе-
ратуры Т в системе охлаждения, давления рк наддува, угла
0 опережения впрыскивания (или зажигания) и т.д. В этом слу-
чае и или <0, Т, рк, 0 и др. называют регулируемыми параметра-
ми, а совокупность взаимодействующих двигателя и регулято-
ра- системой автоматического' регулирования. Автоматический
регулятор и двигатель как регулируемый объект является эле-
ментами этой системы.
Взаимодействие элементов в цепи системы автоматического
регулирования наиболее наглядно иллюстрирует функциональ-
ная схема, каждый элемент которой изображается прямоуголь-
ником, а воздействие одного элемента на другой-стрелками
по направлению воздействия.
Так, например, двигатель, воздействует на регулятор своим
регулируемым параметром (угловой скоростью ю-на регуля-
тор скорости, температурой Т-на регулятор температур и т.д.).
Таким образом, регулируемый параметр (со, Т и др.) является
выходной координатой двигателя (рис. 280,а и б) и входной -
регулятора (рис. 280, в и г). В свою очередь, автоматический ре-
гулятор воздействует на двигатель через его орган управления.
Поэтому положение h рейки топливного насоса (рис. 280, а) или
клапана, определяющего количество воды или воздуха, пода-
ваемого в систему охлаждения (рис. 280,6), является входной
координатой двигателя.
Регулятор воздействует на орган управления двигателем
перемещением z своей муфты, связанной с чувствительным эле-
ментом, поэтому положение z муфты - выходная координата
регулятора (рис. 280, в и г). Входными координатами являются
также нагрузка N двигателя (рис. 280, а) и настройка ф регуля-
тора (рис. 280, в).
Двигатель с газотурбинным наддувом является сложной си-
стемой, включающей двигатель, впускной и выпускной трубо-
проводы, турбину и компрессор. Функциональная схема такого
двигателя показана на рис. 280,6.
Функциональные схемы элементов дают возможность со-
ставить функциональную схему системы автоматического регу-
лирования (рис. 280, е). В этой системе общая цепь взаимодей-
ствий оказывается замкнутой. В данном случае муфта регуля-
342
Рис. 280. Функциональные
схемы элементов и си-
стемы автоматического pe-
in тирования:
_ - легатетя; с'-системы ох-
Т1.жле:-:ия. ? - регулятора ско-
зх'стч. с - реп лятора темпе-
ггпгь;: ;-двигателя с газо-
п роя н н ы м н а дд у во м; е - си-
:тем= автоматического регу-
лирования: /-воздух; //—от-
работавшие газы; Д-двига-
те.ть: Р-регулятор; К-ком-
прессор;	Т-турбина;
Т- впускной трубопровод;
ВТ- выпускной трубопровод
тора связана с органом управления двигателем, т. е. h = uzz,
а вал регулятора скорости-с валом двигателя, т.е. сор =
(где uz и ию - постоянные передаточные отношения механизмов
связи). На функциональных схемах наличие такого передаточ-
ного отношения изображается кружком.
§ 2.	Устойчивость режимов работы
двигателя
Режим работы двигателя характеризуется совокупностью
параметров (в ряде случаев их средним значением за цикл),
обусловливающих его эффективную работу. К числу таких па-
раметров можно отнести крутящий момент Ме, угловую ско-
рость коленчатого вала со, цикловую подачу топлива дц, темпе-
ратуру охлаждающей воды Т9 давление наддува рк и ряд
других. Совокупность этих и других параметров может быть
выражена обобщенными функциональными зависимостями ви-
да
Ме=/м(®; Т; рк- дп; ...).
(231)
Режимы работы двигателя могут быть установившимися
(равновесными) и неустановившимися (неравновесными). Уста-
новившимися (равновесными) режимами называют такие, при
которых параметры, входящие в зависимости (231), с течением
времени не изменяются (для некоторых из этих параметров, на-
пример для Ме и со, понятие постоянства во времени относится
к их среднему значению за цикл работы).
Если один или несколько параметров работы двигателя из-
меняются по времени, то совокупность параметров зависимо-
стей (231) в каждый выбранный момент времени характеризует
не установившийся (неравновесный) режим работы двигателя.
Последовательная (по времени) совокупность неравновесных
режимов составляет переходный процесс.
Установившийся режим работы двигателя может поддержи-
ваться в течение конечного отрезка времени только при усло-
вии равенства количеств подводимой и отводимой энергии или
массы. Так, например, температура Т охлаждающей воды, вы-
ходящей из головки цилиндров двигателя, остается постоянной
343
по времени только в том случае, если количество теплоты 2Д,
отдаваемое двигателем через стенки цилиндров и головки ох-
лаждающей воде, будет равно количеству теплоты 2охл, отво-
димому от этой воды в охладитель (и в окружающую среду) за
тот же промежуток времени, т. е. при выполнении условия
Qu ~ бохл = 0.	(232)
Постоянство угловой скорости коленчатого вала двигателя
или ротора турбокомпрессора может быть обеспечено только
при выполнении условий
Ме - Мс = 0;	(233)
Мт - Мк = 0,	(234)
где Мс-момент сопротивления потребителя энергии;
Мт-момент, развиваемый турбиной турбокомпрессора;
Мк-момент сопротивления компрессора.
Среднее давление во впускном или выпускном трубопрово-
дах двигателя при наличии газотурбинного наддува остается
постоянным по времени, если
С, -G,=0.	,236’
где GK- масса воздуха, подаваемая компрессором во впускной
трубопровод в единицу времени; Ga-масса воздуха, поступаю-
щего из трубопровода в цилиндры в единицу времени;
G,--масса газов, поступающих в выпускной трубопровод из ци-
линдров в единицу времени; GT-масса газов, проходящих че-
рез турбину в единицу времени.
Уравнения (232)-(236), справедливые для установившихся
режимов, называют уравнениями статического равновесия ра-
боты двигателя и его элементов. Так, в соответствии с уравне-
нием (233) установившиеся скоростные режимы двигателя со-
ответствуют точкам пересечения Л, В, С и др. этих характери-
стик двигателя и потребителя (рис, 281).
Установившиеся (равновесные) режимы работы двигателя
охватывают некоторую площадь-поле возможных режимов,
ограниченное внешней характеристикой 1 и вертикалями, со-
ответствующими максимальной nmSLX и минимальной ча-
стотам вращения. Иногда двигатели, например автомобильные,
в процессе эксплуатации могут иметь режимы в пределах всего
поля возможных режимов. Для стационарных двигателей необ-
ходимо, чтобы они работали в узком диапазоне изменения ско-
ростных режимов Ди при всех возможных нагрузках. Двигате-
ли, работающие на винт (судовые, авиационные), имеют
режимы, обусловленные винтовыми характеристиками потре-
бителя.
При создании системы автоматического регулирования не-
обходимо оценить устойчивость заданного равновесного режи-
ма двигателя, зависящую от взаимного протекания соответ-
ствующих статических характеристик. Так, например, если
в результате каких-то возмущений равновесный скоростной ре-
Рис. 281. Скоростные ха-
рактеристики двигателя
и потребителя:
1 -4-характеристики двига-
теля ; I - IV-характеристики
лснребителя
344
Рис. 282. Устойчивость ре-
жимов работы двигателя:
_ - скоростного; б-теплово-
г г. • и ? - Ме = f (и); 2 - Мс =
= <ш); 3 - касательные к ха-
рактеристике Ме = f(л); 4-
каслтельная к характеристике
Л/с = fin); 6-2д = /(Г);
' 2охд = .ЛГ)
жим двигателя (точка В на рис. 282,а) оказывается нару-
шенным. то при новой частоте вращения пв>пв момент со-
противления Мс становится больше крутящего момента
двигателя Ме. вследствие чего частота вращения уменьшается
и установившийся режим восстанавливается.
На рис. 282.6 приведены тепловые характеристики двигате-
ля (кривая 6) и охладителя (кривая 7) в зависимости от темпе-
ратуры Т охлаждающей воды. Условие (232) выполняется
в точке Тв (равновесный р жим). При увеличении температуры
Тв охлаждающей воды на АТ отвод теплоты от охладителя
возрастает (точка Л), а подвод теплоты от двигателя умень-
шится (точка С). Вследствие этого температура охлаждающей
воды понижается, и равновесный режим восстанавливается.
Установившийся режим, восстанавливаемый двигателем без
воздействия на орган управления, называется устойчивым (по-
ложительное само выравнивание). Если характеристика момен-
та сопротивления точки режима (кривая 2, рис. 282, а) будет
иметь меньший наклон, чем характеристика двигателя (кривая
5), то режим окажется неустойчивым (отрицательное самовы-
равнивание).
Устойчивость режимов работы двигателя можно оценить
количественно. Она зависит от дисбаланса А (AM) = АМС —
— АМе, вызванного определенным отклонением частоты вра-
щения Ан от установившейся (рис. 282, а) или дисбаланса
A (Аб) = А^охл + Абд в системе охлаждения (рис. 282, б). Поэто-
му для оценки устойчивости режима работы двигателя могут
быть использованы отношения
Ед = А (AM) /Асо = (АМС - AMJ /Асо	(237)
или
Ft = А(А0/АТ= (Абохл + Абд)/АТ,	(238)
называемые факторами устойчивости двигателя.
Приращение момента АМе при изменении угловой скорости
на Асо может быть найдено путем разложения функции Ме —
=/(со) в ряд Тейлора. После замены с/со на конечное малое при-
ращение Асо
4	сМе А д2Ме Аса2
Ме + \Ме = Ме + ——Асо + ——-----— + ....
ссо ссо 2!
Если отклонение Асо от равновесного значения, характери-
зуемого точкой В, мало, то членами разложения в ряд со вто-
рой и более высокими степенями Асо можно пренебречь, и тог-
да АМе = (дМе /бсо) Асо и аналогично
АМС — (дМс /бсо) Асо.
(239)
Алгебраический знак
и значение фактора устой-
чивости двигателя харак-
теризуют устойчивость
его равновесного режима
(при Ед > 0-устойчивый,
при Ед < 0-неустойчи-
вый).
Проведенное упрощение называют линеаризацией. После
подстановки выражений (239) в формулу (237) получаем
Ед = бМс/бсо — дМе/да>.	(240)
В результате разложения в ряд Тейлора и последующей ли-
неаризации функций 2Д =f(T) и бохл = /(^) (Рис- 282,6) и после
345
подстановки в выражение (238) получаем F;— dQoxn /дТ—
- dQn/dT> При Ft>0 двигатель обладает положительным те-
пловым самовыравниванием.
§ 3.	Необходимость установки
на двигателе
автоматических регуляторов
В зависимости от заданных условий работы к двигателям
предъявляют различные требования.
Если принять, что точка В (см. рис. 281) характеризует но-
минальный режим работы двигателя, а Ди-допустимое изме-
нение частоты вращения при уменьшении нагрузки, то легко
убедиться в том, что даже незначительное уменьшение нагруз-
ки (переход с характеристики III на характеристику IV) вызы-
вает изменение частоты вращения, выходящее за намеченную
границу (т. е. новый режим работы устанавливается в точке BY).
Для поддержания заданного диапазона частот вращения сле-
дует при указанном изменении нагрузки перейти на новую ча-
стичную характеристику 2 двигателя, тогда новый режим уста-
новится в точке С. Однако для перехода на частичную
характеристику 2 следует по мере незначительного увеличения
частоты вращения воздействовать на орган управления двига-
теля и перемещать его в сторону уменьшения подачи топлива.
Такое изменение подачи топлива обеспечивается автоматиче-
ским регулятором. В стационарных условиях двигателю за-
дается один скоростной режим, поэтому автоматический регу-
лятор должен быть однорежимным и во многих случаях
прецизионным (повышенной точности).
При работе дизеля на гребной винт резкое уменьшение на-
грузки приводит к увеличению угловой скорости почти при
всех положениях органа управления до пересечения характери-
стики предела дымления. Поэтому каждый дизель, устано-
вленный на судне, должен быть оборудован автоматическим
предельным регулятором.
Если судовые двигатели длительное время работают с угло-
вой скоростью меньше номинальной (например, рыболовные
суда), то необходима установка автоматических регуляторов,
которые называют всережимными.
Сопоставление скоростных (внешней и частичных) характе-
ристик карбюраторного двигателя со скоростными характери-
стиками транспортных средств (автомобилей, тракторов и др.)
показывает, что в транспортных условиях карбюраторный дви-
гатель может работать без автоматического регулятора скоро-
сти.
Необходимость установки предельного автоматического ре-
гулятора на дизеле остается справедливой и для транспортных
условий работы. Свойство топливного насоса с золотниковым
дозированием увеличивать подачу топлива с повышением угло-
вой скорости сохраняется и при малых угловых скоростях.
Вследствие этого с увеличением угловой скорости медленно
возрастают как индикаторный крутящий момент дизеля, так
и момент сил внутренних сопротивлений. Поэтому режимы ра-
боты дизеля на холостом ходу с малой угловой скоростью мо-
гут быть или малоустойчивыми, или неустойчивыми. В обоих
346
случаях установка автоматического регулятора угловой скоро-
сти для работы на режиме холостого хода необходима.
Таким образом, на транспортных дизелях необходимо уста-
навливать автоматический регулятор, работающий по крайней
мере на двух скоростных режимах-номинальном и минималь-
ном. Такой регулятор называется двухрежимным. Однако, как
правило, на транспортный дизель устанавливают всережимный
регулятор, который управляет работой двигателя на всех ско-
ростных режимах.
Специальные экспериментальные исследования показали,
что при температуре 85-90°С эффективная мощность двигателя
при прочих равных условиях оказывается наибольшей, а износ
трущихся поверхностей уменьшается по мере увеличения тем-
пературы также до 85-9О°С. Дальнейшее повышение темпера-
туры заметных результатов не дает. Следовательно, системы
охлаждения двигателей необходимо оборудовать одноре-
жимным автоматическим регулятором, обеспечивающим тем-
пературу охлаждающей воды в пределах 85-90°С. В тех слу-
чаях, когда охлаждение двигателя осуществляется забортной
водой, ее температура не должна превышать 65°С во избежа-
ние интенсивного образования накипи.
В системах охлаждения тепловозных двигателей иногда вы-
бирают повышенные значения температуры охлаждающей во-
ды для сокращения размеров радиаторов.
§ 4.	Автоматические регуляторы прямого
действия
Автоматические регуляторы прямого действия устанавли-
вают на быстроходных двигателях малой и средней мощности.
Автоматические регуляторы частоты вращения (угловой
Рис. 283. Схема механиче-
ского чувствительного эле-
мент* регулятора:
1 - пружина,	2 - муфта;
3 -груз; 4 и 7-тяги; 5 -рычаг
управления; б-рычаг регуля-
тора ; 8 - рейка топливного на-
соса ; 9 - топливный насос;
10 траверса
347
скорости) прямого действия используют в качестве пре-
дельных, двухрежимных, всережимных и прецизионных.
Предельные регуляторы включаются в работу только при
превышении валом двигателя номинальной угловой скорости.
Для этого пружину 1 регулятора (рис. 283) устанавливают с та-
кой предварительной деформацией, которая обеспечивает на-
чальную силу пружины, достаточную для преодоления центро-
бежных сил грузов 3 на всех скоростных режимах до
номинального включительно. При превышении номинальной
угловой скорости муфта 2 перемещает рейку 8 в сторону
уменьшения подачи топлива независимо от положения рычага
5 управления. Крутящий момент двигателя при этом изменяет-
ся в соответствии с регуляторными характеристиками (рис.
284, а).
Регулирование двух скоростных режимов в транспортных
условиях может быть осуществлено двухрежимным регулято-
ром с пружинами, установленными с различными предвари-
тельными деформациями.
Всережимные механические регуляторы имеют переменную
или постоянную предварительную (начальную) деформацию
пружин.
К первому типу относят регулятор топливного насоса
УТН-5 и регуляторы, устанавливаемые на дизелях 64 15/18
и ЯМЗ-238 (рис. 285) и др. При повороте рычага 7 в сторону
минимальной предварительной деформации пружины 5 устана-
вливается наименьшая сила ее натяжения. При частоте враще-
ния nmjn центробежная сила грузов уравновешивает силу мини-
мальной предварительной деформации пружины, поэтому при
дальнейшем увеличении частоты вращения п > Hmin пружина
растягивается и рейка перемещается в сторону выключения
подачи топлива (см. рис. 284, б характеристика 5). Если необхо-
димо повысить частоту вращения, рычаг 7 (рис. 285) поворачи-
вают, увеличивая предварительную деформацию пружины (или
пружин) регулятора. В зависимости от выбранного положения
рычага 7 деформация пружин под действием центробежных сил
грузов может начаться в точках А (см. рис. 284,6) или В и т.д.,
которые будут являться начальными точками новых регуля-
торных характеристик 6 и 7. Максимальная предварительная
деформация пружин рассчитана так, что растяжение их под
действием центробежных сил начинается только при достиже-
нии номинальной частоты вращения (см. рис. 284,6, точка С).
Недостатком всережимных регуляторов с переменной пред-
варительной деформацией пружин является то, что иногда
большая сила пружин нагружает весь механизм регулятора.
От этого недостатка свободны всережимные регуляторы
с постоянной предварительной деформацией пружины (рис.
286, а). Кинематическая связь муфты с рейкой рассчитана таким
образом, что при полном ходе рейки Сп — Сл (рис. 286, в) муф-
та 17 проходит только часть своего хода (В2 — Вг, В2 — В3,
В- В5). При необходимости увеличить регулируемую угловую
скорость рычаг 19 управления и связанный с ним рычаг 1 (ОЛ)
следует повернуть так, чтобы рычаг 9 повернулся относительно
опоры 3 и переместил рейку поводком 13 в сторону увеличения
подачи топлива. При этом регулируемая угловая скорость уве-
личится, так как для перемещения рейки в сторону выключения
Рис. 284. Характеристики
дизеля с регуляторами:
а - предельным; о - веере-
жимным; 1 -внешняя харак-
теристика; 2-4 частичные
характеристики; 5-8- регуля-
торные характеристики
Рис. 285. Автоматический
всережимный регулятор
прямого действия дизеля
ЯМЗ-238 с переменной
предварительной деформа-
цией пружин:
/ траверса; 2-грузы; 3-му-
фга; 4 и 6-рычаги; 5-пру-
жина; 7-рычаг натяжения
пружины; Я-тяга рейки то-
пливного насоса; 9-привод-
ной вал; 10- повышающая
передача
348
Рис. 286. Всережимный ав-
томатический регулятор
насосов 4ТН и 6ТН:
а -конструкция; б-схема
обеспечения всережимности
механизмом управления;
в-схема деформации пружин
при различных положениях
рычага управления; 1 -рычаг;
2, 6 и 7-пружины; 3-вал ры-
чага управления; 4, 10, 21
и 22-упоры; 5-вал регулято-
ра; S-корпус; 9-рычаг регу-
лятора; 11 -призма обогати-
теля ; 12 - ось обогатителя;
13 -поводок к рейке топлив-
ного насоса; 14 -траверса;
И-повышающая передача;
76-груз; 77-муфта; 75-опо-
ра рычага регулятора; 7 9 - ры-
чаг управления; 20-сектор
подачи топлива центробежные силы грузов 16 должны увели-
чиваться. преодолевая усилие пружины регулятора.
Максимальный и минимальный регулируемые режимы (ре-
гуляторные характеристики) ограничиваются упорами соответ-
ственно 21 и 22. Возможность поворота рычага 19 для устано-
вления таких режимов при соприкосновении с одним из упоров
сектором 20 без деформации пружин 6 и 7 обеспечивается на-
личием в механизме управления (рис. 286,6) пружины 2, кото-
рая в этих случаях деформируется, и рычаг 1 временно отстает
при повороте от рычага 19. Это отставание исчезает по мере до-
стижения грузами 16 заданной угловой скорости. При этом
пружины 6 и 7 деформируются под действием центробежных
сил грузов 16, а не при повороте рычага 19.
При малых скоростных режимах работает только наружная
пружина 7 [рис. 286, в, участок Ву — Вг или 1-2 характеристики
Е = Затем при больших скоростных режимах включается
349
в работу внутренняя пружина 6 [участок В3 — В5 или 2-3 харак-
теристики Е = f(z)J. Такое постепенное включение в работу пру-
жин регулятора обеспечивает требуемую точность поддержания
регулятором заданного скоростного режима в широком диапа-
зоне, значений частоты вращения коленчатого вала.
[На транспортных дизелях иногда применяют пневматиче-
ские всережимные регуляторы. К недостаткам таких регулято-
ров следует отнести создаваемое дроссельной заслонкой до-
полнительное сопротивление на впуске, которое несколько
снижает коэффициент наполнения двигателя.
Увеличению количества токсических составляющих, содер-
жащихся в отработавших газах двигателей, способствует при-
менение автономного газотурбинного наддува. Турбокомпрес- -
сор имеет значительно большую инерционность, чем топливо-
подающая аппаратура. Поэтому при повышении нагрузки
автоматический регулятор скорости достаточно быстро реаги-
рует на изменение режима работы и увеличивает цикловую
подачу топлива, в то время как турбокомпрессору требуется
больше времени для приведения цикловой подачи воздуха в со-
ответствие с цикловой подачей топлива.
Рассогласование подач топлива и воздуха приводит к непол-
ноте сгорания топлива и, как следствие, к увеличению токсиче-
ских компонентов в отработавших газах. В связи с этим возник-
ла необходимость автоматического согласования подач воздуха
и топлива.
Решается эта задача двумя путями. Первый из них преду-
сматривает при увеличении нагрузки дополнительную интенси-
фикацию разгона ротора турбокомпрессора 1-2 в результате
подачи сжатого воздуха из баллона 6 через сопла 3 на лопатки
компрессора 2 (рис. 287, а). Импульс изменения нагрузки вос-
принимается в таких системах специальным датчиком, который
через усилитель (трансформатор) вырабатывает командный
сигнал, замыкающий или размыкающий контакты реле для
включения или выключения электромагнита 5 и связанного
с ним клапана 4, управляющего подачей воздуха из баллона
6 к соплам 3. Однако не всегда необходимо стремиться к ин-
тенсификации увеличения подачи воздуха в соответствии с по-
вышением цикловой подачи топлива, тем более, что это приво-
дит к необходимости дооборудования силовой установки
такими новыми элементами, как баллон 6, периодически запол-
няемый сжатым воздухом, клапан 4 и др. В тех случаях, когда
не требуются высокие динамические качества двигателя, можно
использовать второй путь - замедление роста цикловой подачи
топлива до согласования с количеством воздуха, подаваемого
турбокомпрессором. Для осуществления этой задачи автомати-
ческий ч регулятор скорости (рис. 287,6) дополняют чувстви-
тельным элементом 8 давления. При повышении нагрузки сни-
жается частота вращения коленчатого вала и, следовательно,
грузов 12 чувствительного элемента 7 скорости. Рычаг И под
действием пружины 13 при заданном положении рычага упра-
вления поворачивается против часовой стрелки и через рычаг
10 перемещает рейку 9 вправо-в сторону увеличения цикловой
подачи топлива. Однако положение точки А опоры рычага
определяется чувствительным элементом 8 давления наддува рк:
чем меньше рк, тем левее точка Л, определяющая диапазон
350
1
^5
Рис. 287. Схемы автома-
тического согласования
подачи воздуха и топлива
в дизелях с турбонаддувом:
a-ускорением разгона турбо-
компрессора; б-замедлением
увеличения подачи топлива
Рис. 288. Электрический
(электронный) регулятор
частоты вращения
перемещения рейки 9 при повороте рычага 11. По мере разгона
ротора турбокомпрессора точка А перемещается вправо и ци-
кловая подача топлива увеличивается, однако коэффициент из-
бытка воздуха не уменьшается^
В настоящее время значительно повысился интерес к созда-
нию для двигателей внутреннего сгорания электрических
и электронных регуляторов частоты вращения.
Датчиком частоты вращения в таком регуляторе может слу-
жить тахогенератор 2, ротор которого жестко связан с кулач-
ковым валом топливного насоса 2 (рис. 288). При снижении на-
грузки и увеличении частоты вращения тахогенератор подает
сигнал в электронный блок управления 6. В этот же блок по-
дается сигнал Ко, задающий скоростной режим. В результате
сравнения сигналов от тахогенератора и сигнала Vo в элек-
тронном блоке 6 вырабатывается управляющий сигнал, вос-
принимаемый исполнительным механизмом в виде электромаг-
нита 4, сердечник которого жестко связан с рейкой
3 топливного насоса 2. Устойчивость задаваемых режимов
обеспечивается обратной связью, создаваемой потенциометром
5 в зависимости от положения рейки 3, определяемого ползун-
ком потенциометра.
Электронный блок 6 позволяет корректировать управляю-
щий сигнал по некоторым другим параметрам, учет которых
повышает качество работы системы автоматического регулиро-
вания. К числу таких сигналов можно отнести следующие:
-поддерживающий требуемый статизм регуляторной харак-
теристики; V2-обеспечивающий требуемый наклон корректор-
ной ветви внешней скоростной характеристики;
У3 - обеспечивающий обратный наклон внешней характеристи-
ки при скоростных режимах, меньших скоростного режима при
максимальном крутящем моменте; ^-обусловливающий
меньший наклон регуляторной характеристики на режимах,
близких к режиму холостого хода; V5 -учитывающий давление
наддува или давление внешней среды; V6-учитывающий тем-
пературу внешней среды и т. д. Электронный блок 6 по опреде-
ленной программе суммирует все поступающие сигналы и на
их основе корректирует управляющее воздействие на то-
пливный насос.
В некоторых электронных системах управления в качестве
управляемого объекта выбирают не топливный насос высокого
давления, а непосредственно форсунку, игла которой связана
с сердечником электромагнита.
Применение микропроцессоров для формирования элек-
тронных блоков управления делает их более компактными
и обеспечивает при выработке управляющего воздействия вы-
полнение достаточно сложных вычислений для оптимизации
процессов регулирования. Повышение надежности и качества
элементов, входящих в электрические (электронные) регуля-
торы, позволит значительно расширить их применение для ав-
томатического регулирования двигателей.
Для регулирования угловой скорости коленчатого вала
можно использовать зависимость давления топлива после под-
качивающего насоса 4 от угловой скорости ротора (рис. 289).
При увеличении угловой скорости давление топлива в канале
В возрастает, груз-золотник 2 смещается, что приводит к повы-
351
Рис. 289. Схема гидравли-
ческого всережимного ре-
гулятора с грузом-золотни-
ком:
1 - ротор; 2 - груз-золотник;
3 - пружина; 4 - подкачиваю-
щий насос; 5 - перепускной
клапан; 6 - цилиндр регулято-
ра; 7-поршень; 8-пружина
регулятора; 9-рычаг упра-
вления; 10 -дозирующий ор-
ган; 11 -топливный насос;
Л-внутренняя полость рото-
ра; Б- выпускной канал;
В-впускной канал
шению давления топлива в полости А и рабочем цилиндре
6 регулятора. Поршень 7 смещается, деформируя пружину 8,
и перемещает дозирующий орган 10 топливного насоса в сто-
рону уменьшения подачи топлива. Возможность изменения
предварительной деформации пружины 8 рычагом 9 управле-
ния делает этот регулятор всережимным.
Для исключения зависимости настройки скоростного режи-
ма двигателя от вязкости рабочей жидкости (т. е. от ее темпера-
туры) в гидравлическом регуляторе используют груз-золотник,
который при уменьшении или увеличении вязкости топлива ав-
томатически изменяет проходные сечения каналов Б и В таким
образом, что давление топлива в полости А поддерживается
только в зависимости от скоростного режима двигателя.
Прецизионными регуляторами прямого действия называют
такие регуляторы, которые обеспечивают высокую точность
поддержания заданного скоростного режима. В качестве при-
мера рассмотрим регулятор Р-11М (рис. 290). Регулятор имеет
Рис. 290. Прецизионный
регулятор Р-11М:
а-конструкция; б-схема уп-
руго присоединенного порш-
ня катаракта и механизма на-
стройки степени неравномер-
ности; 1 - рукоятка настройки
скоростного режима; 2 - винт;
3 - тарелка пружины; 4 - ры-
чаг регулятора; 5 -груз;
6 - пружина	регулятора ;
7 - муфта;	8 - повышающая
передача; 9-поводок; 10
и 18 -пружины; 11 -поршень
катаракта; 12-игла настрой-
ки катаракта; 13 -рейка то-
пливного насоса; 14 и L6-ры-
чаги выключения подачи
топлива; 15-подвижная опо-
ра; 17-рычаг настройки сте-
пени неравномерности
352
Рис. 291. Чувствительный
элемент с импульсами по
скорости и ускорению:
1 -звездочка (траверса);
2-груз; 3-вал регулятора
4 3 2 1
Рис. 292. Схема предель-
ного дроссель-регулятора:
1 -серьга; 2-стакан; 3-пру-
жина ; 4 - регулировочная гай-
ка; 5 -колпачок; 6 - втулка-
опора пружины; 7 и 9-упо-
ры; 8 -дроссельная заслонка
I
Ш
Рис. 293. Схема термоста-
та:
I корпус; 2-клапан подачи
воды к радиатору; 3-силь-
фон; 4 -пружина; 7-к радиа-
тору; II-из двигателя;
777-на перепуск
устройство, допускающее изменение наклона регуляторной ха-
рактеристики. К верхней части рычага 4 присоединен поводок,
связанный со специальной дополнительной пружиной 18, поло-
жение которой определяется рычагом 17. При горизонтальном
положении пружины 18 ее приведенная жесткость суммируется
с жесткостью пружины 6, что вызывает увеличение изменения
частоты вращения в пределах одной регуляторной характери-
стики. По мере поворота пружины 18 из горизонтального по-
ложения в вертикальное ее жесткость, приведенная к муфте,
уменьшается, а регуляторная характеристика приближается
к вертикальной линии. В связи с этим появляется опасность не-
устойчивой работы системы. Чтобы избежать этого, регулятор
Р-11М имеет упруго присоединенный катаракт.
При движении рычага 4 поршень 11 катаракта отстает, по-
этому приведенная к муфте жесткость пружины 10 суммирует-
ся с жесткостью пружины б. Это обеспечивает временное повы-
шение суммарной жесткости пружин и, следовательно, времен-
ное увеличение отклонения регуляторной характеристики от
9 вертикальной линии, что способствует повышению устойчиво-
сти заданного режима. После окончания процесса регулирова-
ния поршень 11 постепенно перемещается в положение, при ко-
тором пружина 10 не нагружена, и действие катаракта
прекращается. Регуляторы такого типа устанавливают на ди-
зель-генераторах.
Стремление увеличить скорость срабатывания регулятора
обусловливает в некоторых случаях применение одновременно
с регулированием по скорости (частоте вращения) других прин-
ципов регулирования и, в частности, регулирования по ускоре-
нию или по нагрузке.
Совместное регулирование в зависимости от изменений
угловой скорости и углового ускорения может быть осущест-
влено при помощи чувствительного элемента (рис. 291), обла-
дающего свойством двойного импульса (по скорости и ускоре-
нию). Импульс по ускорению появляется вследствие введения
угла (а>0°) скоса прорези в звездочке (траверсе) 1. Например,
при ускорении скошенные пазы звездочки воздействуют на
грузы 2 таким образом, что перемещают их в сторону увеличе-
ния радиуса вращения.
Функции автоматического регулятора иногда выполняют
узлы или детали, органически входящие в конструкцию топлив-
ного насоса. Эти узлы называют встроенными регулято-
рами.
На рис. 292 показана схема предельного дроссель-регулято-
ра, используемого на карбюраторных двигателях с повышен-
ной предельной угловой скоростью. Воздух, проходящий через
впускной трубопровод, воздействует на скошенную поверх-
ность дроссельной заслонки 8, вследствие чего возникает мо-
мент, стремящийся закрыть ее. Противодействующий момент
создается пружиной 3.
Для регулирования температуры охлаждающей воды в ка-
честве автоматических регуляторов прямого действия приме-
няют термостаты (рис. 293). По мере увеличения температуры
воды, выходящей из головки цилиндров двигателя, сильфон
3 деформируется изменяя расход воды через сечение, открывае-
мое клапаном 2.
353
§ 5.	Статические характеристики
автоматических регуляторов
прямого действия
Любое равновесное положение муфты регулятора опреде-
ляется условием статического равновесия действующих на нее
сил. Все силы, действующие на муфту, могут быть сведены
к двум силам: восстанавливающей Е и поддерживающей Асор.
В качестве восстанавливающей силы Е, приведенной к оси
движения муфты, используют в основном силу упругости
F пружины. Если 8z-элементарное перемещение муфты,
а 8у-соответствующая деформация пружины, то из условия
равенства работ E8z = F&y, откуда E — F (Sy/bz).
Значение восстанавливающей силы Е зависит от положения
муфты z и положения ф рычага управления:
£=/(г;ф),
(241)
поэтому на графике появляется семейство кривых (рис. 294, а,
штриховые кривые), соответствующих различным положениям
рычага управления ф.
В пневматических и гидравлических чувствительных элемен-
тах восстанавливающая сила создается также в основном пру-
жиной, на которую опирается диафрагма.
В процессе работы появляется сила, которая в зависимости
от величины регулируемого параметра (угловой скорости)
удерживает муфту в некоторых промежуточных равновесных
положениях. Такая сила называется поддерживающей. В меха-
нических чувствительных элементах (см. рис. 283) поддержи-
вающей силой является приведенная к муфте центробежная си-
ла грузов
Pv = mrru)p,	(242)
где тг- масса грузов; г-расстояние центра тяжести груза от
оси вращения; <ор-угловая скорость грузов регулятора.
Выражение (242) справедливо только для грузов, масса ко-
торых может быть принята сосредоточенной в его центре
тяжести.
Воздействие центробежных сил Pv грузов на муфту может
быть заменено действием одной поддерживающей силы Аюр,
приложенной к муфте и действующей по оси движения. Из ус-
ловия равенства работ центробежных сил грузов, перемещаю-
щихся в направлении действия сил Pv на 8г, и поддерживающей
силы А©р, приложенной к муфте, перемещающейся на 8z,
krPv8r = А<ор8г (где кг-число грузов чувствительного элемен-
та).
После подстановки в последнюю формулу выражения (242)
получаем Асор = krmrr(op(8r/8z).
Отсюда инерционный коэффициент
А = кгтгг (8r/8z) =f(z).	(243)
Таким образом, в механическом чувствительном элементе
A®^/(z; сор).	(244)
Рис. 294. Характеристики
механического чувстви-
тельного элемента:
о-при различных предвари-
тельных деформациях пру-
жины регулятора и угловых
скоростях грузов; б - при
одной предварительной де-
формации пружины и одном
значении угловой скорости;
----характеристики Л<0р =
= f (z) при постоянных угло-
вых скоростях;----характе-
ристики Е — f (z) при посто-
янных начальных деформаци-
ях пружины
354
*1	_____V*
z
Рис. 295. Статические ха-
рактеристики чувствитель-
ного элемента при раз-
личных положениях ф ры-
чага управления (разных
начальных деформациях
пружины)
I
е
Алгебраический знак
и значение фактора устой-
чивости регулятора харак-
теризуют устойчивость
равновесного положения
его муфты (при Гр >
> 0-устойчивое,	при
Гр < 0-неустойчивое).
Поддерживающая сила пневматического чувствительного
элемента, создаваемая диафрагмой,
Л<Ор = Уд/дЛРд,
где уд-коэффициент использования площади диафрагмы,
уд « 0,8; /д-полная площадь диафрагмы; Дрд-перепад давле-
ния в камерах регулятора.
При постоянной угловой скорости муфта будет удерживать-
ся в положении равновесия (не будет перемещаться) только
в том случае, если силы Е и Лор взаимно уравновешиваются,
т. е.
Г — ЛсОр = 0.	(245)
Определение равновесных положений муфты путем совме-
щения характеристик Е = f(z) и = f (z) при различных
угловых скоростях позволяет найти связь между равновесными
положениями z0I муфты и соответствующими угловыми скоро-
стями copj и, следовательно, построить зависимость z =/((0р),
называемую статической характеристикой чувствительного
элемента .(рис. 295) или равновесной кривой.
Работа всережимных механических регуляторов с перемен-
ной предварительной деформацией пружины характеризуется
рядом равновесных кривых, соответствующих характеристи-
кам восстанавливающей силы Е —f(z) при ф = const (см. рис.
294, а, штриховые кривые).
§ 6.	Устойчивость режимов работы
регулятора
При работе устойчивость регулятора зависит от взаим-
ного расположения характеристик восстанавливающей и под-
держивающей сил. Если в точке равновесного положения муф-
ты угол ot£ характеристики восстанавливающей силы больше
угла ал характеристики поддерживающей силы (см. рис. 294, б),
то при отклонении муфты появляется сила, возвращающая му-
фту в исходное положение. Такое равновесное положение
является устойчивым и оценивается отношением, называемым
фактором устойчивости,
Fp= [ДЕ-A(Aco£)]/Az,	(246)
где АЕ — А (Ла>р) - разность приращений восстанавливающей
и поддерживающей сил при перемещении муфты от положения
равновесия на Az.
В результате разложения в ряд Тейлора зависимостей (241)
и (244) при юр == const и линеаризации АЕ = (dE/dz)Az и
Л (Люр) = (Op (dA/dz) Az.
После подстановки полученных выражений в формулу (246)
получаем
Fp = dE/dz-ctyA/dz.	(247)
Отрицательные значения Fp имеют автоматы безопасности,
355
муфты которых при достижении определенного скоростного
режима перемещаются из одного крайнего положения в другое,
выключая таким образом подачу топлива.
§ 7.	Статический расчет автоматических
регуляторов прямого действия
Если zmax соответствует полностью разведенным грузам
при максимальной угловой скорости сор тах (подача топлива на-
сосом выключена), a zmjn-положению муфты при полностью
сведенных грузах, имеющих минимальную угловую скорость
min (подача топлива максимальная), то разность сортах —
— top min характеризует неравномерность работы регулятора,
а отношение
5 — (top max — top min)/top,ср,
(248)
где top.cp = 0,5(сортах + topmin), называют степенью неравномер-
ности регулятора, характеризующей наклон его статической
характеристики.
Всережимные регуляторы поддерживают скоростные ре-
жимы в широком диапазоне, поэтому одной из важнейших ха-
рактеристик их работы является закон изменения степени не-
равномерности в зависимости от изменения регулируемого
скоростного режима, т.е. 5 =/(сорхр).
Рассмотрим наиболее простой случай, когда характеристики
восстанавливающей Е' и поддерживающей Ссор сил, приве-
денных к центру тяжести груза, являются прямыми линиями.
На рис. 296 показаны характеристики всережимного регулято-
ра с переменной предварительной деформацией пружины, при-
чем по оси абсцисс отложена координата г-радиус вращения
центра тяжести груза. В зависимости от угловой скорости под-
держивающая сила Ссор = тггсор в координатах г, Ссор предста-
вляет собой прямую линию, выходящую из начала координат.
При смене скоростного режима изменяется только предва-
рительная деформация пружины, поэтому характеристики
восстанавливающей силы Е' являются параллельными прямы-
ми. Постепенно увеличивая предварительную деформацию пру-
жины, т. е. перемещая характеристику восстанавливающей силы
Ef параллельно вверх, можно подобрать такую деформацию,
при которой характеристика Е' = f(r) всеми точками совпадает
с характеристикой Ссор —f(r) поддерживающей силы при сор =
= соро. Так как в этом случае любому положению муфты со-
ответствует одна и та же угловая скорость соро грузов, вы-
бранный режим является астатическим.
Из равенства заштрихованных треугольников на рис. 296
следует, что ДЕз4 = ДЕ(2, причем Д£3'4 = Е4 — Е$ и ДЕ(2 =
= e2'-e;.
Если через гср обозначить средний радиус расположения
грузов, то
E; = mTai,o(rcp + 0,5Rn)-, Т3'= тгИр0(гср — 0,5Кп); )
)	(249)
Ез = тг<вр2 (rcp + 0,5Кп); Е[ = mrcopi (rCp - 0,5Кп), J
Степень неравномерно-
сти характеризует статизм
работы регулятора, т. е.
изменение регулируемого
параметра в пределах
одной регуляторной ха-
рактеристики.
деформацией пружины:
I -copl = const; Н-(йр2 ~
= const; III - (Оро = const;
— -характеристика Е' =
= f (г);----характеристика
= f(r)
356
Рнс. 297. Степень неравно-
мерности всережимного ре-
гулятора :
j - механического; б-пневма-
тического
где ЯГ1 -полное перемещение грузов, соответствующее переме-
щению муфты и рейки топливного насоса от полной подачи
топлива до ее прекращения, Rn = rmax — rmjn.
С учетом выражений (249) ДЕ3'4 = mr<OpORn и ДЕ/2 =
= тггср(и^ -	) + 0,5mrRri(<£>p2 + <nPi).
Следовательно.
®ро^п =	— ®pi) Q-5.Rn(^p2 З- ®pi)*	(250)
Для выбранной деформации пружин в соответствии с фор-
мулой (248) сор2 = сОрср(1 + 0,58); сор1 == (Орхр (1 — 0,58), поэтому
после замены сор2 и шр1 в уравнении (250) и деления на Юр.Ср по-
лучим уравнение для определения степени неравномерности
всережимного механического регулятора
52 + 8 (гСр/Кп)5 + 4 [1 - (сора /<ор.ср)2] = 0,
откуда
5 = (4гср/Кп) {]/l + [K2/(4r2p)](a20/a2cp-l) - 1}.	(251)
В зависимости от (Вр.Ср и соотношения конструктивных раз-
меров /гср формула (251) может быть представлена семей-
ством кривых 8 =/(<Ор.ср/юрО) при (Кп /гСр) = const. С уменьше-
нием регулируемой угловой скорости сор.Ср степень неравномер-
ности всережимного механического регулятора увеличивается
(рис. 297, а).
Для определения степени неравномерности всережимного
пневматического регулятора следует установить зависимость
разрежения Лрд во впускном патрубке от угловой скорости.
При равновесном режиме количество воздуха Gn, поступающе-
го в патрубок из атмосферы, равно количеству воздуха GB, ухо-
дящему из патрубка в цилиндры двигателя, т. е. Gn = GB. При
тех разрежениях, которые имеются во впускном патрубке,
6п=и/Ч>Рв,	(252)
где ц/-эффективное проходное сечение у дроссельной заслон-
ки; wB -скорость воздуха у дроссельной заслонки;
рв-плотность воздуха, принимаемая постоянной в связи с не-
большими значениями скорости wB.
Скорость воздуха у дроссельной заслонки (как для несжи-
маемой жидкости)
wB = |/2Ард/рв.	(253)
Расход воздуха в цилиндры двигателя
Св = in ЦРвЧуюЛят),	(254)
где in-пиело цилиндров, обслуживаемых данным патрубком;
K/j-рабочий объем цилиндра; г|и-коэффициент наполнения;
г-тактность двигателя.
Приравняв выражения (252) и (254) и используя (253),
получим
Дрд = 0,5рв [|п Г/Дтп)]2 [г) кю/(ц/)]2.	(255)
357
Если пренебречь зависимостью г, у от со и ввести обозначе-
ние 0,5рв[*п^й/(яг)]2Т|^= Я, то формула (255) получит вид
Дрд = Вго2/(ц/)2.
(256)
Следовательно, при определенном значении ц/ максималь-
ная и минимальная угловые скорости соответствуют Ардтах и
Ap^niin •
t I Степень неравномерности для выбранной статической харак-
теристики чувствительного элемента определяется формулой
(248). Так как cowax = njV&Pnmax/B и amin = цД/ДРлтт/Д. то
= 2 (]/Дрд тах — |/Дрд min )/(|/А(Рд так + ]/АРдтт )•
При всех значениях pf крайние положения муфты zmjn и zmax
соответствуют всегда одним и тем же значениям Ардтш и
Ардтах? поэтому степень неравномерности всережимного пнев-
матического регулятора мало зависит (с учетом изменения
коэффициента наполнения rjy) от скоростного режима
(рис. 297, б). Это же положение справедливо и для гидравличе-
ского регулятора, если предварительная деформация пружины
8 (см. рис. 289) задаваемого скоростного режима остается
неизменной.
Автоматический регулятор в процессе работы должен пре-
одолевать усилие, необходимое для перемещения рейки топлив-
ного насоса. Если обозначить через FT такую силу, приведенную
к муфте регулятора, то на муфту чувствительного элемен-
та действуют вместо двух сил три. Так как сила, необхо-
димая для перемещения рейки, может иметь различное напра-
вление действия, то уравнение статического равновесия при-
нимает вид
A($-E±F-T = 0.	(257)
Из уравнения (257) могут быть определены два значения
угловой скорости грузов
<^ = /(Е-Ет)/А	(258)
И
<Op = j/(E + FT)/A,	(259)
причем оба они соответствуют одному и тому же положению
муфты z0, но (Op-при увеличении угловой скорости, а Юр-при
ее уменьшении. Таким образом, в интервале угловых скоростей
Шр — Шр чувствительный элемент не реагирует на изменение
угловой скорости вала регулятора, т. е. муфта неподвижна. По-
этому указанный интервал угловых скоростей называют
областью нечувствительности регулятора (рис. 298).
’ Для характеристики нечувствительности регулятора введено
понятие степени нечувствительности
£р = (сор “ Юр)/юр,	(260)
где Юр = 0,5 (сор + юр).
Если числитель и знаменатель формулы (260) умножить на
zmin Ze	Zmax 2
Рис. 298. Область нечув-
ствительности регулятора
358
(®р + о>рк а затем воспользоваться соотношениями (258) и (259),
то
£p = FT М®р) и £p = Ft/£. ь	(261)
Для уменьшения области нечувствительности автоматиче-
ского регулятора в его конструкцию или в его механизм приво-
да вводят повышенную передачу 8 от вала двигателя к валу ре-
гулятора (см. рис. 290). Это позволяет увеличить силу Е без
увеличения массы грузов.
Из формулы (261) видно, что с понижением угловой скоро-
сти вала регулятора степень нечувствительности регулятора
увеличивается.
При конструировании регулятора следует предусматривать
обильное смазывание трущихся поверхностей, сокращение чис-
ла таких поверхностей и замену, там где это возможно, трения
скольжения трением качения^
Свойство механического всережимного регулятора резко
увеличивать степень неравномерности и степень нечувствитель-
ности по мере уменьшения угловой скорости (см. рис. 297, а)
сужает диапазон всережимности такого регулятора, так как
в транспортных условиях степень неравномерности не должна
превышать примерно 40-45% на минимальном скоростном ре-
жиме. Следовательно, расширение диапазона работы регулято-
ра непосредственно связано с изменением характеристики 5 =
=/(юр.ср)-
При постоянных значениях Rn, гср и соро характеристикой
§ =/(©рср) является одна из кривых, изображенных на
рис. 297, а. Вид ее может быть изменен только в результате из-
менения одного из указанных параметров (гср, Кп или соро).
Увеличение радиуса гср или уменьшение Кп приводит к бо-
лее благоприятному протеканию характеристик 5 = /(<ор.Ср) (см.
рис. 297, а). Однако при увеличении гср увеличиваются габа-
ритные размеры чувствительного элемента, а при уменьшении
Rn усложняется конструкция регулятора.
Поэтому наиболее часто для расширения диапазона работы
всережимных регуляторов используется непостоянство астати-
ческой угловой скорости <оро. При астатическом режиме (см.
рис. 296) характеристики Е' =f(r) и Сюр = /(г) совпадают, по-
этому АЕ34 = тгКпшро и АЕ34 = сгКп (где сг- жесткость пру-
жины регулятора, приведенная к центру тяжести груза). Из ра-
венства полученных соотношений следует, что соро — |/^г/^г-
Переменность угловой скорости соро может быть достигнута
введением пружины переменной жесткости или нескольких
(две-три) последовательно включающихся в работу пружин (см.
рис. 287 и 289).
В настоящее время получают распространение всережимные
механические регуляторы с переменным наклоном пружины
(см. рис. 285). Приведенная к муфте жесткость пружины, от ко-
торой зависит восстанавливающая сила регулятора, тем мень-
ше, чем ближе ось пружины 5 к вертикали. При повороте рыча-
га 7 влево увеличивается предварительная деформация пру-
жины 5 и одновременно повышается жесткость пружины,
приведенная к муфте 5. Таким образом, можно обеспечить ра-
боту регулятора в необходимом диапазоне угловых скоростей
359
без увеличения степени неравномерности выше допустимой.
При статическом расчете всережимного механического регу-
лятора определяют массу его грузов, жесткости пружин
и строят статические характеристики. К расчету регулятора
приступают после выбора места расположения регулятора на
двигателе и построения кинематической схемы связи регулято-
ра с топливным насосом.
Практика расчета регуляторов автотракторных дизелей по-
казывает, что на номинальном режиме перестановочная сила
рейки на каждый плунжер FH~ 0,35-?0,45 Н. Полное сопроти-
вление насоса FA — iHFH (где iH- число секций).
Усилие, необходимое для перемещения рейки, приведенное
к муфте (см. рис. 283, точка В), FT = uninFH (где
ип — передаточное отношение от рейки к муфте).
В соответствии с формулой (261) необходимо оценить на
номинальном режиме степень нечувствительности (ер.НОм —
= 1,5-? 2%), тогда Fhom — Ft/ep,HOm- Если в первом приближении
принять, что вся масса груза сосредоточена в его центре тяже-
сти, то по условию равенства моментов F/2 = Е'Ц (см. рис. 283)
и, следовательно, в соответствии с уравнением статического
равновесия
Е = Pv = Сюр = /сгшггномсорном,	(262)
где Гном-радиус вращения центра тяжести груза на номиналь-
ном режиме.
Соотношение (262) позволяет определить требуемую массу
одного груза тт = Е / (/сггНОмС0р.ном)-
Перемещение рейки Ай от полной подачи топлива до вы-
ключения для выбранного топливного насоса известно, поэто-
му соответствующие перемещения муфты Az = нпАй и грузов
чувствительного элемента по радиусу Ar = AzZt /12,
Изменение регулируемого скоростного режима осущест-
вляют поворотом рычага управления. Крайние его положения
обусловливают полное перемещение муфты регулятора, ох-
ватывающее все скоростные режимы так, что zHOM = (4 -? 5) Az.
Тогда полное перемещение грузов по радиусу Еп =	//2.
Знание Rn> а также минимального радиуса вращения rmjn, ко-
торый определяют из конструктивных соображений при проек-
тировании грузов 3 и траверсы 10 (см. рис. 283), дает возмож-
ность определить rmax = rmin + Кп и гНОм = rmax ~ Аг.
По оси ординат откладывают восстанавливающую силу Е'
(рис. 299) и поддерживающую силу Са)р, а по оси абсцисс ра-
диус вращения грузов г. На номинальном радиусе Еном —
= ЕНом^2 /^1'
Для построения характеристики £нОМ =f(r) необходимо оце-
нить на номинальном режиме степень неравномерности
5(^7%), после чего на основании выражения (248) определяют
®р max = ^р.ном (2 + 5ном)/(2 - Зном) и на радиусе гтах находят
точку 4'. Прямая, соединяющая точки 4 и 4'. является характе-
ристикой Еном =/(Н при работе на номинальном скоростном
режиме.
Минимальная угловая скорость сор1 при полной нагрузке
должна быть задана, а радиус rmin, на котором располагается
Рис. 299. Характеристики
всережимных механиче-
ских регуляторов прямого
действия:
а и <> соошетственно с по-
стоянной и переменной пред-
варительной деформацией
пружин; --------характери-
стика Ь = f (г), — --харак-
теристика Ссор = f (г)
360
Рис. 300. Степени неравно-
мерности 5 и нечувстви-
тельности £р всережимных
механических регуляторов
прямого действия
при этом центр тяжести грузов, определяют при проектирова-
нии грузов и траверсы. Поэтому координату Ет'ш точки
I (рис. 299. а i рассчитывают по формуле (262) при подстановке
в нее rmm и сэр1. Обычно степень неравномерности при работе
на минимальном скоростном режиме 5х.х принимают в преде-
лах 40-45%. поэтому угловую скорость на режиме холостого
хода находят из выражения (0р.х.х = соР1 (2 + 5х х)/(2 — 5ХХ).
При угловой скорости (Ор.х.х грузы переместятся на радиус
^min + Аг. а ордината точки Г будет определяться формулой
(262), если вместо гном и сор.ном в нее подставить rmjn + Аг и
Ор.х.х- Прямая, соединяющая точки 1 и Г, является характери-
стикой Е' =f(r) при работе на минимальном скоростном режи-
ме, когда работает одна пружина. Точка А пересечения полу-
ченных характеристик определяет момент включения второй
пружины при работе регулятора с двумя пружинами. Для про-
верки достаточности двух пружин от точки А в обе стороны
откладывают по оси абсцисс величину Аг, определяют соответ-
ствующие угловые скорости и подсчитывают степени неравно-
мерности. Если они укладываются в допустимые границы, то
регулятор проектируют с двумя пружинами; если же границы
не выдерживаются, необходимо установить еще одну промежу-
точную пружину, в результате чего получаем промежуточную
характеристику 2-3 (рис. 299, а).
Момент включения промежуточной пружины (точка 2) опре-
деляют подбором, причем правильность выбора оценивают
с помощью графика, приведенного на рис. 300. Этот график
5 = /(сор) можно построить по данным“~графика Е' = f(r) (см.
рис. 299, а).
Если максимальные значения степени неравномерности 5 не
превосходят верхней ее границы, а минимальные находятся вы-
ше кривой £р = f ((Dp), то построенную на рис. 299, а характери-
стику Е' = f(r) можно считать удовлетворительной.
Таким образом, на участке 1-2 (см. рис. 299, а) работает од-
на пружина при перемещении муфты регулятора Azt = (г2 —
— Ггтп)12/11- На участке 2-3 совместной работы двух пружин
перемещение муфты Az2 = (r3 — r2)l2 /lt. На участке 3-4 со-
вместной работы трех пружин перемещение муфты Az3 =
— (гном — гз)12 lh • Следовательно, жесткость наружной пру-
жины сн = (Е2 — EJ/Az^ средней пружины сср =
= (£3 - E2)/Az2 = (Е2 - EJ/Azi и внутренней пружины св =
= (Еном ~ £з)/Аи3. Зная жесткость и деформацию пружины,
можно полностью рассчитать ее размеры.
Перемещение муфты Az у всережимного механического ре-
гулятора с переменной предварительной деформацией пру-
жины (см. рис. 285) является одновременно и полным переме-
щением муфты, поэтому zn = wnA/z и Rn = znl1 /12.
График поддерживающей Ссор и восстанавливающей Е' сил
таких регуляторов приведен на рис. 299,6. Характеристики 1-2.
3-4 и 5-6 относятся к случаю, когда работает одна пружина,
а характеристики 6-7, 8-9 и 10—11 -к случаю совместной ра-
боты двух пружин.
Проектирование всережимного пневматического регулятора
необходимо начинать с определения площади /тах допустимо-
го проходного сечения воздуха из условия определенного раз-
361
режения во впускном трубопроводе; практика показывает, что рд
при установке пневматического регулятора допустимым разре-
жением на номинальном режиме является
2* 10“3-4 • 10'3 МПа. После этого может быть найден диаметр
горловины диффузора из соотношения /тах =	- dBdT (где
dTдиаметр горловины диффузора; JB-диаметр валика дрос-
сельной заслонки).
Зная площадь /тах и параметры двигателя, для которого
проектируется регулятор, и оценив коэффициент расхода ц,
можно по формуле (256) при ц/ = Ц2/тах построить зависимость
разрежения в диффузоре от частоты вращения п при выбран-
ном (при помощи упора) максимальном открытии дроссельной
заслонки (кривая 1, рис. 301). В точке Л, соответствующей номи-
нальной частоте вращения, разрежение равно Ардном, ПРИ ко"
тором рейка находится в положении полной подачи. После вы-
бора степени неравномерности 8Н0М (5-7%) на номинальном
режиме определяют максимальную частоту вращения режима
холостого хода при максимальном открытии дроссельной за-
слонки Итах = Ином (2 + бдом) / (2 “ Зном).
Перпендикуляр, восстановленный из точки оси абсцисс, со-
ответствующей «max, пересекает характеристику 1 в точке В, со-
ответствующей разрежению Ард max, при котором рейка то-
пливного насоса находится в положении, обеспечивающем
nmLn пиом Пщах П
Рис. 301. Характеристики
пневматического всере-
жимиого регулятора:
1 и 2-соответственно при
максимальном (р./)тах и ми-
нимальном (ц/)min открытии
дроссельной заслонки
подачу топлива на режиме холостого хода.
Минимальная угловая скорость вала двигателя при работе
по внешней характеристике возможна только в том случае, ког^
да разрежение в диффузоре равно Ард.Ном (точка С, рис. 301).
По координатам точки С в соответствии с формулой (255)
определяют минимальное открытие дроссельной заслонки
м/min = /В"тш/Дрд.ном, после чего по формуле (256) при ц/=
= H/min строят кривую 2, являющуюся левой границей области
работы регулятора.
Диафрагмы всережимных пневматических регуляторов дви-
гателей обычно непосредственно связывают с рейкой топлив-
ного насоса, поэтому восстанавливающую силу ЕНом можно
определить по усилию перемещения рейки FT, т.е. ЕНом~
= ^т/ер.ном- По Еном и Ард.ном рассчитывают площадь диа-
фрагмы регулятора /д = ЕНом/(удАрд>ном). Следовательно,
^шах ~ Уд/д&Рд max •
Так как перемещение диафрагмы равно перемещению рейки
и деформации пружины регулятора, то жесткость пружины
определяют по отношению с — (Emax — Еном)/Ah, после чего
может быть проведен расчет пружины. <
§ 8. Автоматические регуляторы
непрямого действия
/ 
В конструкцию автоматического регулятора непрямого дей-
ствия включают усилительный элемент, как правило, гидравли-
ческий серводвигатель (рис. 302). Золотник 1 серводвигателя
управляет перемещением поршня 3. Перестановочная сила сер-
водвигателя зависит от давления масла в его системе и от ра-
бочей площади Sn поршня 3. Обычно диаметр поршня серво-
Рис. 303. Схема автомати-
ческого регулятора непря-
мого действия Р13М-1КЕ:
1 -рычаг серводвигателя;
2-кулачок системы остаточ-
ной степени неравномерно-
сти; 3-вал обратной связи;
4 и 14 -продольный и попе-
речный валы серводвигателя;
5 - поршень изодрома; 6 - ры-
чаг изодрома; 7 - муфта-зо-
лотник ; 8 и 36 - рычаги обрат-
ной связи; 9-чашка чувстви-
тельного элемента; 10- верх-
няя опора пружины; 11 - упор-
ная тарелка штока золотника;
12 и 20-рычаги ограничителя
нагрузки; 13-рукоятка ско-
ростных режимов; 15- тяга
к рейкам топливных насосов;
16-рычаг; 17-валик дистан-
ционного управления угловой
скоростью;	18- траверса;
19- масляный аккумулятор ;
21 - толкатель; 22 - зу бчатое
колесо толкателя; 23-зубча-
тое колесо автоматического
ограничителя нагрузки;
24-зубчатое колесо ручного
ограничителя нагрузки; 25
и 26-указатели ручного и ав-
томатического ограничителя
нагрузки; 27-указатель на-
грузки; 28-шариковый кла-
пан; 29-приводной вал регу-
лятора; 30-масляный насос;
31 -игла изодрома; 32-кор-
ректор изодрома; 33 -пор-
шень	серводвигателя;
34 - винт регулировки степени
неравномерности; 35 - эксцен-
трик ; 37 -серьга; 38 и 39 - груз
и пружина чувствительного
элемента; 40-упругая муфта
362
Рас. 302. Схемы гидравли-
ческих серводвигателей,
используемых в автомати-
ческих регуляторах скоро-
сти:
j-двойного действия; б-с
дифференциальным порш-
нем; в-простого действия;
j -со следящим поршнем;
; - золотник; 2-корпус серво-
двигателя; 3-поршень серво-
двигателя; 4-шток; 5-пру-
жина; А -масляные каналы;
Ь-сливной канал; В-канал
подвода масла
двигателя составляет dc^ 0,4£> (где D -диаметр цилиндра двига-
теля).
Площади проходных сечении масляных трубопроводов
определяют из условия неразрывности потока масла, причем
скорость движения масла выбирают в пределах 4-8 м/с.
Чувствительный элемент регулятора может быть рассчитан
по изложенной выше методике.
Автоматический регулятор (рис. 303), снабженный мас-
ляным серводвигателем, оборудуют различными вспомога-
тельными элементами, к числу которых относятся масляный
насос 30, масляный аккумулятор 19 и др. Особые требования
к смазочной системе предъявляют в реверсивных регуляторах,
так как подача масла должна происходить в одном и том же
направлении независимо от направления вращения зубчатых
колес насоса 30.
363
Рис. 304. Схема автомати-
ческого регулятора не-
прямого действия тепло-
возного дизеля 1 ОД 100:
/-пластина механизма упра-
вления; 2 и 24 -золотники;
Автоматические регуляторы непрямого действия приме-
няют на дизелях большой мощности. К числу таких регулято-
ров относятся всережимные регуляторы Р13М-1КЕ (рис. 303)
и регуляторы для тепловозных дизелей 1 ОД 100 (рис. 304) и др.
Чувствительный элемент регулятора Р13М-1КЕ (см.
рис. 303) состоит из грузов 38 и пружины 39 переменной жест-
кости. Поршень 33 дифференциальный (см. также рис. 302,6):
его верхняя полость всегда связана с напорной полостью мас-
ляного аккумулятора 19. Подводом масла к нижней полости
серводвигателя управляет муфта-золотник 7, которая при уве-
личении угловой скорости поднимается, и в эту полость посту-
пает масло под высоким давлением. Поршень 33 поднимается
вверх и, поворачивая валы 4 и 14 против часовой стрелки, пере-
мещает рычаг и тягу 15, связанную с рейкой топливного насо-
са, в сторону выключения подачи топлива.
Автоматические регуляторы непрямого действия обусловли-
3	- золотниковая втулка;
4	-пружина золотника;
5	- масляный аккумулятор;
6 -подкачивающий насос;
7-поршень буфера; S-игла
изодрома; 9-поршень серво-
двигателя ; 10 - стоп-устрой-
ство; 11 -индуктивный дат-
чик; 12-поршень серводвига-
теля задания нагрузки;
13-верхний шток; 14 -игла
дросселя; 15-тарелка меха-
низма включения; 16, 19
и 20- рычаги; 17 - рычаг жест-
кой обратной связи; 18-узел
регулирования максимально-
го скоростного режима;
21 -пружина чувствительного
элемента; 22-груз; 23-пор-
шень золотника; 25-серво-
двигатель; 26-игла регулято-
ра нагрузки; 27-пружина
обратной связи регулятора
нагрузки; 28 - золотниковая
втулка регулятора нагрузки;
29 -золотник регулятора на-
грузки ;	30 - серводвигатель
задания скоростного режима;
31 -клапан отключающего
устройства при буксовании;
32-поршень серводвигателя
задания скорости: 33 -винт
установки минимального ско-
ростного режима; 34 -элек-
тромагнит; / - к рейке топлив-
ного насоса; //-на уменьше-
ние нагрузки; III-на увеличе-
ние нагрузки
364
Рис. 305. Схема гидравли-
ческого серводвигателя
с комбинированной обрат-
ной связью:
1 - золотник; 2 - рычаг обрат-
ной связи; 3-пружина изо-
дрома; 4-рычаг остаточной
неравномерности;	5 - тяга;
6-катаракт; 7-поршень сер-
водвигателя; 8 -шток серво-
двигателя
вают устойчивость регулируемых режимов только при наличии
обратных связей, обеспечивающих воздействие штока серво-
двигателя на золотник. Обратные связи могут быть жесткими,
гибкими шзодромными) или комбинированными.
При необходимости регулятор Р13М-1КЕ может работать
с одной изодромной обратной связью. При повороте вала 4
в указанном направлении поднимается вверх поршень 5 изо-
дрома, в результате чего в полости под муфтой-золотником
7 создается разрежение и, следовательно, появляется сила, воз-
вращающая ее в исходное положение. Полость под муфтой-зо-
лотником 7 постоянно соединена с масляной ванной регулято-
ра отверстием, задросселированным иглой 31 изодрома.
На всех равновесных режимах муфта-золотник 7 занимает
всегда одно и то же положение, что свидетельствует о постоян-
стве равновесной угловой скорости вала двигателя. Поршень
33 серводвигателя занимает при этом различные положения
в зависимости от нагрузки двигателя. Следовательно, статиче-
ская характеристика такого регулятора имеет неравномерность
Асо = 0.
Однако в некоторых случаях изодромные регуляторы дол-
жны создавать определенный наклон статической характери-
стики. Для этого их оборудуют комбинированной обратной
связью, схематически показанной на рис. 305. Рычаг OF со-
здает остаточный статизм в работе регулятора путем измене-
ния равновесного положения точки В в зависимости от поло-
жения поршня серводвигателя, т. е. нагрузки двигателя.
Механизмами аналогичного назначения оборудованы регу-
ляторы, показанные на рис. 303 и 304. При перемещении порш-
ня 9 (см. рис. 304), например, вверх (в сторону увеличения пода-
чи топлива) верхний рычаг 17 поворачивается по часовой
стрелке и, перемещая золотник 2, увеличивает предваритель-
ную деформацию пружины 21 регулятора, вследствие этого ре-
гуляторная характеристика двигателя имеет определенный на-
клон. Неравномерность работы (наклон статической характери-
стики) можно изменять перемещением точки опоры верхнего
рычага 16.
В автоматических регуляторах непрямого действия для рас-
ширения диапазона всережимной работы используют пружины
переменной жесткости (см. рис. 303, поз. 39; рис. 304, поз. 21).
Для увеличения быстродействия на дизель-генераторных уста-
новках применяют двухимпульсные автоматические регуля-
торы по скорости и нагрузке (рис. 306). Электрическую нагруз-
ку генератора измеряют с помощью фазочувствительного
моста. При изменении нагрузки в сети генератора изменяется
сила тока, измеряемая трансформатором 32 силы тока. В сред-
ний провод моста подается сигнал, нарушающий равновесие
плеч моста. Это приводит к появлению в электромагнитах
6 силы, определяемой изменением активной мощности в сети.
Золотник 7, кинематически жестко связанный с электромагни-
том 6, перемещается, после чего вступает в работу серводвига-
тель 28. Со штоком серводвигателя кинематически жестко свя-
зан ротор сельсина 29, создающего жесткую обратную связь.
При повороте ротора (при движении поршня серводвигателя
28) в среднем проводе моста появляется электрический сигнал,
пропорциональный углу поворота. По знаку этот сигнал про-
365
Рис. 306. Схема двухим-
пульсного регулятора:
1 и 31 -выключатели; 2
и 30 -трансформаторы; 3
и 5-резисторы; 4-выпрями-
тели; 6-электромагнит; 7
тивоположен сигналу, поступающему от трансформатора 32.
Вследствие этого равновесие моста восстанавливается, и золот-
ник 7 под действием пружин возвращается в исходное положе-
ние. Импульс, вызываемый изменением угловой скорости Дсо,
воспринимается серводвигателем 24. Перемещения поршней
серводвигателей 24 и 28 суммируются рычагом 27, поэтому
рейка 8 топливного насоса получает результирующее переме-
щение под действием обоих импульсов регулятора.
и 20 - золотники; 8 - рейка то-
пливного насоса; 9-тяга
обратной связи импульса по
скорости; 10 -вал; 11 - рычаг;
12-механизм ручного и ди-
станционного управления
скоростным режимом двига-
теля; 13 - вал передачи враще-
ния от двигателя к регулято-
ру; 14-пружина чувствитель-
ного элемента угловой скоро-
сти; 15-муфта; 16-груз;
17 - зубчатое колесо; 18 - мас-
ляный аккумулятор; 19 - мас-
ляный насос; 21 - регулиро-
вочный винт; 22-маслопро-
вод; 23 -механизм изменения
степени неравномерности;
24-серводвигатель импульса
по скорости; 25 - рычаг обрат-
ной связи; 26-силовая пру-
жина серводвигателей;
27 - суммирующий рычаг;
28-серводвигатель импульса
по нагрузке; 29-сельсин;
32-трансформатор силы тока
ГЛАВА
ДИНАМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА
ЭЛЕМЕНТОВ
СИСТЕМ АВТОМАТИЧЕСКОГО
РЕГУЛИРОВАНИЯ
§ 1. Понятие о динамических свойствах
элементов
* Динамические свойства элементов системы регулирования
двигателя определяются переходными процессами.
Часто возмущения оказываются постоянно действующими
(например, вибрация, волнение моря и др.). Сложные колеба-
тельные возмущения можно разложить на составляющие гар-
моники.
В связи с этим при оценке динамических свойств элементов
изучают их реакции на гармонические возмущения, в результа-
те чего строят так. называемые частотные характеристики.
Построение переходных процессов и частотных характери-
стик элементов возможно при наличии дифференциальных
уравнений элементов, характеризующих их динамические свой-
ства. В систему автоматического регулирования (см. рис. 280, е)
входят в качестве элементов двигатель и автоматический регу-
лятор. Регулятор непрямого действия состоит из чувствитель-
ного элемента и усилительного элемента - гидравлического сер-
водвигателя с различными обратными связями. J
§ 2. Дифференциальные уравнения
двигателя как регулируемого объекта
Для составления дифференциального уравнения двигателя
с газотурбинным наддувом необходимо получить дифферен-
циальные уравнения каждого элемента, входящего в функцио-
нальную схему, показанную на рис. 280, д.
Дифференциальное уравнение
собственно двигателя
Установившийся режим работы двигателя поддерживается
при выполнении условия (233). Нарушение установившегося ре-
жима может произойти вследствие изменения моментов Ме
или Мс. Уравнение динамического равновесия при этом имеет
вид
Ida/dt = (Ме + ЛМе) - (Мс + ДМС),
где 1~ приведенный к валу момент инерции двигателя и свя-
занных с ним агрегатов потребителя; АМе и ДМС-приращения
соответствующих моментов.
367
С учетом равенства (233)
Ido/dt = АМе - АМС.	(263)
Момент сопротивления Мс потребителя зависит от скорост-
ного режима и нагрузки (настройки потребителя), определяе-
мой обобщенной координатой N. Следовательно, Мс=/(ю; N).
При разложении полученной зависимости в ряд и линеариза-
ции получаем
Д Мс = (дМс /Зю) Дю + (дМс /dN) AN.	(264)
Крутящий момент MQ двигателя с газотурбинным надду-
вом зависит от скоростного режима ю, цикловых подач топли-
ва и воздуха. В свою очередь, цикловая подача топлива опреде-
ляется положением h органа управления (рейки топливного
насоса или дроссельной заслонки) и угловой скоростью со ко-
ленчатого вала, а цикловая подача воздуха определяется в ос-
новном давлением наддува рк. Следовательно,	h; рк).
После разложения в ряд Тейлора и линеаризации
ДМ^ =
дМе
дю
Дю +
dMe
dh
V 1V1 g
Д^ + ~5—Дрк.
дрк
(265)
Подстановка выражений (264) и (265) в исходное уравнение
(263) позволяет с учетом выражения (240) получить дифферен-
циальное уравнение собственно дизеля в виде
с/ю д дМе ., дМе ж дМс А
7— + ЕдДю = —- Ah + ——Дрк - -7T7-AN.
dt	dh dpK dN
(266)
Если в полученное уравнение ввести относительные вели-
чины отклонений параметров от их значений на равновесном
режиме (угловой скорости ю0 коленчатого вала, положения й0
органа управления топливоподачей, давления наддува рко и на-
стройки потребителя No) в виде отношений
ср = Дю/ю0;	(267)
х-Дй//10;	,	(268)
p = ApK/pK0;	(269)
an = 6N/N0	(270)
и разделить все члены уравнения на коэффициент при к, то
уравнение (266) получит вид
T%d<p/dt + /сдф = х + GKp - 0досд.
(271)
В этом уравнении время двигателя
Тд = /юо/(еш/1о)	(272)
характеризует инерционность двигателя как регулируемого
объекта ;
368
коэффициент самовыравнивания
/сд — Fдсоо (0.мл^о)
(273)
Рис. 307. Структурная схе-
ма двигателя с газотур-
бинным наддувом
характеризует устойчивость режимов работы двигателя;
коэффициент усиления по наддуву
0К — (дМ€ срк) Pkq (0M/i^o)
(274)
характеризует влияние на работу двигателя изменения давле-
ния наддува;
коэффициент усиления по нагрузке
ед = (амсЖ)^/(9мЛ)
(275)
характеризует влияние на работу двигателя смены статической
характеристики потребителя.
В формулах (272)-(275) 0мл = дМе/д/1 характеризует влия-
ние на крутящий момент двигателя перемещения органа упра-
вления.
Дифференциальное уравнение можно записать в оператор-
ной форме. При этом операцию дифференцирования по време-
ни d/dt обозначают буквой р.
Уравнение (271) в операторной форме примет вид
d (р) ср = к + 0кр - 0дОСд,	(276)
где d(p)~ собственный оператор собственно двигателя,
^(р)-Тдр + кд.	(277)
Левая часть дифференциального уравнения (276) определяет
собственные динамические свойства двигателя, а в правой ча-
сти сосредоточены члены, определяющие возмущающие воз-
действия на двигатель.
Реакцию двигателя на внешние возмущения удобно харак-
теризовать так называемыми передаточными функциями, ко-
торые могут быть найдены путем деления всех членов уравне-
ния на собственный оператор. Уравнение (276) в этом случае
получит вид
<р = Ух(р)х + Ур(р)р + У“(р)ад
ИЛИ
ф = фх + фр + фа,
где передаточные функции соответственно по перемещению ор-
гана управления, изменению давления наддува и нагрузки
определяются отношениями
Ух(рЬ 1/</(р), У Р(р) = 0K/d (р), Уа(р) = -0д/^(р);	(278)
Фх> Фр, фа-изменения выходной координаты двигателя под
воздействием соответственно перемещения органа управления,
изменения давления наддува и нагрузки.
Передаточные функции (278) позволяют построить струк-
турную схему двигателя (рис. 307), характеризующую динами-
ческие свойства его элементов при неустановившихся режимах
работы.
369
Дифференциальное уравнение турбокомпрессора
При нарушении условий равновесия (234) моменты турбины
Мт и компрессора Мк получают приращения ДМт и ДМК>
в общем случае не равные между собой. Уравнение динамиче-
ского равновесия ротора турбокомпрессора в этих условиях
с учетом уравнения (234)
IT dcoT /dt = ДМТ - ДМК,	(279)
где /т и сот-момент инерции и угловая скорость ротора
турбокомпрессора.
Момент сопротивления компрессора при постоянных давле-
нии и температуре окружающей среды в основном зависит от
давления наддува рк и угловой скорости ротора ©т, т.е. Мк =
=/(рк; шт)- После разложения этой зависимости в ряд и ли-
неаризации получаем
дмк - (амк/грк) дрк + (амк /а<от) Ашт-	(280)
Крутящий момент турбины может быть найден по формуле
Мт = Ст^тПт/ют,	(281)
где Gt-расход газа через турбины; Ну-адиабатный теплопе-
репад в турбине; цт-КПД турбины.
Так как КПД турбины в первом приближении можно рас-
сматривать как функцию теплоперепада и угловой скорости, то
в соответствии с формулой (281) Мт = /(Gt ; Нт; сот)-
В свою очередь, изменения расхода газа и теплоперепада
зависят в основном от изменений давления газа Дрг в выпуск-
ном трубопроводе и перемещения ДА органа управления топли-
воподачей, поэтому Мт =f(h; рг ’, ®т).
В результате разложения этой функции в ряд и линеариза-
ции
А дМт *. дМт . дМт .
ДМт = ———ДА Ч—-—Дрг Ч- -г------Дшт-	(282)
дп дрг vcdt
При подстановке выражений (280) и (282) в уравнение (279)
получаем
1тЛ(£)т /dt Ч- Ft Дсот = 6трАрг + От^АА — 0крДрк,	(283)
где Ft-фактор устойчивости турбокомпрессора, Ft =
= дМк/до>т — дМт /до>т J Отр — дМу /дрг; Ота ~ дМт /dh; Окр =
= дМк/дрк.
После перехода к относительным координатам (267)-(270),
а также введения
ФТ = Дют/<вто; £ = кРг/Ртъ	(284)
и деления всех членов уравнения (283) на коэффициент при
уравнение (283) имеет вид
Ттч/фтД/г ч- куфт = 4- Oti% — ®тзР> -	(285)
370
Рис. 308. Структурная схе-
ма турбокомпрессора
где
Тт = /уСйто	= ^Т®То/(0ТрРго),
0Т1 = ОттЛо (6TpPrJ- 0Т2 = ®крРко/(®ТрРго)~
соответственно время турбокомпрессора, коэффициент самовы-
равнивания, коэффициенты усиления по ходу органа управле-
ния топливоподачей и по давлению наддува.
В операторной форме уравнение (285) имеет вид
<Мр)Фт = £ + 9TiX - 0т2р,	(286)
где Jt(p)“ собственный оператор турбокомпрессора,
JT(p)=TTp + kT.	(287)
После деления всех членов уравнения (286) на собственный
оператор получаем
Фт = г|(р)^ + Ут(р)х+У?-(р)р>
где передаточные функции У|(р) = 1/^т(р), Ут(р) = 6ti/^t(p),
уР(р) =— OT2/JT(p) дают возможность построить структурную
схему турбокомпрессора (рис. 308).
Дифференциальное уравнение впускного
трубопровода
Изменение режима работы двигателя приводит к измене-
нию расходов воздуха через компрессор и клапаны двигателя
на AGK и Абд. Эти изменения в общем случае не равны между
собой, поэтому за элементарный интервал времени dt количе-
ство воздуха, сосредоточенное в объеме VB впускного трубо-
провода, изменится на dGB. С учетом уравнения (235)
dGB/dt — AGK- АСд.	(288)
Количество воздуха, поступающего из впускного трубопро-
вода в цилиндры двигателя и остающегося в рабочем объеме,
зависит от угловой скорости со коленчатого вала и плотности
воздуха, определяемой давлением наддува рК, т.е. Сд=/(а>; рк).
После разложения полученной функциональной зависимо-
сти в ряд и линеаризации
AG4 = (ЗСд/дсо) Асо + (ЗСд/дрк) Арк.	(289)
Расход воздуха через компрессор при неизменных параме-
трах окружающей среды зависит от давления наддува в поло-
сти нагнетания и угловой скорости ротора, поэтому
AGK == (dGK /дрК) &рК + (<3GK /5сот) Асот.	(290)
Количество воздуха, сосредоточенного во впускном трубо-
проводе, GB= Кврк. Следовательно, dGB/dt = VBd&pK/dt.
Так как при политропном сжатии с показателем политропы
«К Арк = [рк/(икРк)] Арк, ТО dGs/dt = [Иврк/пкрк)](б/Арк/^г). (291)
371
После подстановки выражений (289), (290) и (291) в уравне-
ние (288) получаем
Рк	r А ^GK а
Ув-----5— + ^вАрк = 3—Асот ~ "Т—А©,
икрк	(7®т
(292)
»)
где FB“ фактор устойчивости впускного трубопровода,
FB—5Сд/5рк дСк/<?Рк-
(293)
После перехода к относительным координатам (267), (270)
и (284) и деления всех членов уравнения (292) на коэффициент
при (рт это уравнение приводится к виду
T^dp/dt + fcBp = (рт - 0вф-
В полученном уравнении
Т _______^вРк_____.
В /1к®Т0д6к/д®Т ’
д, _	Fврк0
в ©тодСк/дсот ’
8в= - .
<ОТо ^GK /д®Т
(294)
(295)
«)
Рис. 309. Структурные
схемы трубопроводов:
а - впускного; б - выпускного
-соответственно время впускного трубопровода (в с), коэффи-
циент самовыравнивания, коэффициент усиления по угловой
скорости вала двигателя.
В операторной форме уравнение (294) имеет вид
^в(Р)Р = <Рт“9в<Р>	(296)
где dB(p)-собственный оператор впускного трубопровода,
4(р)= Твр + /св.
После деления всех членов уравнения (296) на собственный
оператор получаем
Р=УГ(Р)ФТ+^(Р)Ф,
где передаточные функции Увт(р) = l/t/B(p); Ув(р) — ~ ^B/dB(p)
дают возможность построить структурную схему впускного
трубопровода (рис. 309, а).
Дифференциальное уравнение выпускного
трубопровода
Изменение режима работы двигателя приводит к измене-
нию расходов выпускных газов на AGr и AG?. Эти изменения
в общем случае неодинаковы, поэтому за время dt количество
газа, сосредоточенное в объеме Уг выпускного трубопровода,
изменится на JG. Следовательно, с учетом уравнения (236)
dGr/dt = AGr — A Gt.
(297)
372
Количество газа, поступающего из цилиндра двигателя
в объем выпускного трубопровода, в основном зависит от да-
вления наддува рк, угловой скорости со и давления газа рг в вы-
пускном трубопроводе, т. е. Gr=/(pK; со; рг). Следовательно,
dGr	cGr	dGr
&Gr = -—Дрк + ^-Ди + ——Дрг-	(298)
v Рк	с со	дрг
Изменение расхода газа через турбину зависит от давления
газа рг в выпускном трубопроводе и его температуры. Так как
температура газа в основном определяется цикловой подачей
топлива и, следовательно, положением h органа управления, то
A Gy = (д Gy /dpr) Apr + (5Gy /dh) Ah.	(299)
Количество газа, сосредоточенного в выпускном трубопро-
воде, Gr = Vrpr, и, следовательно, AGr = KrApr. В трубопроводе
плотность газа рг определяется его давлением и температурой.
Последняя зависит в основном от количества сгоревшего топ-
лива, т. е. от положения органа управления топливоподачей, по-
этому Apr = (dpr/dpr)Apr + (dpr/dh) Ah. Тогда
AGr = Vr [(Зрг /дрг) Apr + (dpr/dh) Ah].
(300)
Подстановка выражений (298)-(300) в исходное уравнение
(297) приводит последнее к виду
Зрг dkpr	dGr	8Gr
К-т-----т— + FrApr= -т— Д<а + -—Дрк -
dpi* di	vCD	дрк
к
dpr dAh dGr A T \
— ;— + ^— Ah .
dh dt dh J
(301)
В этом уравнении фактор устойчивости выпускного трубо-
провода
Fr = dGT /dpr - dGr /дрг.	(302)
После перехода к относительным координатам (273) и (284)
и деления всех членов уравнения (301) на коэффициент при
Ф получаем
Trd^/dt + k& = ф + 0rp - (Thdu/dt + khu).	(303)
В этом выражении	'
т = удрг/дРг Рг0 т = у dpr/dh h0
r dGr/dw <oo h r dGr/d(i) coo ’
k — FrPrp g __ ^Gy/dp-fc pK0 >	nan
r (dGr/da))(dQ ’ r dGr/d(& coo
k	dGT/dh h0
h	dGr/d(f) coo
373
-соответственно время выпускного трубопровода (в с), коэффи-
циент самовыравнивания, время выпускного трубопровода по
ходу рейки, коэффициенты усиления по давлению наддува и по
ходу рейки.
В операторной форме уравнение (303) имеет вид
dr(p)t> = ср + Огр - dh(p)H,
(305)
где dr(p)~ собственный оператор выйускного трубопровода,
dr(p)— Тгр + кг\ ^й(р)-оператор воздействия по ходу рейки,
4(р) = Thp + kh.
После деления всех членов уравнения (305) на собственный
оператор получим
^=У?(р)<р+У?(р)р+У?(р)х,
ог
где передаточные функции У?(р) — 1 /4Г(р), У?(р) = - .
dr (р)
УУ(р)= дают возможность построить структурную схему
dr(p)
выпускного трубопровода (рис. 309,6).
Дифференциальное уравнение двигателя
с газотурбинным наддувом
Динамические свойства двигателей внутреннего сгорания
с газотурбинным наддувом определяются динамическими свой-
ствами составляющих их элементов (см. рис. 280,6), поэтому
дифференциальные уравнения этих элементов (276), (286), (296)
и (305) должны быть рассмотрены совместно. Однако в неко-
торых случаях при малых объемах впускного и выпускного
трубопроводов и при отсутствии газодинамического наддува
влияние объемов трубопроводов на динамические свойства
двигателя оказывается незначительным. Это дает возможность
упростить их уравнения в результате принятия условий
и тогда в соответствии с формулами (295) и (304)
Tr= Th = 0. С учетом этого условия система уравнений эле-
ментов двигателя имеет вид
^д(р)Ф = м + Окр-0дад;
Лт(р)фт = £ + 0Ti х - 0т2 Р;
>
^вР = фт-0вф;
(306)
кг^ = ф + ОгР -
Структурная схема такого двигателя (рис. 310, а) показы-
вает, что координаты р, фт и %, входящие в уравнения (306),
являются для двигателя с газотурбинным наддувом внутренни-
ми и поэтому могут быть исключены путем совместного реше-
ния уравнений элементов.
374
Рис. 310. Структурные
схемы двигателя:
а-с газотурбинным надду-
вом (развернутая); б-с газо-
турбинным наддувом (сверну-
тая); в-без наддува
Если необходимо исследовать изменение по времени угло-
вой скорости коленчатого вала, то результирующее уравнение
двигателя можно представить в виде
Дф = Д<р,	(307)
где главный определитель системы уравнений (306) имеет вид
Д =
^д(Р) 0	— 0R 0
0	dT(p) 6т2 ”1
0В	- 1	*в	0
- 1 0	- 0Г кг
и присоединенный определитель
х — 0дОсд 0	— 0К 0
(308)
Д<р -
0Т1Х	^т(р) 0Т2 — 1
0	- 1	къ	0.
- khn 0	- 0Г кг
(309)
Раскрытие определителей (308) и (309) с учетом выражений
(277) и (287) дает возможность представить уравнение двигате-
ля с газотурбинным наддувом в виде
^д.н (р) Ф = s (р) х - и (р) ад,
(ЗЮ)
где </д.н(р)“ собственный оператор двигателя с турбонаддувом.
375
4д.Н (р) — ТНр2 + Тд.нР + /Сд.Н 9	(311)
s(p)~ оператор воздействия со стороны органа управления
топливоподачей,
s(p)= Tsp + ks;
(312)
и(р)- оператор воздействия со стороны настройки потреби-
теля,
м(р)= Тир + ки.	(313)
Зависимость коэффициентов выражений (311)—(313) от пара-
метров элементов, входящих в систему двигателя, имеют вид
Тн — ТдТт/Св&г j
Тд.н = [7д (квкт 4- 0т2) + -^Т(кдкв 4- 0в0к)] kr —	;
кд.н — кдкг (квкт 4- 0Тз) — (1 — &т кг$в) — Вгкд ;
Ts — Ту квкг; Ти — Ту 0дкд/сг j
(314)
ks — кг (кв&т + 9К0Т1 0Та ) —	~ 0r ;
ки = 0д&г (квкт 4“ 0Т2) 0р0д •
Уравнение (310) может быть записано в дифференциальной
форме
. d2q>	dtp	dx	^ал
н лД” 4- Тд.н —- 4- &д.нф — Ts ~г~ 4" ^5х ~ Ти ~~т ки&я.
at	at	at	dt
После деления всех членов уравнения (310) на собственный
оператор получаем
Ф= Удн(р)*+ 1дн(р)ад»
где передаточные функции
Vх (п\ s(p)	Tsp + ks
^д.н (р) Т'нР2 + Тяяр + кд#
у а ( \ = _	= _ Тир + ки
ян(р 4н(р) Пр2 + тд.аР + кд.И
(315)
дают возможность построить более подробную структурную
схему двигателя с газотурбинным наддувом (рис. 310,6).
Дифференциальное уравнение двигателя
без наддува
Систему впуска воздуха двигателя без наддува подбирают
из расчета подачи воздуха в цилиндры на номинальном режи-
ме в количестве, достаточном для полного сгорания топлива.
Поэтому как при номинальном, так и при всех частичных ре-
жимах двигателя (скоростных и нагрузочных) его крутящий мо-
мент практически не зависит от давления воздуха во впускном
376
трубопроводе, в связи с чем в соответствии с выражением (274)
0к = 0. Во впускном и выпускном трубопроводах, кроме того,
всегда выполняются условия (235) и (236). Формулы (293), (295),
(302) и (304) показывают, что в этих условиях k3 — kr = 0. EcjIh
учесть полученные таким образом дополнительные условия
в формулах (314), то уравнение двигателей внутреннего сгора-
ния без наддува можно записать в виде
Тpd(?/dt + /сдф = х - 0дад	(316)
или в операторной форме
^д(р)ф = х“вдад,	(317)
где 4 (р)- собственный оператор двигателя без наддува,
4(р) = УдР + 4-	(318)
Передаточные функции двигателя без наддува
уд (р) = 1/4 (р) = 1/(тдр + 4);	*)	(314)
Уда(р)= -0д/4(р)= -0д/(гдр + 4)]
дают возможность построить его структурную схему
(рис. 310, в).
Дифференциальное уравнение двигателя
как регулируемого объекта
по температуре охлаждающей жидкости
На рис. 311 показан один из возможных вариантов системы
охлаждения двигателя. Входными координатами этой системы
являются: перемещение A/i органа управления, изменяющего
количество воды, поступающей (в единицу времени) во второй
контур радиатора, и изменение АК режима работы двигателя,
определяющего количество теплоты, отдаваемой двигателем (в
единицу времени) охлаждающей воде. Выходная координа-
та-изменение АТ температуры охлаждающей воды.
Рис. 311. Система охлаж-
дения двигателя:
1 - двигатель;	2 - трубопро-
вод ; 3 - орган управления;
4-радиатор; 5-сливной тру-
бопровод; 6-водяной насос
377
При нарушении условий (232) 2Д и 2ОХЛ получают прираще-
ния А2Д и Дбохл, в общем случае не равные между собой. По-
этому количество теплоты, содержащейся в охлаждающей воде
первого контура, за элементарный промежуток времени dt из-
менится на dQ. Следовательно, с учетом равенства (232)
^г = Д2д-А6охл.	(320)
Пусть с-приведенная теплоемкость системы охлаждения
двигателя, определяемая суммой
С — СЖИ1Ж + СМЛ1М,
где сж и см-удельные теплоемкости соответственно охлаждаю-
щей жидкости и металла; гиж и тм-массы соответственно ох-
лаждающей жидкости, циркулирующей во внутреннем контуре
системы охлаждения, и металлических частей системы охла-
ждения, участвующих в аккумулировании теплоты.
Тогда dQ ~cdT.
Количество теплоты 2Д, поступающей к воде через стенки
цилиндров, зависит от температуры Т охлаждающей воды,
а также от режима работы R двигателя, обусловливающего его
тепловыделение в единицу времени. Поэтому
Абд = (^2д /дТ) АТ + (двд /dR) AR,	(321)
Количество теплоты, отбираемое от охлаждающей воды
в радиаторе,
2охл = ^т(Г-Тр),	(322)
где кт-коэффициент теплопередачи радиатора; 5т-площадь
теплопередающей поверхности радиатора; Тр - температура во-
ды второго контура радиатора.
Так как кт и st зависят только от конструкции радиатора,
то в соответствии с формулой (322)
Дбохл = (ааохл ДО ат + (3Q0XJI /гтр) АТР.	(323)
Постановка выражений (321) и (323) в исходное уравнение
(320) с учетом выражения (322) дает
cdT/dt + FfAT = kTsT АТр + (dQ^/dR) AR,	(324)
где кт«т= -^Qoxn/^Tp,
Температура воды второго контура Тр радиатора 4
(рис. 311) зависит от количества GB воды, проходящей через
этот контур в единицу времени и определяемого положением
h органа управления. Следовательно,
ATp = (dGB/dh)Ah.	(325)
С учетом выражения (325) уравнение (324) может быть запи-
сано в виде
c^ + F^T = kTsT^Ah + ^SR.	(326)
dt	dh dR
378
Перейдем к относительным изменению температуры ср,
перемещению органа управления х и изменению режима ра-
боты двигателя ад:
Ф = АТ/Т0 ; х — &h/hQ ; ад = AR/R0,
где То и h0- соответственно температура воды на выходе из
головки цилиндров двигателя и положение органа управления
при равновесном режиме; Ro-параметр, характеризующий
равновесный режим работы двигателя, определяемый частотой
вращения коленчатого вала и цикловой подачей топлива.
Разделив все члены уравнения (326) на коэффициент при х,
получаем выражение
Т + &дф = х — ОдССд,	.	(327)
в котором время двигателя, как регулируемого объекта по
температуре,
Та = cTo/(kysjhodTp/dh);
коэффициент самовыравнивания
kA = FtT0/(kTSTMTp/^)
и коэффициент усиления по режиму работы двигателя
Од = -	/д&/ (кт $т hQd Тр /dh).
Сопоставление уравнений (316) и (327) показывает их полное
совпадение, поэтому структурная схема двигателя, как регули-
руемого объекта по температуре охлаждающей воды, имеет
вид, показанный на рис. 310, в.
§ 3. Дифференциальное уравнение
автоматического регулятора
прямого действия
При нарушении равновесного режима, характеризуемого
уравнением (245), восстанавливающая и поддерживающая силы
получают неравные приращения АЕ и А(АсОр), в связи с чем
муфта получает ускорение и перемещается на Az.
В процессе движения кроме указанных сил на муфту регуля-
тора действует сила FT жидкостного трения, пропорциональная
скорости перемещения муфты:
Fт - vdbz/dt.	(328)
Значение коэффициента пропорциональности г, называемого
фактором торможения, определяют экспериментальным путем
или расчетом при наличии графика переходного процесса.
Если известна приведенная к муфте масса ц чувствительно-
го элемента и связанных с муфтой деталей регулятора и то-
пливного насоса, то уравнение динамического равновесия
имеет вид
p</2Az/Jr2 = [Лсор -I- А (Асор)] — [£ + АЕ] — FT
379
или с учетом формул (243), (245) и (328)
pd2Az/dt2 4- vdAz/dt 4- ДЕ = Д (А<вр).	(329)
В соответствии с функциональной зависимостью (247)
Д (Асор) = сОрДА 4- 2АюрДсор.	(330)
После разложения функций (243) и (241) в ряд Тейлора
и линеаризации
^A^(dA/dz)\z	(331)
и
ДЕ = (дЕ/дг) Ди 4- (5Е/5ф) Дф.	(332)
В результате подстановки выражений (330)-~(332) в уравне-
ние (329), с учетом выражений (247)
d2Az d&z _	2 дЕ
ц т , 4- v —-----F Ер Ди = 2А«5(ОО Дш - —- Дф,
dz^ dt	дф
(333)
где «р-передаточное число механизма, связывающего валы
двигателя и регулятора.
После перехода к относительным координатам, введения
т| =\z/zQ и ар = Дф/фо (где и0 и ф0-координаты соответствен-
но муфты и органа управления при равновесном режиме) и де-
ления всех членов уравнения на коэффициент при ср уравнение
(333) имеет вид
d2x\	dvi
T^-rf-+TK—y- + 5zT] = <p-epap.	(334)
(A L	W L
Коэффициенты этого уравнения:
время (в с2) автоматического регулятора Тр = ци0 /(2Е0) ха-
рактеризует его инерционность;
время (в с) катаракта Тк = vzQ/(2E0) характеризует влияние
сил гидравлического трения;
местная степень неравномерности 8г = FpZ0/(2Е0) характе-
ризует форму статической характеристики регулятора;
коэффициент усиления по настройке чувствительного эле-
мента 9р = (дЕ/дф)ф0/(2Е0).
В операторной форме уравнение (334) имеет вид
^Р(р)П = <р —0рар,	(335)
где dp (р)-собственный оператор чувствительного элемента,
(р) = Ерр2 + Ткр 4-5Z.	(336)
Разделив все члены уравнения (335) на собственный опера-
тор, можно получить
т]=Г£(р)<р+У?(р)ар,
где передаточные функции регулятора
f?(p) = Wp); ур(р)=-eP/dP(p)	(337)
380
а)
б)
Рис. 312. Структурные
схемы автоматических ре-
гуляторов:
«-прямого действия; б-не-
прямого действия
дают возможность построить его структурную схему (рис.
312,4
Восстанавливающая сила термостата-автоматического ре-
гулятора прямого действия температуры охлаждающей воды
двигателя (см. рис. 293)
£ = Ео 4- ccAz,
где £0-сила предварительной деформации сильфона;
сс- жесткость сильфона; Az-деформация сильфона-перемеще-
ние клапана.
Таким образом,
АЕ = (dE/dz) Az = ccAz.	(338)
Если/эф-эффективная площадь поперечного сечения силь-
фона, то его поддерживающая сила
Р=/эфАр	(339)
зависит от конструктивных размеров и изменения давления Ар
во внутренней полости. Последнее определяется удельным
объемом v рабочего тела сильфона и его температурой Г. Сле-
довательно, Ар = (dp/dv) Av + (др/дТ) АТ.
Изменение удельного объема
Av = /эфАг/тпо,	(340)
где ?и0- масса рабочего тела в сильфоне.
Соотношения (339) и (340) показывают, что р—/(z;T), и,
следовательно,
Ар = (dp/dz) Az + (dp/dT)AT.	(341)
После подстановки выражений (338) и (341) уравнение (329)
принимает вид
d2Az dAz  dP
+ + (342)
где Fp-фактор устойчивости термостата,
Fp = dE/dz - dP/dz.	(343)
После перехода к относительным координатам <р = АТ/Т0 и
Т| = Az/zq и деления всех членов уравнения на коэффициент при
(р уравнение (342) принимает вид уравнения (335) при ар = 0
с собственным оператором (336). Коэффициенты уравнения:
время (в с2) термостата Тр =	/[(ЭР/ЭТ) То];
время (в с) катаракта Тк = vz0/[(ap/ar)T0];
местная степень неравномерности = FpZ0 / [(£р/£Т) То ].
В некоторых конструкциях автоматических регуляторов
температуры используют чувствительные элементы дилатоме-
трического типа или термобаллоны, дифференциальным урав-
нением которых можно также придать форму (335).
381
§ 4.	Дифференциальное уравнение
автоматического регулятора непрямого
действия
Для составления дифференциального уравнения автоматиче-
ского регулятора непрямого действия необходимо знать диф-
ференциальные уравнения чувствительного элемента (335)
и усилительного элемента-серводвигателя.
Дифференциальное уравнение серводвигателя составляют из
условия неразрывности потока масла. Если пренебречь сжимае-
мостью масла, массой перемещающихся деталей и усилием
перемещения реек, то перемещение поршня серводвигателя
обусловливается только количеством поступающего в цилиндр
масла. Условие неразрывности должно быть выполнено прежде
всего в двух сечениях: в сечении цилиндра площадью sn и в се-
чениях «з маслопроводов, открываемых золотником 1 (см.
рис. 305).
При перемещении поршня на величину d(Ay) уравнение не-
разрывности может быть записано в виде
Snd (Ду) = n3s3WM</t,	(344)
где ц3-коэффициент расхода; wM-скорость течения масла;
ц353 - эффективная площадь открытия золотника.
Скорость течения масла через сечение, открывае*мое золот-
ником, зависит от перепада давления и плотности масла рм
и определяется по формуле
wM = |/2(pH-p0)/PM,
где рн-рабочее давление масла; р0-давление отработанного
масла в сливных полостях золотника.
Температура масла в процессе работы остается приблизи-
тельно постоянной, поэтому величины рм,рн и ро могут быть
приняты постоянными. Эффективное проходное сечение щ$3 за-
висит в данном случае только от перемещения золотника Ах.
В результате разложения функции p3s3 = f(x) в ряд и последую-
щей линеаризации получаем
p3s3 = [d (p3s3)/Jx] Ах.	(345)
При комбинированной обратной связи (см. рис. 305) пере-
мещение золотника зависит от перемещений Az муфты и Av
точки В так, что
Ах = «! Az — «2 Av,	(346)
где иг и и2 -соответствующие отношения плеч рычага обрат-
ной связи, щ = АВ/СВ\ и2 = СА/СВ.
С учетом формулы (346) выражение (345) получает вид
ц3$з = (Jp353/^x)(u1Az — u2Av).	(347)
При движении поршня серводвигателя в точке В действует
сила упругости пружины изодрома Ки = chAva ;
где си—жесткость пружины изодрома; Avt-деформация пру-
жины изодрома.
382
Так как Avj = Av — Av#, то
RH = си (Av - Avh ) = cHAv — mAy/(m + n),
где Av и Av#-перемещения точек В и Н (см. , рис. 305); т
и п- плечи рычага.
Со стороны катаракта 6 появляется сила только в том слу-
чае, если скорости движения поршня d(&v)/dt и корпуса J(Ay)/^t
катаракта различные. Эта сила тем больше, чем больше раз-
ность указанных скоростей. Обозначив силу, создаваемую ката-
рактом,, через RK, а коэффициент пропорциональности силы
и разности скоростей через vK, получаем RK = vK [J (Ay)/Jt-
— d(Av)/dt].
Приведенная масса ри и ускорение движения изодрома на-
столько малы, что в практических расчетах ими можно прене-
бречь, поэтому RH = RK, и тогда
/А	т А Ч
c„(Av-------—Ay) = vK 
т + п	dt
J (Av) "I
dt J
(348)
Решая совместно уравнения (344), (347) и (348) путем исклю-
чения внутренней координаты Av и перехода к безразмерным
координатам X = Ау/у0, получаем
rc7i-2L + (Tc + ₽,-7i)^+kA=7f-^- + T1,	(349)
или в операторной форме
dc(p)'k = uc(p)r].	(350)
В этом уравнении собственный оператор серводвигателя
Jc(p) = Тс7[р2 + (Тс + Pi7])p + кс и оператор воздействия Uc(p) =
= 7/Р+1.
Коэффициенты в уравнении (349):
время (в с) серводвигателя Тс = sny0/[wMwi (d|i3s3/dx)] z0;
время (в с) изодрома 7i = vK/cH;
коэффициенты обратных связей рычага 2 (см. рис. 305) 0, =
= и2Уо/(м12о) и рычага 4 кс = р/тДт + п).
Если вместо комбинированной обратной связи используется
чисто изодромная, то ОН = т = О, и тогда кс ~ 0. Таким обра-
зом, собственный оператор серводвигателя с изодромной
обратной связью dc(p)= TcTip2 + (ТС + 0/7])р.
Если вместо изодромной обратной связи используют жест-
кую кинематическую обратную связь, что равносильно приня-
тию Ti — 0 (ук-мало, а си- велико), то уравнение (350) получает
вид
(351)
где
de(р) = Тср + кс и ис(р) = 1.	(352)
Если, наконец, обратные связи отсутствуют вообще (напри-
мер, при С А = 0), то это соответствует условию, когда 7} = ^ =
383
= 0, и тогда в уравнении (350) собственный оператор
<Ш=Тср.	(353)
Переходные процессы регуляторов непрямого действия
описывают совокупностью двух уравнений: уравнения чувстви-
тельного элемента и уравнения серводвигателя, составляющих
систему
^р(р)п = ф-6рар; )
dc(p)A. = Uc(p)T]- J
Перемещение ц муфты чувствительного элемента в регуля-
торе непрямого действия является внутренней координатой, по-
этому ее можно исключить. Тогда
dp (р) dc (р) X = ис (р) <р - ис (р) 0рар
или
4-н (р) X = ис (р) ф - ис (р) ОрОСр.
(354)
Уравнение (354) является дифференциальным уравнением
автоматического регулятора непрямого действия. Разделив все
члены уравнения на собственный оператор регулятора
Jp(p)Jc(p), можно получить
ЬУрфн(р)ф+^н(р)ар,
где передаточные функции У$н(р) = ис (р)Д/р.н (р), Ур.н(р)=-
~ wc(p)Op/dpjI(p) дают возможность построить структурную
схему регулятора (рис. 312,6).
§ 5.	Переходные процессы элементов
Для построения переходного процесса должен быть найден
общий интеграл дифференциального уравнения элемента. На-
зовем все элементы, имеющие дифференциальное уравнение
первого порядка, элементами первого порядка. К их числу от-
носятся серводвигатели без обратной связи и с жесткой обрат-
ной связью (351), а также двигатели внутреннего сгорания без
наддува (317).
К элементам второго порядка относятся двигатели с надду-
вом (310), автоматические регуляторы прямого действия (335),
серводвигатели с изодромной и комбинированной обратными
связями (350).
Серводвигатель без обратных связей. Возмущающим воз-
действием на серводвигатель является начальное (при t = 0)
перемещение золотника ц = Г|о — const. Интеграл дифферен-
циального уравнения (351) X = (r|0/T0)t показывает, что назван-
ное возмущение вызывает линейное перемещение поршня (рис.
313,п).
Двигатель без наддува. При условии постоянства внешней
нагрузки (ад = 0) переходный процесс двигателя ф = fft) может
быть вызван перемещением при t = 0 рейки топливного насоса
х = х0 = const. В этом случае уравнение (317) получит вид
384
Рис. 313. Кривые переход-
ных процессов элементов:
а-серводвигателя без обрат-
ной связи; б-двигателя без
наддува; в-автоматического
регулятора прямого дейст-
вия; /-при tcl; 2-при tc2 >
>tcl; 3-т]о= const; 4-при
кд < 0; 5-при /сд = 0; б-при
кд > 0; 7-при х0 = const;
8-при действительных кор-
нях уравнения; 9-при ком-
плексных сопряженных кор-
нях уравнения; /0-фо = const
Тд—- + /£дф = ХО
at
или	*
б/д(р)ф = Х0,
решение которого определяют в виде суммы
ф = фс + фн,
где фс-общее решение однородного уравнения
T^dty/dt + кдф = О
(355)
(356)
(357)
и фн-частное решение неоднородного уравнения (355).
Общее решение однородного уравнения (357) имеет вид
фс = Cept (где С-константа интегрирования; р- корень характе-
ристического уравнения Тдр + кд = 0). Следовательно,
Фс = Се" W.	(358)
Так как х0 = const, то частное решение уравнения (355) мо-
жет быть найдено в виде постоянного значения
фн = х0Дд.	(359)
После подстановки выражений (358) и (359) в выражение
(356) последнее получает вид
Ф = х0 /кд +
Так как в момент возмущения (перемещение рейки топлив-
ного насоса при t — 0) двигатель работал на установившемся
режиме, то в начальный момент ф — 0, поэтому С = — х0 /кд,
и тогда
Ф = (х0Дд)(1-е-(,‘д/Тд)').	(360)
Формула (360), являющаяся математическим выражением
переходного процесса двигателя без наддува, показывает, что
при /с д > 0 переходный процесс (кривая 6, рис. 313,6) является
апериодическим сходящимся. При кд < 0 режимы работы дви-
гателя становятся неустойчивыми, а переходные процессы-рас-
ходящимися (кривая 4).
Автоматический регулятор прямого действия. Для построе-
ния переходного процесса регулятора прямого действия сле-
дует найти общий интеграл Г| = /(г) уравнения (335) (при ар = 0)
в виде суммы
Т] = Пс + Пн,	(361)
где т|с- общий интеграл однородного уравнения
7pd2r| /dt2 + TKdv\ /dt + 5zr| = 0;	(362)
т|н-частный интеграл неоднородного уравнения (335).
Если принять ступенчатое возмущение (при t < 0 ф = 0, при
t > 0 ф = Фо = const), то
Пн = Фо /Sz-	(363)
385
Общий интеграл линейного однородного уравнения (362)
имеет вид
т1с = С1еР1(+С2е₽2‘,	(364)
где Сх и С2 -константы интегрирования;	и р2 -корни харак-
теристического уравнения
Трр2 + Ткр + &z = О,	(365)
причем
Р1.2 = [Тк /(2Тр)] ( - 1 ± |/1 -482Т2/Т2).	(366)
Если 48гТр/Тк<1, то оба корня-действительные отрица-
тельные, и переходный процесс оказывается апериодическим
сходящимся (кривая 8, рис. 313,в); если 45гТр/Тк > 1, то корни
становятся комплексными сопряженными с отрицательной дей-
ствительной частью
= — ос ± iQ,	(367)
где а = 7J./(2Tp); Q-частота колебаний, Q а= ]/8z/Tp — Т£/(4Т£).
В этом случае общий интеграл (361) с учетом выражений
(363), (364) и (366) и формул Эйлера,
е= cos (Qt) + i sin (Qt); e ” = cos (Qt) — i sin (Qt)
может быть приведен к виду
И == Фо /62 + Ае cos (Qt 4- у),	(368)
где
А = 2|/с^; у = arctg{(C1 + C2)/[i(Cx - С2)]}.
Переходный процесс, таким образом, становится колеба-
тельным сходящимся (кривая 9, рис. 313, в).
§ 6.	Частотные характеристики
элементов
Переходный процесс (367) становится гармоническим коле-
бательным, если а = 0 и корни (366) характеристического урав-
нения (365) оказываются мнимыми р12 = ± Этим обстоя-
тельством можно воспользоваться для получения частотных
характеристик элементов путем подстановки условия р = iQ
в их передаточные функции. Так, например, при подстановке
р= iQ в передаточные функции (319) получаем амплитудно-фа-
зовую частотную характеристику двигателя без наддува
Г^(й2) = 1/(/сд + 1ПТд).	(369)
Выражение (369) является комплексным числом, поэтому
У*(Ю) = х*(Я) + ЬЗД,
где %д(П) =f(Q)-вещественная частотная характеристика;
Уд (Q) = /(Q) - мнимая частотная характеристика двигателя,
причем
386
х*(П)=кд/(к2 + П2Т2);
-ПТд/(к2 + П2Т2).
(370)
(371)
Амплитудно-фазовая частотная характеристика (369), по-
строенная по формулам (370) и (371) при изменении Q от 0 до
+ оо, имеет вид полуокружности, расположенной справа от на-
чала координат при кд > 0 (рис. 314, а) и слева-при кд<0
(рис. 314,6).
Комплексное число (369) можно представить также в виде
Y*(iQ) = 4£(£1)е‘1'Д(П).
Рис. 314. Амплитудно-фа-
зовые частотные характе-
ристики элементов систем
автоматического регулиро-
вания:
а-двигателя без наддува при
&д>0; б-двигателя без над-
дува при /сд < 0; «-серводви-
гателя без обратных связей;
г-автоматического регулято-
ра прямого действия; д-дви-
гателя с турбонаддувом
>'
Зависимость ЛД(П) —/(^-амплитудная частотная харак-
теристика двигателя, показывающая отношение амплитуды ф0
колебаний выходной координаты <р к амплитуде х0 колебаний
входной координаты к, а зависимость уд(П) = /(£!)- фазовая ча-
стотная характеристика двигателя, показывающая сдвиг фазы
колебаний выходной координаты <р по отношению к фазе коле-
баний входной координаты х. Значения этих характеристик при
частоте колебаний Пк показаны на рис. 314, а. Аналогичные ча-
стотные характеристики имеет серводвигатель с жесткой
обратной связью.
При отсутствии обратных связей амплитудно-фазовая ча-
стотная характеристика серводвигателя (рис. 314, в) определяет-
ся выражением Kj(zQ) — l/(zQTc).
Передаточная функция автоматического регулятора прямо-
го действия (или чувствительного элемента) имеет вид (337).
После подстановки р — iQ в собственный оператор (336) полу-
чаем амплитудно-фазовую частотную характеристику
УРФ(Ю) = 1/Jp(in) = 1/(5Z - Q2Tp + iQTK),	(372)
387
которая, являясь комплексным числом У^(гП) = Xp(Q) + 0$(П)
на комплексной плоскости, при изменении Q от 0 до + оо
изображается кривой, показанной на рис. 314, г.
Комплексное число (372) может быть также представлено
в виде
y^(zQ)-4(Q)ezyg(Q),
где Л$*(£1) = /(Q)- амплитудная частотная характеристика;
=/(Q)- фазовая частотная характеристика регулятора
прямого действия.
Амплитудно-фазовая частотная характеристика двигателя
с наддувом может быть получена подстановкой р = iQ в фор-
мулу, например, (315). В результате
У*Н(Ю) = (ks + ВД/[(*д.н - П2Т2) + /ПТд.н].
Так как
(373)
У£. н(^) — xJ.H (ЭД 4- (Уд.н (Q)j
то вещественная частотная характеристика
х _ ^Лд.Н + Q2 (ТзТд.Н ~	)
ХД.Н (“) —
(кд.н-^2^)2+О2Пн
и мнимая частотная характеристика двигателя
х	“ ^Уд.н) ~ &TST>
З’д.н —
(374)
(375)
(кд.н-О2Т2)2 + О2Т2.н
Формулы (374) и (375) позволяют построить амплитудно-фа-
зовую частотную характеристику двигателя с наддувом
(рис. 314, д).
ГЛАВА
11
СИСТЕМЫ АВТОМАТИЧЕСКОГО
РЕГУЛИРОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
Рис. 315. Регуляторные
характеристики двигателя
при автоматическом регу-
лировании частоты враще-
ния коленчатого вала:
1 - внешняя характеристика
двигателя; 2-4 - частичные
скоростные характеристики
двигателя;	5-8 - регуля-
торные характеристики дви-
гателя; 9-13 -статические ха-
рактеристики автома-
тического регулятора; 14 -за-
висимость положения муфты
регулятора от положения рей-
ки топливного насоса
§ 1. Регуляторные характеристики
двигателя
Статические свойства системы автоматического регулирова-
ния определяются регуляторными характеристиками (см. рис.
284,а и б), представлятьщими собой зависимость Ме = /(со)
или =/(со) в результате перемещения рейки топливного на-
соса автоматическим регулятором при изменении внешней на-
грузки от нуля до максимальной и при неизменном положении
угла ф рычага управления.
Форма регуляторной характеристики зависит от внешней
1 (рис. 315, а) частичных 2-4 характеристик двигателя и стати-
ческих характеристик 9-13 автоматического регулятора. Знание
положений ht, h2, h3, h4 рейки топливного насоса, при которых
построены частичные характеристики 2-4, и возможность опре-
деления соответствующих положений муфты регулятора
(тангенс угла наклона прямой 14 соответствует передаточному
отношению механизма, связывающего муфту с рейкой) дают
возможность по точкам А, В, С, D и L построить регуляторную
характеристику 5. Каждая из статических характеристик 9-13
построена при определенном положении рычага управления
всережимным регулятором (при ф = const). Автоматические ре-
гуляторы прямого действия и непрямого действия с жесткой
обратной связью имеют статические регуляторные характери-
стики (5 > 0). Работа по астатической характеристике АК (8 = 0)
обеспечивается изодромными регуляторами.
Иногда по мере уменьшения крутящего момента наклон ка-
сательной к точке характеристики увеличивается (участок DL),
в связи с чем устойчивость режимов работы двигателя при
малых нагрузках ухудшается. Для предотвращения этого явле-
ния некоторые регуляторы оборудуют дополнительным
устройством, обеспечивающим уменьшение наклона характери-
стики при малых нагрузках (кривая 6).
§ 2. Дифференциальные уравнения
систем автоматического регулирования
Составление дифференциального уравнения систем автома-
тического регулирования и его решение дают зависимость ре-
гулируемого параметра от времени, т. е. математическое выра-
жение переходного процесса.
В системе автоматического регулирования (рис. 3161 все
элементы связаны между собой так, что образуют замкнутую
389
Рис* 316. Структурная схе-
ма системы автоматиче-
ского регулирования двига-
теля
цепь. Для выявления характера изменения регулируемого пара-
метра необходимо, таким образом, рассмотреть совместную
работу всех элементов системы, т. е. совместно решить их диф-
ференциальные уравнения.
На рис. 317 показаны схемы систем автоматического регу-
лирования прямого действия угловой скорости и температуры
охлаждающей воды с перепуском части горячей воды в маги-
страль холодной воды.
Пусть, например, исследуются динамические свойства си-
стемы автоматического регулирования угловой скорости пря-
мого действия двигателя без наддува (рис. 317, а). В этом слу-
чае .совместно должны быть решены уравнения (310) и (335).
По мере увеличения регулируемого параметра Аю(ф) муфта
автоматического регулятора получает положительное переме-
щение Az(r|). Это выходная координата автоматического регу-
лятора. Она связана с входной координатой Л/z (к) регулируе-
мого объекта так, что рейка топливного насоса должна при
этом перемещаться в сторону уменьшения подачи топлива,
а это соответствует алгебраическому знаку «минус». Такик
образом, дйя получения дифференциального уравнения ст
стемы автоматического регулирования уравнения (310) и (335)
должны быть дополнены уравнением к — — ц, называемым
уравнением главной отрицательной обратной связи. В резуль-
тате получаем
£/д(р)ф = х-0дад, </р(р)г| = <р - GpOtp, х= -р.
Уравнение рассматриваемой системы, описывающее измене-
ние по времени регулируемого параметра <р5 может быть пред-
ставлено в виде уравнения (307), где А-главный определитель
системы,
А<р-присоединенный определитель уравнения,
Аф —
— ОдССд
OpOtp
1
4>(р)
= -^Р(р)0дад + 6рар.
Подстановка выражений А и Аф в уравнение (307) приводит
последнее к виду
£(р)ф = м(р)ад + 5(р)ар,
(376)
где D(p) = 1 + К(р); R(p) = d^p)dp(p); и(р) = - ^р(р)0д;
5(р) = 0р.
Рис. 317. Схемы систем
автоматического регулиро-
вания прямого действия:
а-угловой скорости; б -тем-
пературы охлаждающей во-
ды; 1 и 4-двигатель; 2-то-
пливный насос; 3 и 5-всере-
жимный автоматический ре-
гулятор прямого действия;
6 и 9-сильфоны; 7-клапан,
регулирующий слив воды;
8 - сливной патрубок; 10-кла-
пан, регулирующий перепуск;
11-канал перепуска; 12-па-
трубок холодной воды; 13-
водяной насос
390
С учетом выражений (318) и (336) уравнение (376) получит
вид
cP® d2(p dtp
Аз^ + А21^ + А11Г + Ао(р =
J20tn Jotn	*
= 50ар — В2 —^2	®оад > гле Л3 = Тд Тр ;	(377)
^2 — Тр 4" Тк Тд ; Аг — /сдТк 4“ bzTд ; Aq — 1 4" кдЪ2 ;
В2 = ОдТ^р; В, = 0д7"к ; Bq = 0д§?; sQ = 0р.
(378)
В случае применения автоматического регулятора непрямо-
го действия система дифференциальных уравнений элементов
(310) и (354) получит вид
</д(р)ф = х —0дад;

ot9,M
dp —j
t
a)
<V‘
dp ____________
a)
Рис. 318. Типовые возму-
щения системы автомати-
ческого регулирования
dp.H (р) X = uc (р) ф - «с (р) ©роср;
х = — X.
Совместное решение этих уравнений приводит к дифферен-
циальному уравнению системы непрямого регулирования,
имеющего более высокий порядок.
§ 3. Устойчивость системы
автоматического регулирования
Решение уравнения системы автоматического регулирова-
ния, называемое общим интегралом, дает изменение регулируе-
мого параметра (изменение безразмерной угловой скорости ко-
ленчатого вала двигателя, изменение безразмерной темпера-
туры охлаждающей воды и т.д.) по времени после возмущения.
При исследовании динамических свойств систем автоматиче-
ского регулирования наиболее часто используют типовые воз-
мущения в виде импульса (рис. 318, а), ступени (рис. 318,6) или
гармонического колебания (рис. 318, в). В тех случаях, когда
осд = ±1 или ар= ±1, возмущение называют единичным.
Решение ср = f(t) неоднородного линейного дифференциаль-
ного уравнения (377) находят в виде суммы общего интеграла
Фод = ЛО однородного дифференциального уравнения
d3w d2(p dtp
л>^+л^+л'^+л“’’-° ,37’>
и частотного интеграла <рн = /(0 неоднородного дифферен-
циального уравнения (377), т.е.
ф(0=Фод(0 + Фн(0-	(3801
Общий интеграл уравнения (379)
Фод = Cept,	(38П
где С и р-некоторые постоянные величины; t-время.
391
При подстановке выражения (381) в уравнение (379) полу-
чаем характеристическое уравнение
А3р3 + А2р2 + Atp + Ло = О,	(382)
имеющее в данном случае три корня:	р2 и'р3.
Общий интеграл уравнения (379) является суммой частных
решений, поэтому
Фод =	‘ + С2еРг‘ + С3еР}‘.	(383)
Пара корней уравнения (382) могут быть комплексными со-
пряженными. Если
р2,з = а ±	(384)
(где i = |/ — 1), то выражение (383) с учетом формул Эйлера
можно записать в виде
фод = CiePlt + Aeatsin(Qt + у),
где Л-начальная амплитуда колебаний регулируемого параме-
тра; Q-круговая частота и у-сдвиг фаз.
Если возмущение является единичным и имеет вид, пока-
занный на рис. 318,6, то фн находят в виде постоянной вели-
чины. Тогда, например, при ар = 0 и ад = -1= const (уменьше-
ние нагрузки)
Фн(0 = Во/А0.	(385)
Подстановка выражений (383) и (385) в (380) дает общий ин-
теграл дифференциального уравнения (378), т.е. математическое
выражение переходного процесса при выбранном возмущении
<р = В0/А0 + С1еР1‘ + С2еР2‘ + С3ер<	(386)
Выражения общего интеграла показывают, что характер
переходного процесса определяется величиной и знаком корней
характеристического уравнения (382). Переходный процесс
является апериодическим только в том случае, когда все корни
характеристического уравнения действительные величины. Об-
щий интеграл (386) показывает, что такой переходный процесс
состоит из суммы экспонент. Если среди корней характеристи-
ческого уравнения (382) есть корни комплексные сопряженные
(384), то переходный процесс становится колебательным.
Отклонение ф регулируемого параметра от равновесного
значения с течением времени будет стремиться к вновь задан-
ному значению тогда, когда все корни характеристического
уравнения будут действительные отрицательные числа или
комплексными сопряженными с отрицательной действительной
частью. В этом случае все составляющие переходного процесса
являются сходящимися.
Если переходный процесс является суммой сходящихся со-
ставляющих (кривые 2 или 3, рис. 319), то система автоматиче-
ского регулирования устойчива, и двигатель, оборудованный
автоматическим регулятором, сможет поддерживать заданный
режим работы. Если среди корней характеристического уравне-
ния имеется хотя бы один действительный корень или пара
комплексных сопряженных корней с положительной действи-
Рис. 319. Составляющие
переходного процесса:
1 ~ апериодическая расходя-
щаяся; 2-апериодическая
сходящаяся; 3 - колебатель-
ная сходящаяся; 4 -колеба-
тельная несходящаяся; 5-ко-
лебательная расходящаяся
392
тельной частью, то появившееся вследствие возмущения перво-
начальное отклонение ср будет увеличиваться по времени (угло-
вая скорость вала двигателя будет неограниченно возрастать
или, наоборот, уменьшаться). При наличии таких корней систе-
ма автоматического регулирования в этом случае является
неустойчивой.
Таким образом, сходимость переходного процесса и, следо-
вательно, устойчивость системы автоматического регулирова-
ния двигателя“ возможны только при таком подборе параме-
тров двигателя и регулятора, который приводит к уравнению
(376) и (377), имеющему отрицательные действительные корни
и отрицательные действительные части комплексных сопря-
женных корней характеристического уравнения (382).
Устойчивость системы регулирования, полученную в ре-
зультате линеаризации характеристик элементов системы, на-
зывают устойчивостью «в малом». Устойчивость системы ав-
томатического регулирования определяется только свойствами
самой системы и не зависит от приложенных к ней возмуще-
ний. Поэтому устойчивость системы автоматического регули-
рования можно оценить с помощью однородного дифферен-
циального уравнения типа (379) и соответственно его общего
интеграла (383). Вопрос об устойчивости «в большом» решают
посредством анализа нелинейных дифференциальных уравне-
ний.
Исследование устойчивости «в малом» конкретных систем
двигатель - регулятор показывает, что получаемое таким обра-
зом решение во многих случаях дает удовлетворительное со-
впадение расчетных результатов с экспериментальными данны-
ми. Это свидетельствует о практической пригодности метода.
§ 4. Критерий устойчивости
Роуза - Гурвица
При исследовании работы систем автоматического регули-
рования возникает необходимость отыскания таких условий
и признаков, по которым можно было бы судить об устойчиво-
сти системы регулирования, не прибегая к решению характери-
стического уравнения (382). При известных корнях р1? р2, р3 по-
сле деления всех членов уравнения на А3, оно может быть
представлено в виде произведения
(Р-Р1)(Р-Р2)(Р-Рз) = 0-	(387)
При условии, что все корни уравнения (382) отрицательны,
выражение (387) примет вид (р + |рх | )(р + | р2 | )(р + |р31) = О,
или после раскрытия скобок
Р3 +fi (Pi)P2 +fl (Pi)P +/o (Pi) = °-	<388>
Так как I Pi I > 0; I p2 ] > 0; I p31 >0; то и f2 (pO > 0: J\ (p:i > 0:
/o(Pi)>°-
Если сравнить уравнения (382) и (388), то А2 А3 = «р к
AJA3 = (pi); Ло/А3 = /0(pi). Поэтому одним из условий устой-
чивости системы регулирования является положительность
*Bcex входящих в уравнеМ	Л3 > 0: .4: > 0:
393
Ах>0; Л0>0. Это условие является необходимым, но не
достаточным.
Для надежной оценки устойчивости системы регулирования
необходимо найти некоторые дополнительные условия, ко-
торые должны быть достаточными. Такими условиями являют-
ся критерий Рауза-Гурвица, составленный из коэффициентов
уравнения.
Для дифференциального уравнения третьего порядка (379)
этот критерий устойчивости имеет вид
ло
— ^2^1 — ^3^0 > О*
(389)
^2
^3
Для дифференциального уравнения и-го порядка
An-i	^л-з|	5| •	.. 0	0	
An	^»-2j		.. 0	0	
0~	АП~1 An	^п-з| • An -2	..	0 ..	0	0 0	>0.
0	0	0	a2	Aq	
0	0	0	• A3	Ai	
(390)
Таким образом, система автоматического регулирования
будет устойчивой, а ее переходные процессы сходящимися, если
ее дифференциальное уравнение имеет положительные коэффи-
циенты, положительные детерминант Гурвица (389) или (390)
и все его диагональные миноры.
§ 5. Диаграмма Вышнеградского
В уравнение (377) системы автоматического регулирования
входит размерное время г, поэтому коэффициенты Ло, и т.д.
уравнения также размерные величины. При исследовании ра-
боты систем регулирования целесообразно уравнениям прида-
вать безразмерную форму, которую часто называют нормиро-
ванной.
Нормирование уравнений может быть произведено путем
перехода к безразмерному времени т и выбора некоторой кон-
станты q9 имеющей размерность времени, определяемой в ка-
ждом отдельном случае параметрами системы (двигателя и ре-
гулятора) так, что
t = qx.	(391)
Подстановка выражения (391) в уравнение (377) дает
d3<p </2Ф	2 d<p
Аз dx3 dt2 +Aiq di +
(392)
+ Aoq Ф =	- B2q - Brq2 — - BQq3^.
394
Пусть q = |/л3/Л0. Тогда нормированное дифференциаль-
ное уравнение (392) получит вид
J3(p d2<p и dtp
Л	Л dan
= Lap - Q2	6о“д -
X = M2M3) j/^зМо '>
C = (Л1/А3)р/(Л3/Ло)2;
е2 = (в2М3)рЧм0; f
б1=(В1/Л3)}/(Л3/Ло)2;
So = *oMo ’ Л) = 5oMo •
(393)
(394)
При импульсном возмущении (см. рис. 318, а) ад — ар — О,
поэтому уравнение (393) становится однородным
J3(p/^T3 + х^2ф/<й2 + ^Jcp/t/x + ср = 0.	(395)
Рис. 320. Диаграмма Выш-
неградского
Уравнения (393) и (395) показывают, что характер процессов
в системе регулирования определяется величиной и знаком
коэффициентов дифференциального уравнения системы. Так
как коэффициенты % и др. нормированного уравнения
являются безразмерными, их можно рассматривать в качестве
критерия подобия работы систем автоматического регулирова-
ния. Во многих системах автоматического регулирования таких
коэффициентов два (% и £), поэтому их можно выбрать в каче-
стве осей координат на плоскости, характеризующей все виды
переходных процессов, описываемых уравнением (395). Такая
диаграмма была впервые предложена И. А. Вышнеградским
и называется его именем.
Согласно критериям Рауза-Гурвица (389) процессы, описы-
ваемые линейным дифференциальным уравнением (395), будут
сходящимися, а система устойчивой только в том случае, если
X > 0; £>0; х£ — 1 > 0. Следовательно, уравнение х£ — 1 = 0
дает границу 1 между сходящимися и расходящимися процес-
сами (рис. 320). Граница между колебательными и апериодиче-
скими процессами дана кривыми 2 и 3.
Найденные таким образом границы разделяют все поле
диаграммы на четыре области:
I-область апериодически сходящихся процессов
ф = С1е-^1т+С2е“Мт+С3е-1^;
II- область колебательных сходящихся процессов с часто-
той колебаний р
ср =	-I- Ле” sin (Рт + у);
III — область колебательных расходящихся процессов с ча-
стотой колебаний Р
395
ср = С\е + Ле+ sin (Рт + у);
IV- область апериодически расходящихся процессов
Ф = С1е+|Р1|т+С2е+|^|т+С3е”[Рз[т.
Таким образом, зная коэффициенты нормированного урав-
нения (критерии подобия), по диаграмме Вышнеградского мож-
но получить определенное представление о переходном процес-
се, если этот процесс описывается линейным дифферен-
циальным уравнением третьего порядка с постоянными коэф-
фициентами.
§ 6. Критерий устойчивости Михайлова
Критерий устойчивости Михайлова удобен при исследова-
нии устойчивости систем, переходные процессы которых
описываются уравнениями более высоких порядков.
Пусть процессы исследуемой системы описываются ли-
нейным дифференциальным уравнением, например, четвертого
порядка с постоянными коэффициентами:
d4(p d3cp d2cp dtp
^ + Лз1?" + Л21^ + Л17Г + ЛоФ = о-
При решении характеристического уравнения такой системы
может быть найдено четыре корня:	р2, р3, р^. Известные
корни дают возможность представить характеристическое
/с=4
уравнение в виде произведения П (р — Рк) = 0.
к- 1
В соответствии с предлагаемым методом в полученном
уравнении производится подстановка чисто мнимого корня
Характер переходных
процессов определяется
значением критериев по-
добия х и В тех случаях,
когда получают точку на
гиперболе 1 (рис. 320),
переходный процесс
является колебательным
с постоянной амплитудой.
Критерий Михайлова
сводится к следующему:
переходные процессы
являются сходящимися,
а система автоматическо-
го регулирования устойчи-
вой только в том случае,
когда годограф вектора
H(Q) уравнения и-го по-
рядка при изменении £1
от 0 до + оо проходит
последовательно п квад-
рантов и поворачивается
против часовой стрелки.
p=iQ,
где i = |/ — 1; Q- частота колебаний, при которой в системе ре-
гулирования появляется незатухающий колебательный процесс
(кривая 4, рис. 319), и характеристическое уравнение получает
вид
к=4
П (i£l-pk) = 0.
k=i
(396)
Каждый из двучленов уравнения (396) является ком-
плексным числом и поэтому может быть представлен в виде
вектора на комплексной плоскости, где по оси абсцисс от-
кладывают действительную часть комплексного числа, а по оси
ординат-мнимую (рис. 321, а). Все действительные части дву-
членов, образованных положительными корнями характеристи-
ческого уравнения, откладывают по оси абсцисс влево, а все
действительные члены двучленов, образованные отрицательны-
ми корнями характеристического уравнения,-вправо. По оси
ординат откладывают мнимую величину iQ, а частота Q, прини-
маемая в качестве переменной, изменяется от — оо до + оо.
При £1 = 0 все векторы двучленов совпадают с осью абс-
цисс. При £1 > О векторы 1, 2, 3 и 4 поворачиваются по мере
396
Рис. 321. Векторное пред-
ставление характеристиче-
ского уравнения системы
автоматического регулиро-
вания:
увеличения Q от горизонтального положения при Q = 0 до вер-
тикального при Q = + оо. Таким образом, при изменении Q от
О до + оо все векторы поворачиваются на угол я/2. Если ко-
рень отрицательный, то вектор при 0 < Q < + оо направлен
вправо, и поворот на угол л/2 осуществляется против часовой
стрелки; если корень положительный, то вектор направлен вле-
во и поворачивается на угол я/2 по часовой стрелке.
Используя аналогичный метод, можно показать, что вектор,
образованный произведением двух двучленов, при изменении
Q от 0 до + оо повернется на угол 2я/2 против часовой стрел-
ки, если оба корня характеристического уравнения отрица-
тельные. Это справедливо и для комплексных сопряженных
корней с отрицательной действительной частью.
Увеличение числа двучленов в произведении на единицу при
тех же условиях (отрицательная действительная часть корня»
вызовет увеличение угла поворота вектора произведения про-
тив часовой стрелки на угол я/2, если Q изменяется от 0 до х.
Аналогично может быть получен вектор характеристическо-
го уравнения в виде H(Q) = x(Q) + iy(Q).
Для уравнения четвертой степени х(П) =	— A2Q2 + Ао;
y(Q) = A3Q3 +АХП.
Переходные процессы являются сходящимися, а система ав-
томатического регулирования устойчивой только в том случае,
если все действительные корни, а также все действительные ча-
сти всех комплексных сопряженных корней характеристическо-
го уравнения являются отрицательными величинами. В этом
случае вектор Н(П) системы четвертого порядка повернется
против часовой стрелки на угол 4я/2 при изменении О от 0 до
+ оо. Годографы вектора H(Q) (рис. 321,6) проходят в послед-
нем случае против часовой стрелки столько квадрантов, сколь-
ко единиц в порядке дифференциального уравнения.
Если среди п корней характеристического уравнения имеет-
ся т корней положительных (действительных или с положи-
тельной действительной частью), то вектор Н(П) повернется
против часовой стрелки на угол (п — 2т)л/2 при изменении Q от
О до + оо. Такой поворот вектора свидетельствует о расходи-
мости переходного процесса и, следовательно, о неустойчиво-
сти системы регулирования. Примеры годографов вектора Н(П|
при расходящихся процессах изображены на рис. 321, в-д.
а - дву членов; б - годографы
вектора Н (iQ)npn сходящихся
переходных процессах («-по-
рядок уравнения); e-Э-то же
при расходящихся пере-
ходных процессах
Рис. 322. Структурная схе-
ма разомкнутой системы
автоматического регулиро-
вания двигателя
§ 7. Частотный критерий устойчивости
Если одну из связей между элементами системы автомати-
ческого регулирования нарушить (например, по регулируемому
параметру <р, см. рис. 316), то такая система автоматического
регулирования называется разомкнутой. Ее входной координа-
той <рвх является изменение угловой скорости вала регулятора,
а выходной координатой срвых-изменение угловой скорости ва-
ла двигателя (рис. 322).
Уравнение такой системы, составленное на основе уравне-
ний, например, (310) и (335) при ад — 0 и ар = 0 имеет вид
t/д (р) dp (р) срвых — фвх •	(397)
397
Следовательно, передаточная функция разомкнутой си-
стемы
У(р) = фвых/фвх = 1/[<*д(рНр(Р)] >
и ее амплитудно-фазовая частотная характеристика
y(iQ)=l/[dA(iQ)dp(in)].	(398)
Сопоставление выражения (398) с выражениями (319) и (337)
показывает, что Y(iQ) = УцО’П) Ур(/П). Так как l^(ift) =
= Лд(£2)е1Уд^ и в соответствии с формулой (373) Ур(йП) =
= Лр(Г2)е‘7₽(£1),то У(Й>) = Ад (О) A р(П)е,[Тд(£1) + Y₽(£1)] =Л(й)е^(£1),
т. е. амплитудная частотная характеристика разомкнутой систе-
мы Лф) получается перемножением амплитудных частотных
характеристик элементов, а фазовая частотная характеристика
системы уф)-сложением фазовых частотных характеристик
элементов.
Амплитудно-фазовая частотная характеристика разомкну-
той системы (рис. 323) дает возможность судить об устойчиво-
сти соответствующей замкнутой системы автоматического ре-,
гулирования. На этом основан частотный критерий устойчиво-
сти Найквиста, для нахождения которого необходимо рассмо-
треть выражение 1 4- У(/П). После подстановки в него выраже-
ния (398) получаем
/ _ х'Ф) + /уф) H(iQ)
1 4- У(/П) = ——----—- = —	.	(399)
1 ’ хф) + /уф) P(iQ)	f
При выводе частотного критерия устойчивости удобно вна-
чале рассматривать лишь те системы автоматического регули-
рования, которые являются устойчивыми в разомкнутом со-
стоянии. К числу таких систем относятся, например, разомкну-
тая система, в уравнение (397) которой входят собственные
операторы (318) и (336) при кд > 0. При этом условии все корни
характеристического уравнения разомкнутой системы имеют
отрицательные действительные части, а вектор этого уравнения
Р(/со) = хф) + /уф)	(400)
в комплексной плоскости [хф); /уф)] при изменении Q от 0 до
+ оо поворачивается против часовой стрелки на угол пп/2 (где
п- порядок дифференциального уравнения системы).
Если система автоматического регулирования (замкнутая
система) является также устойчивой, то все корни Характери-
стического уравнения замкнутой системы (377) также должны
иметь отрицательные действительные части, а вектор этого
уравнения
Рис. 323. Амплитудно-фа-
зовые частотные характе-
ристики разомкнутой си-
стемы автоматического ре-
гулирования (прямого дей-
ствия) двигателя:
а - при устойчивой системе
в замкнутом состоянии;
б -при неустойчивой системе
в замкнутом состоянии;
в-при неустойчивой системе
в разомкнутом состоянии
и устойчивой в замкнутом со-
стоянии; г-при неустойчивой
системе в разомкнутом и
в замкнутом состоянии
Н(/П) = х'ф) + /у'ф)
(401)
в комплексной плоскости при изменении частоты О от 0 до
4- оо поворачивается против часовой стрелки на угол ил/2.
398
I
•
Критерий устойчивости
Найквиста может быть
сформулирован следую-
щим образом:
1) система автоматиче-
ского регулирования,
устойчивая в разомкнутом
состоянии, является устой-
чивой в замкнутом состоя-
нии, если амплитудно-фа-
зовая частотная характе-
ристика разомкнутой си-
стемы не охватывает точ-
ку с координатами ( — 1; 0)
на комплексной плоско-
сти;
2) система автоматиче-
ского регулирования, не-
устойчивая в разомкнутом
состоянии, является устой-
чивой в замкнутом состоя-
нии, если при изменении
О от 0 до + оо амплитуд-
но-фазовая частотная ха-
рактеристика разомкну-
той системы охватывает
точку с координатами
(— 1; 0) на комплексной
плоскости при повороте
на угол тп против часовой
стрелки.
Векторы выражений (400) и (401) могут быть представлены
в виде показательных функций
Н(£1) = Я(П)е‘1'"(П)
И
P(iQ) = Р(П)е№\
(402)
где Н(П) и Р(П)-модули векторов, а ун(О.) и урф)“Их аргу-
менты.
Подстановка выражений (401) в формулу (399) дает
1 + У(Й2) = [Я(К1)/Р(Й1)]е‘(™(£1)" Тр(£1Ц	(403)
Как было отмечено выше, при устойчивых замкнутых и ра-
зомкнутых системах векторы выражений (400) и (401) поворачи-
ваются при изменении частоты Q от 0 до -I- оо против часовой
стрелки на одинаковые углы т/2, что свидетельствует о равен-
стве аргументов ун(И) = у/>(£1) и нулевом суммарном угле пово-
рота вектора 1 + y(iQ), как это видно из выражения (402 L
Если замкнутая система неустойчива, то ун(П) пл 2, и тог-
да ун(П) - Yp(O) / 0.
Таким образом, критерий устойчивости Найквиста может
быть сформулирован следующим образом: система автомати-
ческого регулирования устойчива, если вектор 1 -I- У(Ш) при из-
менении частоты О от 0 до -I- оо имеет нулевой суммарный
угол поворота.
На рис. 323, а вектор y(iQ) изображается прямой OD, и так
как прямая СО является вектором, равным единице, то вектор
1 + У(гП) определяется прямой CD, При изменении частоты
Q от 0 до + оо конец этого вектора движется по амплитудно-
фазовой частотной характеристике, а сам он поворачивается
около точки С, Суммарный угол поворота вектора 1 + У(/О)
будет равен нулю только в том случае, если вся амплитудно-
фазовая частотная характеристика расположена правее точки
С( — 1; 0) и не охватывает ее. Если амплитудно-фазовая частот-
ная характеристика охватывает точку С (— 1; 0), как это показа-
но на рис. 323,6, то суммарный угол поворота вектора
1 + У(й1) при изменении О от 0 до + оо окажется не равным
нулю, что свидетельствует о неустойчивости рассматриваемой
системы автоматического регулирования.
Если среди п корней разомкнутой системы автоматического
регулирования т корней положительные, то вектор P(iQ) (402)
при изменении О от 0 до + оо повернется против часовой
стрелки на угол (п — 2т)я/2, в то время как поворот вектора
H(iQ) в случае устойчивой системы автоматического регулиро-
вания в замкнутом состоянии составит угол пк/2 против часо-
вой стрелки.
Подстановка углов поворота векторов и P(iQ) при из-
менении Q от 0 до -I- оо в выражение (403) показывает, что
в рассматриваемом случае ун(П) — ур(П) = мл/2 — (и - 2/п г: 2 =
= тп.
Следовательно, если разомкнутая система автоматического
регулирования имеет т корней положительных действительных
или комплексных сопряженных с положительной действитель-
ной частью, то для устойчивости соответствующей замкнутой
399
системы автоматического регулирования вектор 1 + Y(iQ) при
изменении Q от 0 до + оо должен повернуться на угол тп про-
тив часовой стрелки. Так, например, на рис. 323, в приведена
амплитудно-фазовая частотная характеристика разомкнутой
системы, имеющей один положительный корень характеристи-
ческого уравнения. Соответствующая замкнутая система авто-
матического регулирования устойчива, так как угол охвата точ-
ки С ( — 1; 0) составляет тк при т = 1 против часовой стрелки
при изменении Q от 0 до + оо. На рис. 322, г амплитудно-фазо-
вая характеристика разомкнутой системы протекает так, что
при изменении Q от 0 до + оо суммарный угол поворота век-
тора 1 4- У(Ш) составит тя (при т = 1), но по часовой стрелке.
Следовательно, соответствующая замкнутая система автомати-
ческого регулирования неустойчива.
§ 8. Качество работы систем
автоматического регулирования
Оценка устойчивости работы системы автоматического ре-
гулирования двигателей на всех режимах, где это необходимо,
является задачей весьма важной при выяснении пригодности си-
стемы для эксплуатации. Однако не каждый сходящийся пере-
ходный процесс может удовлетворить потребителя.
Система автоматического регулирования должна обеспе-
чить еще заданное качество переходного процесса (рис. 324),
отражающее прежде всего две характеристики: время регули-
рования Ть т.е. время, в течение которого устанавливается за-
данный равновесный режим после возмущения (с допустимой
погрешностью Лсо£), и максимальное отклонение Дсотах регули-
руемого параметра от его равновесного значения в течение
переходного процесса.
Оценка качества работы системы автоматического регули-
рования (качества переходного процесса) может быть осущест-
влена косвенными и прямыми методами. К числу косвенных
методов относят различные интегральные критерии качества.
Каждый из таких критериев так или иначе служит для оценки
площади под кривой переходного процесса. Чем меньше эта
площадь, тем выше качество работы системы регулирования.
Косвенные методы следует применять в тех случаях, когда не-
возможно использовать прямой метод оценки качества-по-
строить переходный процесс и непосредственно определить его
параметры. Прямая оценка качества работы систем автомати-
ческого регулирования по переходному процессу является на-
иболее точной и наглядной.
Работа многих систем автоматического регулирования дви-
гателей может быть описана линейным дифференциальным
уравнением (377), (393) и (395).
Для построения переходного процесса, описываемого урав-
нением (395), необходимо определить численные значения кри-
териев подобия х и ? по формулам (394), и при их помощи по
соответствующим таблицам или по дополненным диаграммам
Вышнеградского могут быть определены числовые значения
ряда параметров, необходимых для построения переходных
процессов.
Рис. 324. Параметры каче-
ства переходных процессов
400
Рис. 325. Схема построе-
ния составляющих пере-
ходного процесса:
а - ап ери од ическ ой; б-к оле-
бательной
Общий интеграл уравнения (395) может быть записан в виде
Ф = CjeplT + С2еР2Т + С3еГзТ -при действительных корнях харак-
теристического уравнения и ф = С1еР1Т + С2е7Тсоз(Рт) +
+ C3eaTsin(pT)-npH наличии пары комплексных сопряженных
корней (р2 3 — ot + z*P).
В качестве параметра, характеризующего изменение орди-
наты сходящейся апериодической составляющей (экспоненты)
ср/ =	, избран отрезок безразмерного времени , в те-
чение которого ср,-ордината апериодической составляющей-
уменьшается вдвое (рис. 325, а).
Одним из параметров, характеризующих протекание коле-
бательной составляющей <р2 = C2eaxcos ((Вт) или ср3 =
= C3eaTsin (Рт), является р-круговая частота колебаний, нане-
сенная на дополненные диаграммы Вышнеградского, или без-
размерный период колебаний Тх — 2л/р, имеющийся в соответ-
ствующих таблицах.
Параметром, характеризующим скорость затухания ампли-
туды колебаний, является отношение р последующей ампли-
туды фь2 к предыдущей срК2 одного и того же алгебраического
знака. В области II (см. рис. 320) колебательная составляющая
сходящаяся, поэтому р < 1; в области III р > 1.
Значения 7^(р) и р дают возможность построить точки 7, 6,
9 и 14 огибающих экспонент (рис. 325,6) через каждый период
колебаний.
Если переходный процесс заканчивается в течение одного-
двух периодов колебаний, то для построения огибающих экспо-
нент следует определить дополнительно координаты промежу-
точных точек 2, 3, 4, 10, 11 и 13 на абсциссах TJ4, TJ2, 3TJ4.
Для определения рсд/- отношения выбранной ординаты
экспоненты (на абсциссе cTJd при определенных значениях с
и d) к ординате в начале цериода - может быть использован
график, показанный на рис. 326, а.
401
В случае резкого уменьшения амплитуды колебаний необхо-
димо учитывать сдвиг по абсциссе на Ат экстремального от-
клонения фМ2 по сравнению с абсциссой точки касания со-
ставляющей с огибающей экспонентой. Сдвиг Дт (5-6; 7-8) (см.
рис, 325,6) определяется по графику на рис. 326,6, если из-
вестны Р и р. Для определения ординаты фт точки экстрему-
ма на рис. 326, в приводится зависимость <рт/ФА от р.
Начальная точка 1 с ординатой (см. рис. 325,6) опреде-
ляется константами интегрирования которые можно под-
считать по формуле
с{=^ф0+^Ч+^Г%,
где и ^-относительные константы интегрирования, зна-
чения которых определяют по таблицам или дополненным
диаграммам Вышнеградского; ф0, Ио и Ио-соответственно на-
чальные отклонение, скорость и ускорение исследуемого пара-
метра.
При необходимости построить переходный процесс после
ступенчатого возмущения следует использовать неоднородное
уравнение (385) или (393). Значения начальных условий в этом
случае зависят от значений производных в правой части урав-
нения. Так, применительно к уравнению (377) после возмуще-
ния ад - - 1,0 (уменьшение нагрузки) и ар = 0 (постоянная на-
стройка регулятора) ф0 = 0;	= В2 /А3;	/А3 — А2В2 /А3,
или применительно к уравнению (393) Фо = 0; F0 = g2; Ио —
Перечисленные выше параметры переходных процессов по-
зволяют при известных критериях подобия (394) и начальных
условиях ф0, Vo и % построить каждую составляющую пере-
ходного процесса, а просуммировав их, и сам переходный
процесс.
При необходимости построить переходный процесс, описы-
ваемый линейным дифференциальным уравнением порядка вы-
ше третьего, можно использовать различные приближенные
методы, например, метод трапецеидальных частотных характе-
ристик или метод, основанный на использовании обобщенных
амплитудно-фазовых частотных характеристик замкнутых си-
стем автоматического регулирования. Для анализа работы
и синтеза систем автоматического регулирования широко ис-
пользуют аналоговые и цифровые электронные вычисли-
тельные машины, раскрывающие возможность оптимизации
статических и динамических качеств систем автоматического
регулирования.
Рис. 326. Параметры коле-
бательной составляющей
переходного процесса:
а - отношение промежуточ-
ной ординаты огибающей экс-
поненты к ординате в начале
периода; б-абсцисса экстре-
мального отклонения сходя-
щейся колебательной соста-
вляющей ;в -ордината экстре-
мального отклонения сходя-
щейся колебательной соста-
вляющей; 1 - при c/d - 1/4 (че-
тверть периода); 2 - при c/d —
= 1/2 (полупернод); 3-прв
c/d ~ 3/4 (три четверти перио-
да); 4 -при c/d - 1 (период)
ГЛАВА
Автоматизация упра-
вления двигателями повы-
шает производительность
труда.
Системы автоматиза-
ции делят по типу приме-
няемого источника энер-
гии и рабочего тела.
12
АВТОМАТИЗАЦИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
J
i
§ 1. Общие положения
Автоматизация управления работой комбинированных дви-
гателей позволила значительно облегчить работу обслуживаю-
щего персонала, повысить надежность работы двигателей
и обеспечить длительную безаварийную работу. Во многих
случаях применение комплексной автоматизации управления
обеспечивает работу двигателей длительное время без обслу-
живания и без наблюдения за их параметрами.
В настоящее время все двигатели имеют определенную сте-
пень автоматизации. В нашей стране установлены четыре
степени автоматизации:
1-я степень-поддержание нормальной работы после пуска
и нагружения дизель-электрического агрегата (в том числе без
обслуживания не менее 4 ч); при этом обеспечивается аварий-
но-предупредительная сигнализация и защита, автоматический
подзаряд аккумуляторных батарей и автоматическое регулиро-
вание напряжения. Предусматривается также дистанционное
управление. Оборудование двигателей контрольно-измеритель-
ной аппаратурой осуществляют дизелестроительные заводы;
2-я степень-предусматривает все операции 1-й степени ав-
томатизации, а также дистанционное автоматическое управле-
ние пуском, остановом, предпусковыми и послеостановочными
операциями, частотой вращения и реверсирования. Кроме того,
2-я степень автоматизации предусматривает автоматическое
регулирование вязкости тяжелого топлива, автоматизиро-
ванный переход работы двигателя с одного топлива на другое,
экстренный пуск и останов двигателя и исполнительную сигна-
лизацию. Необслуживаемое время работы должно составлять
не менее 25 ч;
3-я степень-включает все операции 2-й степени и дополни-
тельно автоматическое пополнение расходных баков топлива,
масла, охлаждающей жидкости и сжатого воздуха, а также ав-
томатическое управление вспомогательными агрегатами или
отдельными операциями обслуживания двигателей;
4-я степень-предусматривает автоматизацию всех операций
по 3-й степени и дополнительно операции централизованного
управления (с помощью управляющих машин) и диагностиро-
вание технического состояния двигателя в целом и его от-
дельных частей. Для некоторых дизель-генераторов предусмо-
трена возможность увеличения времени необслуживаемой
403
работы до 250 ч. Разработаны стандартные схемы автоматиза-
ции силовых установок с двигателями внутреннего сгорания.
Это позволяет наладить серийное производство средств авто-
матизации, что снижает стоимость их производства, улучшает
качество и увеличивает срок службы.
В зависимости от необходимой мощности систем автомати-
зации и наличия той или другой системы энергопитания приме-
няют различные системы автоматизации двигателей: электри-
ческие, пневматические, гидравлические и смешанные. На
установках с небольшими двигателями применяют электриче-
ские системы автоматизации. Наибольшей надежностью обла-
дают системы, выполненные на базе электрических контактных
релейных устройств. Введение полупроводниковых элементов
улучшает качество работы систем, однако повышает их стои-
мость. На судовых двигателях наибольшее распространение
получили пневматические и смешанные - электропневматиче-
ские - системы автоматизации.
В настоящее время разрабатываются системы автоматиче-
ского управления двигателями, основанные на интегральных,
логических схемах. Интегральные схемы могут быть осущест-
влены на базе электронных устройств, а также универсальных
систем элементов промышленной пневмоавтоматики
(У СЭПП А). Эти схемы позволяют синтезировать командный
импульс по нескольким последовательно поступающим сигна-
лам готовности от различных систем двигателя. Например,
прокручивание вала двигателя производится после получения
сигнала о снятии блокировок, прокачивании масла и наличии
воды. Усложнение пневматических систем в результате введе-
ния логических схем приводит к увеличению стоимости си-
стемы.
Развитие технологии изготовления микро-ЭВМ позволяет
внедрять системы управления двигателями на базе микропро-
цессоров.
§ 2. Элементы автоматических устройств
Во всех системах автоматизации различают три основные
группы устройств: 1) первичные устройства, или преобразова-
тели, дающие первичную информацию; 2) устройства обработ-
ки информации и выдачи командного импульса; 3) исполни-
тельные устройства и показывающая аппаратура.
Все системы автоматизации должны обладать вибростой-
костью и надежно работать продолжительное время в усло-
виях переменных температуры, давления и влажности без
обслуживания.
Группа первичных устройств
Преобразователь-первичный прибор, воспринимающий из-
менение контролируемого параметра и включающий при до-
стижении последним определенного значения устройства пер-
вичной системы передачи или изменяющий силу тока
в первичной сети пропорционально входному параметру.
В электрических цепях преобразователей и в их контактных
устройствах применяют электрический ток низкого напряжения
I

Применение инте-
гральных логических си-
стем-будущее автомати-
ческого управления.
Все системы автомати-
зации должны обеспечи-
вать четкую, долговремен-
ную работу при значи-
тельной вибрации элемен-
тов системы.
404
I
Преобразователи ин-
формируют о значениях
рабочих параметров дви-
гателя.
I
Четкость переключения
цепей обеспечивает точ-
ность функционирования
системы автоматического
управления.
или рабочее тело с небольшим давлением. Для приведения
в действие исполнительных устройств (для уменьшения их раз-
меров) следует применять более высокое напряжение или
давление.
В электрических системах автоматизации преобразователь
объединяют с контактным устройством (микровыключателем),
включающим или выключающим первичную цепь тока, или
с реохордом, изменяющим силу тока. В пневматических и ги-
дравлических системах открываются клацаны или сечения зо-
лотниковых устройств подачи газообразного (например, возду-
ха) или жидкого рабочего тела. В большинстве преобразовате-
лей предусматривают возможность регулирования момента
включения тока или открытия клапана пневматической си-
стемы.
Преобразователи, применяемые в двигателестроении, дают
информацию о температуре, давлении, уровне жидкостей, ча-
стоте вращения, наличии струи жидкости, качестве процессов
сгорания.
Микро выключатель. Во многих преобразователях для вклю-
чения или выключения используют микровыключатели, к ко-
торым предъявляют следующие требования: достаточная бы-
строта включения контактов; включение при строго одинако-
вом положении штока привода переключающего механизма;
малое усилие включения тока; малые размеры и масса кон-
тактного устройства (для удобства размещения в корпусе
преобразователя).
На рис. 327 показан стандартный микровыключатель ВК-1.
Главным элементом его является трехперая плоская пружина,
на свободном конце которой укреплен контакт из тугоплавкого
металла. Среднее перо Б пружины несколько длиннее двух
крайних А и крепится винтом к пластмассовому корпусу.
К этому же перу подведен один из контактов микровыключате-
ля. Концы крайних перьев упираются в упоры корпуса и изог-
нуты в одну сторону. Вследствие изгиба крайних перьев в пру-
жине возникает момент, отклоняющий конец пружины
с контактами и прижимающий его к нижнему опорному кон-
такту корпуса. К верхнему и нижнему упорам подведены про-
вода от электрической сети.
Рис. 327. Микровыключа-
тель ВК-1:
1 -нажимной шток; 2-трех-
перая пружина; 3-упор; 4
и 8 -выводные винты;
5-7 - клеммы; 9 - верхний не-
подвижный контакт; 10 -ниж-
ний неподвижный контакт;
И -штифт, соединяющий
верхнюю и нижнюю части
корпуса; А и Б-части трехпе-
рой пружины
405
Переключение контактов происходит при помощи легкого
штока, изолированного от массы. Шток упирается в среднюю
часть длинного пера пружины шаровидной частью пластмассо-
вого башмака. Среднее перо прогибается до положения, при
котором точка приложения силы на среднем пере оказывается
выше воображаемой линии, соединяющей точку упора подвиж-
ного контакта с точкой упора в корпус крайних перьев пру-
жины. В этот момент наступает состояние безразличного рав-
новесия пружины. Дальнейшее движение штока приводит
к изменению направления действия момента, возникающего
вследствие изгиба крайних перьев трехперой пружины. Нару-
шение состояния безразличного равновесия приводит к резко-
му перескакиванию подвижного контакта с одного упора на
другой. При движении штока в обратном направлении после
перехода через состояния безразличного равновесия под-
вижный контакт резко перемещается в прежнее положение. Ми-
кровыключатель обеспечивает переключение контактов при
строго определенном положении нажимного штока.
Микро выключатели работают при силе тока 15-20 А, по-
этому при использовании их не требуется усиление тока. Нали-
чие трех выводов позволяет применять микро выключатель
в качестве включателя, выключателя или переключателя элек-
трического тока.
Преобразователи температуры. Эти преобразователи слу-
жат для измерения температуры воды, масла, газов, а также
деталей двигателя и включения первичной цепи тока или от-
крывания клапана пневматической системы при достижении
определенного значения температуры. Включение первичной
цепи тока или открытие клапана производится непосредствен-
но подвижной деталью преобразователя или путем воздей-
ствия на переключающий механизм переключателя. На двига-
телях нашли применение следующие преобразователи темпера-
туры: биметаллические, дилатометрические, манометрические,
термопары и термисторы.
Принцип работы биметаллического преобразователя осно-
ван на изгибе сваренной из двух различных металлов пластины
(рис. 328) вследствие неодинакового их расширения при нагре-
ве. Металл с большим температурным коэффициентом линей-
ного расширения удлиняется при нагреве больше, что приводит
к изгибу пластины. Угол поворота пластины прямо пропорцио-
нален ее длине и приращению температуры. На величину изги-
ба пластины влияют разность температурных коэффициентов
линейного расширения и соотношения толщин полосок метал-
лов, из которых сварена пластина. Для увеличения длины пла-
стины ее иногда делают в виде спирали, свободный конец ко-
торой соединяют с подвижным выключателем. Замыкание
электрической цепи производится пластиной или специальным
контактным устройством. В первом случае замыкание контак-
тов происходит недостаточно четко, что ограничивает допусти-
мую силу тока в первичной цепи в результате искрения при
приближении контактов друг к другу. Во втором случае би-
металлическая пластина приводит в действие устройство, за-
мыкание контактов которого осуществляется специальной пру-
жиной. Основной недостаток биметаллических преобразова-
телей-недостаточная стабильность моментов замыкания цепи
Рис. 328. Схема биметал-
лического преобразователя
температуры:
1 - пластина с большим тем-
пературным коэффициентом
линейного расширения;
2-пластина с малым темпе-
ратурным коэффициентом ли-
нейного расширения; 3-под-
вижный контакт; 4 -непо-
движный контакт
Температурные пре-
образователи информи-
руют о температурном со-
стоянии жидкостей, газов
и деталей.
В биметаллических пре-
образователях измерение
температуры основано на
изгибе пластины, сварен-
ной из двух разных метал-
лов.
Рис. 329. Схема дилатоме-
трического преобразовате-
ля температуры:
I - пассивный стержень; 2 - ак-
тивная трубка; 3-микровы-
ключатель
406
’'И
Рис. 330. Унифициро-
ванный преобразователь
температуры КР-1:
1 -сильфонный чувстви-
тельный элемент; 2 - шток;
3 - пружина; 4 - микровыклю-
чатель; 5-механизм регули-
рования положения микровы-
ключателя; 6 - термо баллон
вследствие появления остаточных деформаций в пластине при
значительном перепаде температур. Для устранения этого не-
достатка следует применять металлы, температурные коэффи-
циенты расширения которых различаются незначительно, и
увеличивать длину пластины. Однако при увеличении длины
пластины повышается чувствительность преобразователя к
вибрации.
Дилатометрические преобразователи работают по принципу
измерения разности удлинения двух стержней из различных ме-
таллов (рис. 329). В отличие от биметаллического преобразова-
теля стержни сварены только концами. При нагревании один
из стержней (обычно внешний в виде трубки), изготовленный
из металла с большим температурным коэффициентом линей-
ного расширения, удлиняется больше, чем другой. Перемеще-
ние свободного конца одного из стержней относительно друго-
го используется для размыкания или замыкания электрических
контактов. В конструкции преобразователя обычно предусма-
тривают возможность регулирования момента его срабатыва-
ния.
Принцип действия манометрических преобразователей тем-
пературы основан на измерении давления пара легкокипящей
жидкости, помещенной в замкнутом объеме. В этом случае
парциальное давление паров жидкости прямо пропорциональ-
но их температуре. Удобство манометрических преобразовате-
лей заключается в наличии гибкой дистанционной капиллярной
трубки, позволяющей располагать электрическое контактное
устройство на некотором расстоянии и не подвергать его воз-
действию вибрации. Кроме того, приемная часть с электриче-
скими контактными устройствами по конструкции может быть
выполнена одинаковой с преобразователем давления, что удоб-
но в отношении производства унифицированных приборов. Та-
кие приборы, как например, преобразователь КР-1 (рис. 330),
выпускаются промышленностью серийно.
Термопары используют для контроля текущих значений вы-
соких температур. В этом случае термопары присоединяют не-
посредственно к гальванометру. Включение термопар в систе-
му автоматического управления экономически нецелесообразно
в результате необходимости усиления малых термо-ЭДС, воз-
никающих в цепи термопары.
Для измерения температуры малогабаритных деталей при-
меняют термисторы^ представляющие собой полупроводни-
ковые терморезисторы. Электросопротивление выпускаемых
промышленностью термисторов уменьшается примерно на 5%
при нагревании их на 1 К. Использование термисторов воз-
можно только при применении слабых токов, не приводящих
к нагреву преобразователя. Термисторы должны быть изолиро-
ваны от массы достаточно теплопроводной изоляцией (напри-
мер, окисью магния) для приближения температуры преобразо-
вателя к температуре измеряемой детали. Чтобы уменьшить
отвод теплоты от преобразователя, провода, соединяющие его
с усилителем, должны быть изготовлены из материала с малой
теплопроводностью.
Температуру определяют путем измерения электрического
сопротивления. На рис. 331 показан преобразователь с двумя
термисторами для измерения двух температур.
407
Рис. 331. Преобразователь
с двумя термисторами:
1 - заполнитель; 2 ~ термис-
тор; 3 -провода тока; 4-изо-
ляторы
Преобразователи давления. Эти преобразователи служат для
измерения давления масла, топлива, воды, воздуха и газов. На
двигателях применяют пружинно-поршеньковые, мембранные,
сильфонные, с манометрической трубкой и гидростатические
преобразователи давления (рис. 332).
Пружинно-поршеньковые преобразователи (рис. 332, а) в на-
стоящее время применяют редко, так как их нормальная рабо-
та легко нарушается при попадании грязи в зазор между порш-
нем и цилиндром. Широкое распространение получили мем-
бранные и сильфонные преобразователи (рис. 332,6 и в),
имеющие большой срок службы. Приемная часть у силь-
фонных преобразователей такая же, как и у манометрических
(рис. 332, г), что дает возможность их унифицировать по кон-
струкции и выполнять в одном блоке с преобразователями
температуры.
С помощью гидростатических преобразователей (рис. 332,3)
можно измерять достаточно точно малые перепады давлений,
что позволяет применять их, например, для определения разре-
жения в картере двигателя. При наличии разрежения подкис-
ленная вода оголяет один из заделанных в трубку контактов
электрической цепи. В случае уменьшения разрежения контакты
покрываются водой, и электрическая цепь замыкается. Такой
преобразователь устанавливают на двигателях типа
Д20,7/(2 х 25,4) (Д100) для предотвращения аварии от взрыва
паров масла и топлива в картере.
Преобразователи частоты вращения. Основное назначение
этих преобразователей -подача импульса в систему сигнализа-
ции или в автоматические системы двигателя при достижении
определенной частоты вращения.
Автоматический контроль частоты вращения вала необхо-
дим для предотвращения «разноса», отключения пусковых си-
стем после пуска двигателя, разрешения на прием нагрузок при
достижении коленчатым валом определенной частоты враще-
ния и поддержания ее на нужном уровне, если это требуется.
В зависимости от степени автоматизации двигателя применяют
одно- или многоцелевые преобразователи.
При 1-й степени автоматизации предусматривают установку
предупредительной сигнализации и противоаварийной защиты
при «разносе». В этом случае применяют одноцелевой преобра-
зователь предельной частоты вращения, который может быть
расположен в ободе маховика или на любом вращающемся ва-
лу двигателя. На рис. 333 показан преобразователь предельной
I
Наиболее простые пре-
образователи давления —
мембранные.
Рис. 332. Схёмы преобра-
зователей давления
408
I
•
Многоцелевые преобра-
зователи частоты враще-
ния позволяют решать не-
сколько задач, используя
одно устройство.
I
Преобразователи пре-
дельной частоты враще-
ния устраняют возмож-
ность разноса двигателя.
А-А
13	18	17	16
частоты вращения вала дизеля 12ЧН 18/20 (М-756). Останов
дизеля происходит независимо от количества впрыскиваемого
топлива и регулятора скорости вследствие перекрытия трубо-
провода, подводящего воздух в двигатель. Заслонка закрывает-
ся под действием пружины, расположенной во впускном па-
трубке (на рис. 333 не показана). Ось заслонки соединена
системой тяг с валом 21 преобразователя.
Перед пуском двигателя воздушную заслонку вручную по-
ворачивают в положение «Открыто». При этом натягивается
закрывающая заслонку пружина и поворачивается вал 21 до
положения, при котором упор 15 встает на защелку 18. Чув-
ствительный элемент преобразователя представляет собой груз
9, вращающийся вместе с ротором 13. Центробежная сила гру-
за 9 воспринимается пружиной 11, расположенной между та-
релкой и сухарями 3 и 10. Ротор 13 приводится во вращение от
вертикального вала, соединенного с валом топливного насоса
при помощи торцового шлица. При достижении ротором пре-
дельной частоты вращения центробежная сила груза 9 преодо-
левает силу предварительного натяжения пружины 11 и выдви-
гает груз из ротора. Перемещаясь, груз 9 ударяет по защелке
18 и освобождает упор 15, что дает возможность повернуться
валу 21, а следовательно, и оси заслонки, перекрывающей
впускной трубопровод.
Предварительное натяжение пружины И регулируют вин-
том 4, который, воздействуя на сухарь 3, перемещает сухарь 10.
Сухари скользят по поверхности, расположенной под углом 45°
относительно направления перемещения. Уменьшение или уве-
Рис. 333. Преобразователь
предельной частоты враще-
ния вала дизеля М-756:
1 -корпус; 2 -крышка; 3
и 10-сухари; 4 -регулиро-
вочный винт; 5-упорная гай-
ка; б-стальные кольца; 7
и 20-резиновые уплотнения;
8 и 12-подшипники скольже-
ния; 9-груз чувствительного
элемента; 11 и 77-пружины;
13-ротор; 14-ось; 15-упор;
16-стакан; 18 -защелка;
19-рычаг; 21-вал
Рис. 334. Преобразователь
предельной частоты враще-
ния вала дизеля М-753;
1 -• тройник; 2 - воздушная за-
слонка; 3-рукоятка; 4-пру-
жина сальника; 5 - ось заслон-
ки; 6-пружина заслонки;
7-стяжной болт; 8-мембра-
на; 9-кольцо; 10-пружина
муфты; 11 и 12-кулачковые
полумуфты; Л-полость
409
личение предварительного натяжения пружины 11 приводит
к изменению частоты вращения, при которой освобождается
упор 15 и останавливается двигатель.
На рис. 334 изображен преобразователь предельной ча-
стоты вращения дизеля 12ЧН 18/20 (М-753), в котором в каче-
стве чувствительного элемента используют преобразователь
давления, выдающий импульс при достижении давления возду-
ха за компрессором предельного значения (при частоте враще-
ния вала двигателя выше номинальной давление воздуха за
компрессором также повышается выше номинального). Оста-
нов двигателя происходит в результате прекращения подачи воз-
духа в него при помощи воздушной заслонки 2, расположенной
во впускном трубопроводе после компрессора. Трубопровод за
компрессором соединен трубкой с полостью А в корпусе, огра-
ниченной мембраной 8 преобразователя. При увеличении да-
вления на мембрану 8 выше номинального пружина 10 сжи-
мается и кулачковые полумуфты 11 и 72, удерживающие ось
воздушной заслонки 2 в состоянии «Открыто», разъединяются.
Под воздействием предварительно скрученной пружины 6 за-
слонка 2 вместе с осью 5 поворачивается и перекрывает впуск-
ной трубопровод. Для приведения преобразователя предельной
частоты вращения в прежнее положение необходимо вручную
оттянуть за кольцо 9 мембрану 8 и рукояткой 3 повернуть за-
слонку в положение «Открыто». При этом взводится поворачи-
вающая заслонку пружина 6.
Трехимпульсное центробежное реле РЦ-3 (рис. 335) обеспе-
чивает включение трех электрических цепей при трех раз-
личных частотах вращения вала двигателя. Чувствительным
элементом преобразователя являются грузы 2, центробежные
В двигателях с механи-
ческим приводом турбо-
компрессора удобно ис-
пользовать для аварийно-
го останова повышение
давления наддува.
Рис. 335. Трехимпульсное
центробежное реле:
1 - мультипликатор; 2 - груз;
3-втулка муфты; 4-упор; 5
и 7-пружины; 6-контактное
устройство; 8-микровыклю-
чатель; 9 и 10- регулиро-
вочные винты
410
Рис. 336. Схемы уровнеме-
ров:
1 - поплавок; 2 - рычаг; 3 - ми-
кровыключатель
Уровнемеры обеспечи-
вают автоматическое на-
блюдение за уровнями
жидкости в двигателе
и системах.
силы которых уравновешиваются силами упругости пружин 5
и 7 различной жесткости. В левой части преобразователя рас-
положен мультипликатор 7, увеличивающий частоту вращения
вала с грузом. Шестерня мультипликатора имеет демпфирую-
щее устройство, смягчающее передачу нагрузки при резком из-
менении частоты вращения приводного вала. При увеличении
частоты вращения грузы расходятся и через угловые рычаги
перемещают втулку 3 муфты. Муфта, перемещаясь, сжимает
пружину 5, имеющую малую жесткость, а затем более жесткую
пружину 7. Сжатие пружины 5 ограничено упором 4. Переме-
щение втулки вызывает последовательное срабатывание кон-
тактных устройств (микровыключателей), расположенных во-
круг втулки.
Для изменения момента срабатывания контактные устройст-
ва перемещают с включающими рычагами вдоль оси центро-
бежного реле регулировочными винтами 9. Кроме того, регули-
ровочным винтом 10 можно изменять предварительное натяже-
ние пружин, что позволяет использовать реле на двигателях
с различной номинальной частотой вращения вала.
Преобразователи уровня (уровнемеры). Уровнемеры служат
для контроля за уровнем жидкости и при понижении его ниже
допустимого передают импульс в систему сигнализации или
в исполнительное устройство, управляющее доливкой топлива
или другой жидкости. При заполнении баков до уровня уровне-
меры передают импульс на прекращение доливки.
Большая часть уровнемеров имеет поплавок, соединенный
с передающим устройством (рычагом, тросом, стержнем).
Уровнемеры могут быть с угловым качанием рычага, соеди-
ненного с поплавком (рис. 336, а), и с вертикальным перемеще-
нием поплавка (рис. 336,6). Уровнемеры первого типа целесо-
образно устанавливать в широкие баки, а второго-в узкие,
в которых уменьшено изменение уровня жидкости при качке
Рис. 337. Поплавковый
уровнемер РУС-3:
1 - поплавок; 2-рычаг;
3-крышка; 4-сильфон-раз-
делитель ; 5 - рычаг включе-
ния ; 6 ~ микро выключатель;
7-колпак; 8-корпус
Рис. 338. Схема гидроста-
тического уровнемера
(например, в судовых установках). На рис. 337 показана кон-
струкция уровнемера РУС-3, который крепится к стенке бака;
положение оси уровнемера обычно совпадает с контроли-
руемым уровнем. В двигателях используют уровнемеры как
верхнего, так и нижнего уровней.
Кроме поплавковых применяют гидростатические уровне-
меры (рис. 338), которые определяют положение уровня по ги-
дростатическому давлению в нижней части бака, измеряемому
преобразователем давления.
Принцип работы емкостных уровнемеров (рис. 339) основан
на изменении емкости конденсатора, образованного изо,тиро-
411
ванными от массы и друг от друга штырем 1 и охватывающей
его трубкой 2 с отверстиями для свободного прохода жидко-
сти, при погружении в диэлектрическую жидкую среду (напри-
мер, масло или топливо). При заполнении зазора между шты-
рем и трубкой диэлектрической жидкостью изменяется элек-
трическая емкость и частота колебаний тока в электрическом
контуре, в который включена емкость. Изменение емкости кон-
денсатора обусловливает срабатывание электронного усили-
теля.
Для измерения уровня электропроводящей жидкости, какой
является вода, применяют уровнемеры аналогичной конструк-
ции, но с усилителем, работающим по принципу прямого уси-
ления слабого тока, появляющегося при заполнении жид-
костью зазора между штырем и трубкой. Разрыв цепи тока
происходит при оголении штыря и вытекании жидкости из
зазора.
Преобразователи наличия струи жидкости. Преобразовате-
ли этого вида применяют для защиты двигателя от аварий,
происходящих при прекращении циркуляции жидкости в систе-
ме охлаждения. Преобразователи наличия струи делят на пре-
образователи открытого и закрытого (расходомеры) типа. Пре-
образователи открытого типа устанавливают в разрыве трубо-
провода системы жидкостного охлаждения. Разрыв трубопро-
вода следует делать в месте слива жидкости или в верхней
части системы, где он не мешает циркуляции жидкости в систе-
ме охлаждения двигателя. Недостатки таких преобразовате-
лей-громоздкость и наличие открытой струи жидкости. В на-
стоящее время они применяются редко.
Большое распространение получили закрытые преобразова-
тели (рис. 340). В диафрагменном преобразователе (рис. 340, а)
использован принцип работы мерной диафрагмы. Перепад да-
влений по обе стороны ее используется для приведения в дей-
ствие контактных устройств 1, При нормальном течении жид-
кости через систему охлаждения контакты сигнализирующей
системы разомкнуты. В случае отсутствия струи жидкости или
уменьшения ее расхода до значения, при котором возможно
нарушение работы двигателя, происходит включение сигнали-
зирующих устройств или исполнительных систем останова
двигателя.
Принцип действия клапанного преобразователя (рис. 340,6)
Рис. 339. Емкостный уров-
немер:
1 - штырь; 2 - трубка; 3  стен-
ка бака; 4 - гайка-изолятор;
5 - внутренний	изолятор;
6 - выводные клеммы для при-
соединения усилителя
I
•
Использование свой-
ства изменения емкости
при заполнении простран-
ства между пластинами
конденсатора позволило
создать вибростойкий
преобразователь.
I
•
Наблюдение за нали-
чием струи позволяет
предотвратить аварии при
прекращении подачи охла-
ждающей жидкости в дви-
гатель.
Рис. 340. Схемы преобра-
зователей наличия струи
412
основан на использовании перепада давлений, возникающего
при прохождении жидкости через проходное сечение клапана.
При нормальном функционировании системы охлаждения
(имеется движение жидкости) клапан открыт и через передаю-
щее устройство сигнализация отключена. При отсутствии дви-
жения жидкости сигнализация включается. Недостатком такого
устройства является сравнительно большое сопротивление те-
чению жидкости, что увеличивает затраты мощности на привод
циркуляционного насоса.
Группа промежуточных устройств
Рис. 341. Схемы электро-
магнитных реле:
а - с качающимся якорем; б - с
вытягивающимся якорем;
в - с поворотным якорем;
1 - сердечник; 2-обмотка;
3 - пружина; 4 - якорь; 5 - тол-
катель; 6-контактное уст-
ройство
Промежуточные устройства связывают первичный преобра-
зователь с исполнительными устройствами. Они служат для
усиления и размножения импульса. Наиболее важными и ши-
роко распространенными приборами группы промежуточных
устройств являются электромагнитные реле. Основной элемент
электромагнитных реле (рис. 341)-электромагнитная катушка,
через которую проходит ток первичной цепи, замыкаемой кон-
тактным устройством преобразователя. В зависимости от кон-
струкции реле появление тока в обмотке электромагнита вызы-
вает или притягивание якоря к сердечнику (рис. 341, а), или
втягивание якоря (рис. 341,6), или поворот якоря (рис. 341, в).
Во всех случаях перемещение якоря вызывает замыкание или
размыкание ряда контактов Бг и Б2 вторичных цепей тока, чис-
ло которых зависит от числа исполнительных и сигнализирую-
щих устройств.
Выбор типа и мощности релейных устройств определяется
силой тока, поступающего в исполнительное устройство. Сила
тока в сигнализирующих системах обычно не превышает 20 А.
В системах световой сигнализации применяют слаботочные ре-
ле до 15 А. Сильноточные реле, называемые контакторами, вы-
пускают для силы тока до нескольких сот ампер.
413
Получаемая от первичных преобразователей информация
должна быть обработана, логически синтезирована и выдана
в виде командного сигнала - импульса - на исполнительные
устройства. Блок логической обработки информации может
быть построен на базе релейных (разового скачкообразного
действия) контактных элементов, пневматических реле типа
У СЭППА и электронных процессоров или микро-ЭВМ.
Все операции и логическая последовательность их выполне-
ния производятся при помощи логических элементов. Сочета-
ние логических элементов позволяет осуществлять теоретиче-
ские положения, основанные на булевой алгебре, главные из
которых следующие: всякая переменная функция может при-
нять значение или 0, или 1. Выходная величина импульса тоже
может иметь значение 0 или 1.
На базе алгебры логики создают логические элементы, ос-
новные из которых показаны в табл. 8. В этой таблице: у-вы-
ходная величина; х-входная величина; х-отрицание «Не».
8. ОСНОВНЫЕ ЛОГИЧЕСКИЕ ЭЛЕМЕНТЫ
Командный импульс
выдается после обработки
всей информации, полу-
ченной от преобразовате-
лей.
Логические построения
основаны на применении
булевой алгебры.
Алгебраическое	Схема
логическое обозначение
Логический	Условное
элемент	изображение
414
В современной автома-
тике широко применяют
микропроцессоры и ми-
кро-ЭВМ.
Рис. 342. Схема электрон-
ного управления автомо-
бильного карбюраторного
двигателя:
1 - 7 - преобразователи;	8 -
ввод тока: 9, 10, Л и
22 - провода:	11- электрон-
ный модуль; 12-16- соле-
ноиды ; 17 - шаговый мо-
тор; 18- расп ределитель си-
стемы зажигания; 19 - универ-
сальный модуль зажигания;
20 катушка зажигания
Автоматическая сигна-
лизация облегчает обслу-
живающему персоналу на-
блюдение за двигателем.
Микропроцессорные системы автоматического
управления работой двигателя
В настоящее время применяют автоматическое управление
работой двигателей при помощи электронных систем, рабо-
тающих с микропроцессорами или микро-ЭВМ. Включение
в схемы микропроцессоров позволяет решать задачу управле-
ния впрыскиванием топлива, опережением зажигания по сигна-
лам преобразователей, информирующих о температуре и да-
влении окружающей среды, нагрузке, температуре охлаждаю-
щей жидкости, разрежении во впускном трубопроводе
и содержании кислорода в отработавших газах. Электронный
модуль определения момента зажигания или впрыскивания
топлива получает информацию от распределителя зажигания
с механическим регулятором опережения зажигания или от
вращающегося вала привода насосов и подсчитывает и опреде-
ляет необходимую величину опережения зажигания или момен-
та впрыскивания топлива для получения оптимального момен-
та впрыскивания рабочей смеси.
Для обеспечения работы двигателя при выходе электронно-
го модуля из строя предусмотрено обычное механическое регу-
лирование угла опережения зажигания или впрыскивания топ-
лива. При нарушении работы электронного модуля включается
оповещающий сигнал. В электронной системе двигателей
с принудительным зажиганием имеется преобразователь дето-
нации, по сигналу1 которого при появлении детонации умень-
шается угол опережения зажигания до полного исчезновения
детонации. Электронный модуль устанавливает момент зажи-
гания на границе появления детонации в двигателе. Система,
включающая электронный модуль, работает точнее, чем обыч-
ные регулирующие устройства. Микропроцессоры устанавли-
вают в стальную коробку и заливают эпоксидной смолой, что
обеспечивает достаточную надежность устройства. Предусмо-
трена возможность диагностического контроля модуля на
заводе-изготовителе.
На рис. 342 показана схема такой системы. Центральным
элементом системы является электронный модуль 11, пи-
таемый от батареи через ввод тока 8. С одной стороны к нему
подведены провода от различных преобразователей 1-7, а
с другой стороны подключены управляющие соленоиды 12-16.
Питание всей системы производится от сети 12 В. Сформиро-
ванный сигнал о моменте зажигания по проводам 21 и 22 по-
ступает в универсальный модуль зажигания 19, который осу-
ществляет смещение момента опережения зажигания. Зажига-
ние осуществляется от искры.
§ 3. Автоматическая сигнализация
При дистанционном управлении автоматическая сигнализа-
ция оповещает обслуживающий персонал о состоянии (нор-
мальном или ненормальном) двигателя и генератора. В зависи-
мости от назначения автоматическую сигнализацию подразде-
ляют на:
предупредительную, оповещающую о ненормальном проте-
кании процессов в двигателе или генераторе;
415
аварийную, сигнализирующую о достижении параметрами
аварийного значения и об останове вследствие этого двигателя;
контрольную или исполнительную, оповещающую о прохо-
ждении команд управления.
Световые или звуковые сигнализирующие устройства раз-
мещают в местах нахождения обслуживающего персонала.
В большинстве случаев сигнальные устройства сопровождают
расшифровывающими надписями, которые помогают быстро
определить характер неисправности. В этом отношении боль-
шое удобство представляют сигнализационные табло, предста-
вляющие собой набор подсвеченных снизу надписей, выпол-
ненных на матовом стекле и расположенных в определенном
порядке. При появлении предупредительного сигнала подсвечи-
вается расшифровывающая надпись.
Разработаны стандартизованные схемы сигнализирующих
устройств. На рис. 343 показана унифицированная схема сигна-
лизации по трем параметрам с использованием релейных
устройств (электрических). Для удобства схемы выполняют
с использованием стандартных условных обозначений по типу
«развернутой схемы», в которой вертикальными линиями обо-
значены провода подвода электрического питания.
Обмотки электрических реле и их контакты могут нахо-
диться в разных частях схемы. Поэтому каждый контакт обо-
значают цифровым и буквенным кодами. Обмотки реле имеют
порядковый номер, который проставляется за буквой К (напри-
мер KI, К2 и т.д.). Контакты этих реле имеют порядковый но-
мер, который пишется после обозначения номера обмотки,
приводящей их в действие, через двоеточие (например, KI J,
К1 :2 и т.д.). Каждое реле может иметь несколько контактов.
Для удобства чтения схемы нумерация контактов соответ-
ствует определенной группе контактных устройств (например,
контакты расшифровывающих ламп имеют номер 1: К1 : /, К2 :1
и т.д.; контакты стоп-устройства-номер 2: KI :2, К2 \ 2 и т.д.;
контакты зеленой лампы, указывающей на нормальную работу
двигателя-номер 3: К1 :39 К2:3 и т.д.). Если есть опасность
получения недостаточно устойчивого сигнала от преобразова-
теля, например преобразователя давления, при недостаточном
уровне масла в картере двигателя и попадания в масляный на-
сос пузырьков воздуха, на линию, соединяющую преобразова-
тель, присоединяют элемент памяти - контакт, который вклю-
чается параллельно с включающим устройством преобразова-
теля.
При поступлении сигнала от преобразователя замыкается
контакт, который удерживается в замкнутом состоянии до от-
ключения всей схемы. Чаще всего блокирующие контакты обо-
значают отдельной цифрой, например, 4 (К1 :4, К2:4 и т.д.).
Одновременно с замыканием контактов, включающих красные
расшифровывающие лампы, реле своими контактами размы-
кают линию, питающую зеленую сигнальную лампу. Целесо-
образно иметь только* одну зеленую сигнальную лампу в схе-
ме. Наличие многих таких ламп затрудняет наблюдение за
ними и неудобно для обслуживающего персонала.
Аварийно-предупредительные системы сигнализации имеют
систему стоп-устройства, которая включается одновременно
с включением аварийного сигнала. Систему стоп-устройства
Рис. 343. Унифицирован-
ная схема системы аварий-
ной сигнализации и за-
щиты:
Q1 -выключатель питания
схемы; S1 и S2 - выключатели
соответственно звуковой сиг-
нализации и защиты; S3—вы-
ключатель звукового сигнала;
HL1-HL3 и HL5-красные
сигнальные лампы; HLA-зе-
леная лампа; НА-звуковой
сигнал; К4 - электромагнит-
ное стоп-устройство; К1 -ре-
ле датчика снижения давле-
ния; К2, КЗ-электромаг-
нитные реле; KI :1 -К1:3,
К2 :1-К2 :3 и КЗ : 1 - КЗ : 3 -
контакты соответствующих
реле; SKI, SR1 и SP1-вы-
ключатели датчиков соответ-
ственно перегрева воды, час-
тоты вращения и давления;
1-12 -клеммы
416
I
•
При наступлении ава-
рийного состояния двига-
тель необходимо остано-
вить.
Аварийному состоянию
предшествует предаварий-
ное, характеризуемое из-
менением параметров.
можно при необходимости отключить выключателем S1. Стоп-
устройство К4 представляет собой электромагнит, воздей-
ствующий на устройство выключения подачи топлива. Для
удобства пользования системой стоп-устройства предусматри-
вают возможность ее отключения при помощи контактных
клемм 2 и 3 и подсоединения к клеммам 1 и 10 звукового сиг-
нала НА, который дублирует световые сигналы.
В системе предусмотрена возможность дистанционного от-
ключения стоп-устройства и звукового сигнала, а также под-
ключения дистанционной сигнальной лампы, горение которой
свидетельствует об отключении светового сигнала. Для вклю-
чения дистанционного пульта необходимо к клеммам 1 и 10
присоединить его клеммы 6 и 7, а к клеммам стоп-устройства
2 и 3 -клеммы 4 и 5 дистанционного пульта. В этом случае зву-
ковой сигнал НА клеммами 11 и 12 подключают к клеммам 5
и 9 дистанционного пульта. Выключателем S2 можно дистан-
ционно включать стоп-устройство, а выключателем S3-звуко-
вой сигнал НА или контрольную лампу HL5.
§ 4. Автоматическая аварийная защита
В автоматизированных двигателях необходимо предусма-
тривать систему противоаварийной защиты, позволяющую при
появлении признаков ненормальной работы двигателей вклю-
чать предупредительные сигнализирующие устройства, а при
достижении параметрами, характеризующими работу двигате-
ля, опасных пределов включать аварийные системы останова
двигателя.
Развитие аварии происходит в течение некоторого времени,
и в большинстве случаев аварийному состоянию двигателя
предшествует предаварийное состояние, характеризуемое выхо-
дом одного или нескольких параметров двигателя за пределы
допустимых значений. Не имеют предаварийного состояния
аварии, связанные с поломкой деталей. Отклонение отдельных
параметров работы двигателя или их сочетание может быть
использовано для получения сигнала для начала автоматиче-
ского воздействия на тот или другой параметр двигателя или
на его автоматизированный останов. В большинстве случаев
в предаварийный период повышается температура воды, масла
или газов, вследствие этого происходит увеличение темпера-
туры деталей. Чрезмерно снижается или повышается давление
в масляных, газовых трубопроводах или в магистралях си-
стемы охлаждения.
Таким образом, параметрами, которые можно использовать
в качестве импульсов для приведения в действие предупреди-
тельной и аварийной сигнализации, а также исполнительных
устройств останова двигателя, являются температура сред
и давление в трубопроводах. Все аварийные признаки можно
разделить на две группы: признаки, при появлении которых не-
обходимо немедленно остановить двигатель, и признаки, при
появлении которых останов двигателя не является обяза-
тельным, а требуется подать предупредительный сигнал или
предпринять меры, устраняющие развитие аварийного состоя-
ния.
417
В случае необходимости аварийного останова двигателя
включается система аварийной защиты, которая выключением
подачи топлива или прекращением подачи воздуха производит
останов двигателя. В некоторых случаях возможно включением
вспомогательных насосов или пополнением объемов устранить
предаварийный режим. Воздействие на рейку топливного насо-
са и на воздушную заслонку прекращения подачи воздуха
в двигатель осуществляется с помощью электромагнита, пнев-
матического или гидравлического серводвигателя. При необхо-
димости небольшого перестановочного усилия для останова
двигателя удобно использовать электромагниты, которые, од-
нако, при больших усилиях имеют большие размеры. В этом
случае применение пневматических или гидравлических
устройств более целесообразно ввиду большей компактности
этих устройств.
§ 5. Автоматизация пуска двигателей
Большая группа силовых установок с двигателями внутрен-
него сгорания имеет автоматизированный пуск. Автоматизация
пуска предусматривает при подаче импульса на пуск, который
может быть подан автоматическим устройством или операто-
ром, проведение операций подготовки двигателя к работе: до-
ливку масла и охлаждающей жидкости, предпусковую прокачку
масла, предварительный прогрев двигателя, прокручивание ко-
ленчатого вала и др. После проведения подготовительных опе-
раций производят пуск, отключение пусковых систем и прогрев
двигателя до рабочей температуры.
По характеру работы установки с автоматизированным пус-
ком могут быть основными, аварийными и резервными. В за-
висимости от назначения установки и условий эксплуатации
к двигателю предъявляют различные требования в отношении
времени, необходимого для пуска и принятия нагрузки. Так, не-
которые аварийные установки должны пускаться и принимать
полную нагрузку за доли минуты.
Время пуска и готовность к приему нагрузки у непрогрето-
го двигателя в основном зависят от времени прогрева и повы-
шения температуры масла и охлаждающей жидкости примерно
до 35-4О°С. Для двигателей различных типов в зависимости от
начальной температуры время прогрева до указанной темпера-
туры составляет 3-20 мин. В связи с этим в установках, ко-
торые должны иметь короткий пусковой период, применяют
устройства, поддерживающие двигатель в состоянии готовно-
сти к быстрому приему нагрузки, т. е. производящие периодиче-
ски подогрев охлаждающей жидкости и масла.
Для дизелей малой и средней мощности минимальное вре-
мя от подачи импульса на пуск до приема нагрузки агрегата-
ми, находящимися в состоянии готовности к быстрому приему
нагрузки, может быть равным 10-20 с, а для дизелей большой
мощности 30-80 с. Прогрев двигателя до температуры, позво-
ляющей производить прием нагрузки, осуществляют при ча-
стоте вращения вала, близкой к номинальной, а также при
меньшей частоте вращения. В первом случае значительно упро-
щается автоматизация управления.
Для сокращения времени ввода под нагрузку двигателей, не
поддерживаемых в состоянии готовности к быстрому приему
418
I
Перед пуском должны
быть проведены предпу-
сковые операции.
I
Готовность к быстрому
приему нагрузки обеспе-
чивает возможность бы-
строго пуска и нагружения
двигателя.
I
•
Для обеспечения нор-
мальной работы аккуму-
ляторных батарей пуск
двигателя производят не-
сколькими попытками
с паузами.
нагрузки, их оборудуют устройствами, ускоряющими прогрев
масла и охлаждающей жидкости (термостатами, терморегуля-
торами, водомасляными охладителями и т. п.). Кроме того, для
ускорения пуска таких двигателей применяют специальные
смазочные масла, имеющие пологую характеристику измене-
ния вязкости в зависимости от температуры, что облегчает
прокручивание вала двигателя в холодном состоянии.
При выборе конструкции автоматизированного двигателя
предпочтение отдают двигателям с облегченным пуском (на-
пример, двигателям с неразделенными камерами сгорания
и устройствами для облегчения пуска, двигателям с повышен-
ной степенью сжатия и др.). Для двигателей средней и повы-
шенной мощности необходима автоматизированная система
предварительной прокачки масла, обеспечивающая подачу сма-
зочного материала к подшипникам до прокручивания вала.
Для двигателей с автоматизированным пуском электродви-
гателем, получающим энергию от аккумуляторных батарей, не-
обходимо предусматривать возможность проведения несколь-
ких попыток пуска, выполняемых в том случае, когда
двигатель не начал работать после первой или второй попытки
пуска. Между попытками пуска должны быть предусмотрены
паузы для «отдыха» аккумуляторных батарей. Время прокручи-
вания вала и паузы определяются конструктивными особенно-
стями двигателя, его состоянием и температурой окружающей
среды.
В системе автоматизированного пуска должны быть предус-
мотрены блокировки для предотвращения пуска двигателя при
включенном валопроворотном устройстве. Кроме того, необхо-
димо исключить возможность включения электрогенератора,
работающего при пониженной частоте вращения, а следова-
тельно, вырабатывающего ток пониженного напряжения в сеть,
находящуюся под нормальным напряжением.
Для обеспечения бесперебойного снабжения потребителей
электроэнергией применяют автоматические устройства, вы-
дающие импульс на пуск при появлении признаков ненормаль-
ной работы основных источников электроснабжения. Пуск дви-
гателей на маяках может производиться при наступлении
темноты или появлении тумана. В большинстве случаев авто-
матические устройства пуска дублируются неавтоматизиро-
ванным пуском. Как автоматизированный, так и неавтоматизи-
рованный пуск можно осуществлять дистанционно. Для обеспе-
чения безопасности обслуживающего персонала, производяще-
го работы на двигателе, системы автоматизированного
и дистанционного пуска должны иметь отключающие устрой-
ства.
Автоматизация двигателей с электрическим
пуском
Для автоматизации и дистанционного управления двигате-
лем малой и средней мощности (примерно до 500-600 кВт)
электрический способ пуска является наиболее простым
и удобным. Пуск двигателей при помощи сжатого воздуха при-
меняют для двигателей большой мощности и тихоходных дви-
гателей, так как устройства пуска в этом случае имеют мень-
шие размеры и металлоемкость.
419
В большинстве двигателей с электрическим пуском осущест-
влены следующие принципиальные решения.
1.	Командные импульсы на пуск двигателя как автоматиче-
ский, так й ручной передаются на общее пусковое реле. Авто-
матическое устройство пуска и ручное управление пуском мо-
гут быть расположены около двигателя и на расстоянии от
него.
2.	Предварительная прокачка масла через подшипники дви-
гателя предусматривается для двигателей мощностью более
100 кВт. Прокачка осуществляется автономным насосом, при-
водимым в движение электродвигателем. Включение электро-
насоса производится по пусковому импульсу с некоторым опе-
режением относительно начала прокручивания коленчатого
вала. Отключение насоса производится по импульсу давления
в масляной магистрали или по времени работы насоса при по-
мощи реле времени.
3.	Для облегчения пуска двигателя с разделенными камера-
ми сгорания они оборудуются электрическими свечами накали-
вания. Свечи накаливания включаются по пусковому импульсу
с опережением относительно начала прокручивания коленчато-
го вала и остаются включенными во время работы пусковой
системы. В некоторых схемах для уменьшения затраты элек-
трической энергии после разогрева свечей в их цепь питания
вводят дополнительный резистор несколько уменьшающий си-
лу потребляемого тока.
4.	При наличии декомпрессионного устройства для облегче-
ния прокручивания вала двигателя при пуске включение деком-
прессионного устройства производится электросоленоидом,
а отключение осуществляется через определенный промежуток
времени (обычно через 2-5 с после начала вращения вала
двигателя).
5.	Пусковая система отключается при удачном пуске цен-
тробежным или частотно-чувствительным реле; при неудачной
серии пусковых попыток-при помощи реле времени.
Исправный, хорошо отрегулированный двигатель должен
пускаться с первой попытки. Однако при низкой температуре
и при износе поршневой группы двигателей в некоторых слу-
чаях требуется выполнять несколько попыток пуска. Для улуч-
шения режима работы аккумуляторных батарей попытки пуска
производят с паузой по времени для осуществления «отдыха»
батарей. Не рекомендуется проводить прокручивание вала дви-
гателя дольше 45-60 с. Таким образом пусковой цикл может
состоять из нескольких прокручиваний двигателя с промежу-
точными паузами для отдыха батарей. Такие пусковые циклы
осуществляются работой двух реле времени, соединенных в си-
стему пульс-пара. Общее время работы цикла ограничивается
тремя-пятью попытками пуска и контролируется реле времени.
6.	Разрешение на прием нагрузки подается специальным ре-
ле, в котором суммируются сигналы от преобразователей, сле-
дящих за достижением в двигателе рабочих параметров темпе-
ратуры и давления масла, температуры охлаждающей жидко-
сти, а также частоты вращения вала двигателя.
На рис. 344 показана типовая схема блока пуска двигателя
при помощи электрических реле. Пуск двигателя по схеме мо-
жет быть осуществлен вручную с местного и дистанционного
I
•
В конструкции автома-
тизированных двигателей
предусмотрены мероприя-
тия для облегчения пуска:
предварительный подо-
грев, применение спе-
циальных масел и др.
420
I
Схемы автоматизации
обычно дают в разверну-
том виде.
I
Отключение системы
пуска производится датчи-
ком частоты вращения че-
рез контакт в цепи блока
пуска.
I
Общее время попыток
пуска ограничивается реле
времени.
Рис. 344. Схема автомати-
ческого пуска двигателя:
01 -выключатель тока; 51-
выключатель реле автомати-
ческого пуска; 52-выключа-
тель ; К01 - реле пуска;
К02 - реле автоматического
пуска; КОЗ, К04 и К06-реле
времени; КО5-реле стартера;
R'07-реле включения свечей
накаливания; К08 -электро-
магнит защелки стоп-устрой-
ства; К10--реле разрыва; SR1
и SR2- выключатели датчи-
ков частоты вращения;
К09-реле включения масля-
ного насоса; HL1 -сигналь-
ная лампа; FA - плавкий пред-
охранитель; SB1 -кнопка пу-
ска; К01:1 и К01:2-контакты
реле пуска; К02:1 -контакты
реле автоматического пуска;
К10:1 и К10:2 -контакты реле
разрыва; К11:1 и К12:1 - кон-
такты реле частоты враще-
ния; К14:1 -контакт датчика-
реле автоматического пуска;
SP1 и SP2 - выключатели дат-
чиков давления; К04:1, КОЗ :1,
КОЗ :2 и К06:1 - контакты реле
времени; К13:1 - контакт реле
аварий; SR1 и SR2 - выключа-
тели датчиков частоты враще-
ния
постов управления, а также от автоматического устройства пу-
ска, которое тоже может быть расположено около двигателя
и на расстоянии от него.
Все импульсы на пуск подаются на общее пусковое реле
К01 от пусковой кнопки SB1 или от контакта реле автоматиче-
ского пуска К02 без предварительного ручного переключения
схемы с одного вида пуска на другой. Выключатель S1 в цепи
автоматического пуска необходим для возможности отключе-
ния автоматического пуска при обслуживании или ремонте
двигателя для обеспечения безопасности работы персонала.
В цепи обмотки пускового реле вводят два нормально замк-
нутых контакта, один из которых К10:1 отключает систему
пуска при наличии аварийных признаков, контролируемых дат-
чиками системы информации, а второй контакт КН :1 отклю-
чает систему пуска при штатном пуске двигателя при достиже-
нии двигателем пусковой частоты вращения режима холостого
хода. Импульс на отключение пусковой системы подается
первым контактом трехимпульсного реле частоты вращения
SR1, включаемым датчиком частоты вращения.
После срабатывания реле пуска KOI контакт реле пуска
К01 :2 включает обмотку электромагнита защелки стоп-
устройства К08, который снимает упор со стоп-устройства
и позволяет последнему принять рабочее положение и вклю-
чает обмотку реле включения свечей накаливания К07. Одно-
временно через контакт реле датчиков давления SP2 происхо-
дит включение обмотки контактора электронасоса предвари-
тельной прокачки масла. Предварительная прокачка масла
прекращается выключением работы масляного насоса при до-
стижении определенного уровня давления в масляной маги-
страли контактом реле датчика давления SP2. Одновременно
с прекращением прокачки масла контакт реле датчика давле-
ния SP1 замыкается, и ток поступает к системе пульс-пары.
В случае автоматизации двигателя малой мощности, в котором
предварительная прокачка масла не нужна, реле датчика SP1 не
устанавливают, а его контакты шунтируют перемычкой.
Пусковая схема, обеспечивающая осуществление нескольких
пусковых попыток, построена по принципу пульс-пары, состав-
ленной из двух реле времени КОЗ и К04. Эти реле поочередно
включают или выключают одно другое. Реле времени КОЗ
включается сразу после прохождения тока через нормально за-
мкнутый контакт реле времени К04:1. После определенного
времени, на которое установлено реле времени КОЗ, оно замы-
кает контакт КОЗ : 1 и одновременно включает обмотку реле
К04 и обмотку реле стартера КО5 при показанном на схеме по-
ложении переключателя S2. Продолжительность работы стар-
тера определяется установленным временем срабатывания реле
времени К04; по истечении этого времени контакт К04 :1 раз-
мыкается, обмотка реле времени КОЗ не получает питания, и ее
контакт КОЗ : 1 размыкается. Обмотка реле К04 также не полу-
чает питания, и ее контакт К04 :1 мгновенно принимает нор-
мальное положение, которое соответствует замыканию. После
этого цикл повторяется.
При показанном на схеме положении контакта переключа-
теля S2 реле времени КОЗ будет определять время паузы ме-
жду попытками пуска, а реле времени К04- время прокручива-
421
ния коленчатого вала двигателя стартером. При другом
положении контакта переключателя S2 реле времени КОЗ будет
определять время прокручивания вала двигателя стартером,
а реле времени К04~ время паузы между попытками пуска.
Время пусковых попыток определяет реле времени К06, Обыч-
но после трех - пяти пусковых попыток срабатывает реле
времени К06, включается контакт К06 :1. подключенный в цепь
реле разрыва К10, которое, размыкая контакты К10 :1, отклю-
чает питание от реле пуска К01, после чего попытки пуска дви-
гателя прекращаются до прибытия обслуживающего персона-
ла, который выявляет причину отказа пуска двигателя.
Некоторые силовые установки пускаются при помощи ос-
новного генератора, работающего в период пуска в качестве
электродвигателя. Такую схему применяют на двигателях, ис-
пользуемых для привода генераторов постоянного тока
и имеющих аккумуляторные батареи большой мощности. Гене-
ратор оборудуют обмоткой с последовательным подключе-
нием. После пуска двигателя эта обмотка замыкается, и генера-
тор начинает работать в обычном режиме. Так как электриче-
ское сопротивление генератора мало, пусковой ток достигает
достаточно высоких значений. В дальнейшем после начала вра-
щения вала генератора сила тока значительно уменьшается.
Емкость батареи определяют по величине силы тока в начале
вращения вала двигателя. Емкость аккумуляторных батарей
должна обеспечивать несколько попыток пуска без промежу-
точного подзаряда. При пуске двигателя 6ЧН 31,8/33 (Д50),
имеющего Ne = 750 кВт, п = 750 об/мин, указанным способом
максимальная сила тока в момент пуска достигает 1100 А, а
к концу пуска она составляет примерно 500 А. При нормаль-
ном состоянии двигателя пуск длится 10 с. Максимальное зна-
чение силы тока используется 2-3 с.
Автоматизация двигателей с пневматическим
пуском
Пневматический пуск двигателя осуществляют подачей сжа-
того воздуха в цилиндры двигателя. В цилиндры сжатый воз-
дух поступает из распределителя в определенной последова-
тельности. Система автоматизации должна обеспечить выпол-
нение определенного комплекса предпусковых операций до
того, как будет подан воздух к цилиндрам. До прокручивания
вала двигателя необходимо включить предпусковую прокачку
масла; заполнить систему охлаждения жидкостью, если она
была слита на время остановки; установить орган управления
подачей топлива в пусковое положение; проверить заполнение
всех объемов; открыть пусковой воздушный клапан.
Все операции предпусковой подготовки двигателя можно
производить при помощи различных систем. Автоматизацию
осуществляют на базе электрических и пневматических ре-
лейных элементов. В случае применения электрических ре-
лейных устройств схема автоматизации похожа на описанную
выше схему электрического пуска двигателей. Пневматические
релейные устройства базируются в основном на элементах
УСЭППА.
I
Пневматический пуск
применяют в двигателях
тихоходных и большой
мощности.
422
I
•
Дистанционное автома-
тическое управление по-
зволяет на расстоянии
управлять судовыми дви-
гателями с поста управле-
ния
I
Механические передачи
применяют при неболь-
ших расстояниях от поста
управления.
§ 6. Дистанционное автоматическое
управление
Во многих типах силовых установок с двигателями внутрен-
него сгорания широко применяют системы дистанционного ав-
томатического управления (ДАУ), обеспечивающие возмож-
ность управления работой двигателей на расстоянии. Особое
значение эти системы имеют при управлении судовыми и те-
пловозными двигателями.
До появления систем ДАУ существовали дистанционные не-
автоматизированные системы. В этих системах для перестанов-
ки каждого органа управления имелись свои дистанционные
связи. Управление каждой системой двигателя производилось
механиком через эти связи. При использовании системы ДАУ
число дистанционных связей сводится к минимуму. Последова-
тельность необходимых операций производится автоматиче-
ской системой после получения команды-импульса с поста
управления. При автоматизированном дистанционном управле-
нии возможно управление с нескольких дистанционных постов
управления: главного и дублирующих. Такая система удобна
при управлении судном, особенно при швартовании, когда
управление ведется с выносного (на крыльях мостика) поста
управления.
Все дистанционные связи можно разделить на дискретные
и аналоговые. Дискретные дистанционные связи являются про-
стейшими двухпозиционными, обеспечивающими перестановку
органов управления в одно из заданных положений. Более
сложными являются аналоговые дистанционные связи, которые
обеспечивают плавное, пропорциональное задающему органу
изменение положения органа управления. Например, для ди-
станционного изменения подачи топлива необходимо изменять
положение рейки топливного насоса или изменять деформацию
(затяжку) пружины регулятора скорости. В этом случае каждо-
му положению задающего органа соответствует только одно
определенное положение рейки насоса или затяжка пружины
регулятора.
Пропорционально-позиционные цепи значительно облег-
чают согласование режимов двигателей при групповом упра-
влении. Важными характеристиками дистанционного управле-
ния являются устойчивость работы, минимальный расход
энергии, сохранение консервативности, т. е. сохранение заданно-
го режима работы двигателя при выходе из строя систем ди-
станционного управления, быстродействие и точность выполне-
ния команд, поданных с расстояния.
Дистанционные связи
Дистанционные связи могут быть выполнены на базе меха-
нических устройств, электрической, гидравлической, пневмати-
ческой, пневмоэлектрической и электрогидравллческой переда-
чами.
Механические передачи являются наиболее простыми и со-
стоят из рычагов, поворотных валов, тросиков, цепей, трубок
с шариковым заполнением. Существенный недостаток механи-
ческих передач - значительное усилие на управляющем органе.
423
Это ограничивает их применение на больших расстояниях. Как
правило, дистанционность для механических передач ограничи-
вается 20-30 м. Допускаемое усилие на рукоятках управления
составляет 80-100 Н. Механические передачи применяют на не-
больших судах и катерах.
Электрические и смешанные передачи, которые осущест-
вляются при помощи электрических связей, имеют неограни-
ченный радиус действия, так как командный электрический им-
пульс передается практически мгновенно. Основной недостаток
электрических систем - большие размеры исполнительных
устройств, особенно для получения заданных моментов и уси-
лий для осуществления возвратно-поступательных перемеще-
ний. Стоимость электрических связей достаточно высокая
вследствие необходимости тщательной изоляции проводов, ко-
торые защищают двойной оболочкой. В судостроении электро-
провод помещают в стальные трубы, что значительно повы-
шает стоимость коммуникации.
В качестве электрических исполнительных устройств приме-
няют электромагнитные клапаны постоянного тока и электро-
двигатели. По потреблению энергии электрические системы на-
иболее экономичны. Стоимость электрических устройств доста-
точно высока из-за стоимости цветных металлов, которых
много используется в электрических схемах.
Гидравлические передачи можно применять на расстояние
до 150-200 м. Скорость распространения командного импульса
в гидравлических системах составляет 700-1100 м/с в зависимо-
сти от конструктивных особенностей трубопровода и вязкости
жидкости. Главным недостатком гидравлических систем
является возможность попадания в систему воздуха, который
нарушает пропорциональность передачи аналогового команд-
ного сигнала. Для устранения нарушений необходимо прини-
мать меры по удалению воздуха из системы. При быстром
перекрытии трубопроводов клапанами или золотниковыми
устройствами в системе возможно возникновение гидравличе-
ского удара, который может привести к разрыву трубопровода.
Гидравлические исполнительные механизмы отличаются прос-
тотой конструкции и сравнительно малыми размерами при
передаче значительных усилий. Гидравлические передачи широ-
ко используют в транспортных установках.
Пневматические передачи имеют широкое применение и их
радиус действия для следящих аналоговых систем составляет
200 м, а для дискретных систем дистанционного управления,
построенных на базе пневматических релейных устройств,-до
300 м. Скорость распространения командного импульса в пнев-
матических линиях связи несколько ниже, чем в гидравличе-
ских, и составляет около 340 м/с при температуре 12°С. В ана-
логовых системах управления необходимо изменять давление
в трубопроводе, что осуществляют заполнением трубопровода
сжатым воздухом. Заполнение производят в большинстве слу-
чаев через дросселирующее отверстие. Это приводит к за-
паздыванию получения команд исполнительным устройством.
Время запаздывания составляет 6-8 с для трубопроводов дли-
ной 100 м, 18-20 с-длиной 200 м и до 35 с-длиной 300 м. Ис-
полнительные механизмы пневматических систем отличаются
простотой конструкции и сравнительно малыми размерами.
424
I
Электрические передачи
должны быть хорошо за-
щищены от повреждений.
I
В гидравлических пере-
дачах трудно обнаружить
разрывы.
I
В пневматических пере-
дачах воздух должен быть
очищен от пыли и влаги.
I
Системы ДАУ могут
быть дискретными и ана-
логовыми.
I
Для гидравлических
и пневматических систем
ДАУ применяют усилите-
ли.
Стоимость пневматических устройств значительно ниже, чем
стоимость равных по мощности электрических устройств. Экс-
плуатационные расходы энергии у пневматических систем на-
иболее высокие. Для предотвращенния попадания пыли в си-
стему, а также влаги, которая в зимних условиях может
создать ледяные пробки, воздух должен быть подготовлен до
поступления в систему. Подготовка воздуха заключается
в очистке его от пыли и отделении влаги и требует дополни-
тельных затрат энергии.
В системах ДАУ для судов предпочтительными являются
пневматические и пневмоэлектрические системы, так как они
имеют меньшую стоимость, просты в обслуживании и ремонте
и обладают достаточной надежностью. Применение пневмо-
электрических систем обусловлено удобством электрических
связей и компактностью пневматических исполнительных
устройств.
Выбор типа передачи зависит от многих факторов. Главны-
ми из них являются:
расстояние между органами управления и исполнительными
устройствами, влияющее на быстродействие и точность работы
системы;
надежность работы в течение заданного срока; долговеч-
ность, которая должна быть соизмеримой с долговечностью
двигателя. При недостаточной долговечности системы необхо-
димо иметь дополнительные устройства, которые увеличивают
стоимость системы автоматизации;
размеры устройств, определяющие удобство их размещения
на силовой установке;
экономические характеристики, определяющие первона-
чальные и эксплуатационные расходы.
В большинстве систем ДАУ применяют электрический ток
напряжением 12 или 24 В-для систем управления и 220 или
300 В-для исполнительных устройств. В случае пневматиче-
ских систем ДАУ используют воздух давлением 0,14 МПа-для
систем управления и 3 или 6 МПа - для исполнительных
устройств. Для гидравлических систем ДАУ давление не регла-
ментируют.
Необходимость иметь два различных напряжения или раз-
личное давление в системах управления и исполнительных
устройствах приводит к наличию двух самостоятельных систем
снабжения энергией. При наличии в системе снабжения энер-
гией переменного тока напряжением 220-380 В необходимы
трансформаторы и выпрямители тока. При наличии сжатого
воздуха нужно иметь в системе редукторы, которые подают
в систему управления воздух в нужном количестве и заданного
давления. При необходимости дистанционно произвести ди-
скретное действие (например, открыть или закрыть клапан,
включить ток и т.д.) в исполнительное устройство направляют
ток или воздух под давлением, которые производят перемеще-
ние исполнительного органа на полную величину их хода.
Передача командного импульса может быть осуществлена
с усилением. Наиболее простой передачей командного импуль-
са на исполнительное устройство является прямая передача.
При использовании механических связей при прямой передаче
связь между рукояткой задатчика и исполнительными устрой-
425
Hi
К органу
управления
ствами осуществляется жесткими тягами или гибкими тросами
с натяжными устройствами. Возможно использование валов
с промежуточными зубчатыми коническими передачами. В ме-
ханических дистанционных устройствах усиление импульса мо-
жет быть достигнуто выбором соотношения плеч рычагов. При
применении жидкого рабочего тела усиление импульса про-
изводят выбором соотношения диаметров цилиндров задатчи-
ка и исполнительного механизма (рис. 345). В устройствах
ДАУ используют, поршневые гидравлические усилители с зо-
лотниковым управлением. Скорость движения поршня гидро-
усилителя определяется объемом масла, втекающего в гидро-
цилиндр за единицу времени. Расход масла, в свою очередь,
зависит от проходных сечений, образующихся в результате
перемещения золотника. Таким образом, скорость перемеще-
ния поршня определяется смещением золотника.
На рис. 346 показан наиболее распространенный статиче-
ский гидроусилитель с обратной связью. Обратная связь осу-
ществляется движением корпуса 1 золотника в сторону, проти-
воположную движению штока 2 золотника. На рис. 347
приведены схемы гидроусилителей с вращающимися поршня-
ми. Однолопастные усилители (рис. 347, а) позволяют повер-
нуть силовой вал на угол до 270°, двухлопастные-до 130°
(рис. 347,6). Недостатком усилителей с вращающимися порш-
нями является сложность уплотнения полостей.
Аналоговые системы управления
Кроме передачи дискретных командных импульсов в неко-
торых случаях необходимо передавать аналоговый импульс.
В этом случае нужно, чтобы перемещение задающего органа,
который обычно размещают на пульте управления, передава-
лось на расстояние полностью пропорционально и достаточно
быстро. Чаще всего аналоговое управление необходимо для
управления подачей топлива в двигатель. Перемещение рейки
топливного насоса можно производить непосредственно воз-
действуя на рейку или изменяя деформацию пружины регуля-
тора. В таких устройствах имеется задатчик, расположенный на
пульте управления, следящая система и исполнительный меха-
низм, управляющий перемещением рейки насоса или деформа-
цией пружины регулятора. Следящая система может быть элек-
трической (на базе сельсинов), электроконтактной с механиче-
ским задатчиком и пневматической.
Электрическая контактная следящая система. Для получе-
ния достаточного управляющего усилия применяют дистан-
ционную систему управления, в которой изменение деформа-
ции пружины регулятора осуществляется электродвигателем
через редуктор, а управление работой электродвигателя-кон-
Рис. 345. Схема передачи
импульса в гидравлической
системе дистанционного
управления:
1 -рукоятка задатчика; 2-за-
датчик; 3 -дистанционная
трубка;	4 - исполнительное
устройство
Рис. 346. Схема поршнево-
го гидроусилителя с жест-
кой обратной связью
Рис. 347. Схемы гидроуси-
лителей с вращающимися
поршнями:
а - однолопастный; б - двух-
лопастный ; 1 - вал; 2 - ло-
пасть; 3-пластина; 4-пру-
жина
I
•
Аналоговые передачи
состоят из задатчика, ди-
станционной передачи
и исполнительного уст-
ройства.
426
Рис. 348. Электрическая
схема контактной следя-
щей системы дистанцион-
ного управления подачей
топлива
I
Значительное распро-
странение получили сель-
сины.
J*hc. 349. Схемы включе-
ния сельсинов
тактной системой с механическим задатчиком. На рис. 348 по-
казана схема такой системы. Задатчиком частоты вращения
служит механический дифференциал Д, соединенный зубчатой
передачей с валом контактного приспособления КП. При вра-
щении маховика 1 задатчика поворачиваются сателлиты 4 и их
ось 3, соединенная крестовиной с валом, на котором насажено
зубчатое колесо 7. При этом коническое зубчатое колесо
5 удерживается в неподвижном состоянии цилиндрическим зуб-
чатым колесом 6, сидящим на одной втулке с зубчатым коле-
сом 5. Вращение через зубчатые колеса 7 и 8 передается ползу-
ну 9 контактного следящего приспособления КП.
При повороте ползуна в ту или другую сторону происходит
замыкание электрической цепи через одну из обмоток реле К1
или К2. Обмотка К1 служит для включения электродвигателя
с вращением в сторону, увеличивающего деформацию пру-
жины регулятора, а обмотка К2-для включения электродвига-
теля с вращением в обратную сторону, уменьшающего дефор-
мацию пружины и подачу топлива. С появлением тока в одном
из реле (К1 или К2) замыкаются попарно контакты реле KI : 1
и К1 :2 или контакты К2 :1 и К2 :2. Включение этих контактов
обеспечивает поступление тока в якорь электродвигателя.
Якорь начинает вращаться в направлении, обусловленном на-
правлением тока в якоре электродвигателя. Вал электродвига-
теля соединен с редукторами 12 и 13. Редуктор 13 через червяч-
ную пару перемещает упор пружины регулятора 14. Редуктор
72, осуществляя обратную связь, вращает конические 10 и И
и цилиндрические 6 зубчатые колеса, приводящие в движение
коническое зубчатое колесо 5 дифференциала задатчика. При
неподвижно закрепленном коническом зубчатом колесе 2 (его
положение определяется маховиком задатчика) вращение зуб-
чатого колеса 5 вызывает поворот сателлита 4 и его оси 3. со-
единенной крестовиной с валом привода ползуна 9 контактно-
го следящего приспособления. Вследствие этого ползун
9 поворачивается в обратном направлении. При сходе ползуна
с контактной пластины размыкается цепь тока в реле К1 и К 2
и, следовательно, размыкаются парные контакты KI : 1 и К1 : 2
или К2:1 и К2:2. Исполнительный электродвигатель оста-
навливается, и через редуктор 12 упор пружины регулятора 14
фиксируется в определенном положении.
Сельсинная следящая система. Сельсинная система дистан-
ционного управления получает все большее распространение
для передачи на расстояние углового или линейного перемеще-
ния задающего устройства. Эта система состоит из сельсина-
датчика СД и одного или нескольких сельсинов-приемников СП
(рис. 349). Сельсин-приемник и сельсин-датчик представляют
собой электрические машины, сходные с электрогенератором
или с электродвигателем. Наиболее распространенным являет-
ся сельсин с одной обмоткой на роторе и тремя обмотками на
статоре, оси которых сдвинуты на 120° одна относительно дру-
гой. В зависимости от схемы включения в питающую электро-
сеть сельсины используют в основном на двух режимах ра-
боты: индикаторном (рис. 349, а) и трансформаторном
(рис. 349,6). На рис. 350, а показана схема дистанционного
управления подачей топлива сельсинами, работающими в ин-
дикаторном режиме. Задающей рукояткой 7 поворачивается
427
ротор сельсина-датчика 2, питаемого, как и сельсин-приемник,
от сети переменного тока. Провода 3 дистанционной связи сое-
диняют сельсин-датчик 2 с сельсином-приемником 4. При рас-
согласовании углов поворачиваются ротор сельсина-приемника
и зубчатое колесо редуктора 5, соединенного с ним. При непо-
движном вале 6 привода регулятора открывается регулирую-
щий вентиль 9 серводвигателя 8 на угол, пропорциональный
углу рассогласования роторов. Серводвигатель 8 поворачивает
вал 6 регулятора 7 и при остановившемся зубчатом колесе, свя-
занном с валом ротора, закрывает регулирующий вентиль 9
и выключает серводвигатель 8. Для открывания и закрывания
вентиля 9 требуется небольшой момент.
На рис. 350,6 показана схема дистанционного управления
подачей топлива уменьшением деформации пружины регулято-
ра двигателя сельсинами, работающими в трансформаторном
режиме. При повороте задающей рукоятки 1 поворачивается
ротор сельсина-датчика 2, и в роторе сельсина-приемника инду-
цируется ток, который направляется в усилитель 10. Из усили-
теля ток подается в серводвигатель S, поворачивающий вал,
который изменяет деформацию пружины регулятора 7. Одно-
временно с валом поворачивается статор сельсина-приемника
до положения, при котором ЭДС в роторе становится равной
нулю, т.е. на угол рассогласования.
Усилитель, а также обмотки ротора и статора сельсина-дат-
чика питаются от сети переменного тока. Момент, поворачи-
вающий вал и изменяющий деформацию пружины регулятора,
может быть достаточно большим даже при малых ЭДС, со-
ответствующим небольшим углам рассогласования роторов
сельсина-датчика и сельсина-приемника.
Пневматические следящие системы. Эти системы работают
по принципу изменения давления воздуха задатчиком в трубо-
проводе дистанционной связи. При изменении давления возду-
ха в системе задатчик, трубопровод, исполнительное устрой-
ство и подвижный элемент исполнительного устройства пере-
мещаются на величину, пропорциональную перемещению
рукоятки задающего механизма. Схема простейшего расходно-
го пневмозадатчика показана на рис. 351. В полость, образо-
ванную трубкой задатчика 2, дистанционной трубкой 1 и ис-
полнительным механизмом 3, подается через калиброванное
отверстие А воздух из ресивера, в котором поддерживается по-
стоянное давление. Из трубки задатчика воздух выходит через
отверстие Б, проходное сечение которого изменяется заслон-
Рис. 350. Схемы включе-
ния сельсина при дистан-
ционном управлении по-
дачей топлива:
а -сельсины работают в инди-
каторном режиме; б - сель-
сины работают в трансформа-
торном режиме
I
Сельсины могут рабо-
тать в индикаторном
и трансформаторном ре-
жимах.
I
•
Пневматические задат-
чики изменяют давление
в дистанционных трубо-
проводах пропорциональ-
но углу поворота упра-
вляющего органа.
Рис. 351. Схема расходно-
го пневмозадатчика без
обратной связи
428
Рис. 352. Схема пневмати-
ческого расходного пропор-
ционального задатчика
с обратной связью
I
•
Пневматические задат-
чики выполняют расход-
ными и балансными.
Наиболее экономичны-
ми являются балансные
пневмозадатчики.
Рис. 353. Схема пневмати-
ческого расходного пропор-
ционального задатчика:
1 и 8 -мембраны; 2-элемент
обратной связи; 3-упор сед-
ла; 4 -рукоятка задатчика; 5,
6 и 9-пружины; 7-клапан;
А и 5-отверстия; В и Г-ка-
меры; I-в атмосферу; II-к
дистанционной трубке;
III подача воздуха
кой, или иглой, или каким-нибудь другим устройством, упра-
вляемым рукояткой задатчика. В зависимости от площади про-
ходного сечения отверстия Б в дистанционной трубке устанав-
ливается давление, соответствующее положению рукоятки
задатчика. Это давление действует на исполнительный меха-
низм, который может быть выполнен в виде подпружиненной
мембраны, нагруженного пружиной сильфона или подпружи-
ненного поршня. Перемещение исполнительного механизма,
следовательно, пропорционально давлению в системе и переме-
щению рукоятки задатчика.
Для уменьшения расхода воздуха в системе отверстие Б де-
лают по возможности минимальным. Площадь сечения отвер-
стия А должна быть в несколько раз меньше площади сечения
отверстия Б для расширения диапазона изменения давления
в системе. Однако при уменьшении площади сечения отверстия
А увеличивается время заполнения системы воздухом до опре-
деленного давления, а следовательно, ухудшается быстродей-
ствие следящей системы. Таким образом, повышение быстро-
действия связано с увеличением расхода воздуха и повышением
стоимости эксплуатации пневматической следящей системы.
Ввиду небольших размеров отверстий регулирование площади
проходного сечения представляет известные трудности. На ха-
рактеристику следящей системы оказывают влияние зазоры
в системе управления и трение в ее элементах. В простейших
следящих системах трудно добиться требуемой точности упра-
вления. Применение в следящей системе элементов обратной
связи значительно повышает точность управления.
На рис. 352 показана схема пневматического расходного
пропорционального задатчика с обратной связью. При переме-
щении рукоятки 7, например вверх, с помощью рычага 2
и шарнирно связанной с ним тяги 3 заслонка 4 увеличивает
дросселирование, и давление перед соплом 5 повышается. При
увеличении давления сильфон 6, в который воздух подается че-
рез отверстие 7, растягивается, перемещая вверх клапан 5. в ре-
зультате чего повышается давление в дистанционной трубке
9 и сообщающемся с ней сильфоне 10 обратной связи. Увеличе-
ние давления в последнем вызывает его удлинение и перемеще-
ние вниз конца рычага 2. При этом заслонка отходит от сопла
и останавливается в положении, когда момент реакции на опо-
ре заслонки относительно точки а на рычаге 2 будет равен мо-
менту действующих сил сильфона 10 и пружины 11 обратной
связи.
Конструктивная схема пневматического пропорционального
задатчика с обратной связью расходного типа приведена на
рис. 353. Сжатый воздух постоянного давления подводится
в камеру Г. Через отверстие А элемента 2 обратной связи
и двойной регулирующий клапан 7 воздух поступает в дистан-
ционную трубку и выпускается в атмосферу. Двойное дроссели-
рование в клапане 7 обеспечивает создание определенного им-
пульса в дистанционной трубке. При перемещении рукоятки
4 задатчика вверх опускается упор 3 седла и сжимаются две
пружины 5 и 6 регулирующего клапана 7. Вследствие этого уве-
личивается площадь сечения у нижней части клапана, пропу-
скающего воздух в дистанционную трубку, и уменьшается
площадь сечения у верхней части клапана, выпускающего воз-
429
Рис. 354. Схема балансно-
го пневмозадатчика
дух в атмосферу. Это приводит к повышению давления в ди-
станционной трубке. Через калиброванное отверстие Б дистан-
ционная трубка сообщается с камерой В обратной связи.
Поэтому давление в ней тоже возрастает, и мембрана 8 проги-
бается, заставляя переместиться вниз элемент 2 обратной свя-
зи. Вследствие этого изменяются проходные сечения клапанов
430
Рис. 355. Балансный пнев-
мозадатчик типа «Вестин-
гауз» :
1 и 2-клапаны; 3 -мембрана;
4 - пружина задатчика; А - по-
лость регулируемого давле-
ния; Б-полость дистанцион-
ного трубопровода; В-по-
лость постоянного давления
Рис. 356. Технологическая
схема включения автома-
тики двигателя типа Д100:
—------пуск из 1,5-минутной
готовности; —------пуск из
15-минутной готовности;
-------аварийный пуск;
-------общие процессы
пуска;---дистанцион-
ный пуск (вторая попыт-
ка); — х---автоматический
пуск (вторая попытка);
• • останов
431
и уменьшается давление в дистанционной трубке. Как только
сила давления в камере Г уравновесится силами пружины 9
и мембраны, процесс заканчивается, при этом давление в ди-
станционной трубке изменяется пропорционально перемеще-
нию рукоятки задатчика.
Основным недостатком расходных пневмозадатчиков
является значительный расход воздуха, поэтому требуется по-
стоянное его пополнение. Уменьшения расхода воздуха можно
достичь установкой балансных пневмозадатчиков, при приме-
нении которых воздух расходуется только во время переходно-
го процесса. На рис. 354 показана схема балансного пневмоза-
датчика. Воздух при постоянном давлении поступает из
ресивера в полость А, а затем в полость Б через проходное се-
чение впускного клапана 4, удерживаемого пружиной 5. Из по-
лости Б воздух попадает в трубопровод дистанционной связи
и приводит в движение мембрану исполнительного механизма
6. При прогибе мембраны сжимается пружина 7, и шток 8 по-
ворачивает рычаг 9 управления подачей топлива на угол р.
Давление воздуха в полости Б регулируется изменением дефор-
мации пружины 2. В зависимости от степени сжатия этой пру-
жины изменяются моменты закрытия клапана, впускающего
воздух, и открытия перепускного клапана, выполненного
в одном блоке с впускным клапаном. Под действием давления
в полости Б сжимается сильфон 3. Этому препятствует пружи-
на 2, изменение силы упругости которой изменяется поворотом
рукоятки 7, что приводит к изменению давления в полости Б.
При уменьшении давления в этой полости ниже установленно-
го задатчиком сильфон под действием пружины 2 растягивает-
ся и при закрытом перепускном клапане открывает впускной
клапан (сильфон движется вместе с блоком клапанов), в резуль-
тате чего в полость Б поступает воздух. Давление в полости
Б при этом повышается до такого значения, при котором
вследствие сжатия сильфона впускной клапан садится на седло.
Конструктивная схема балансного пневмозадатчика типа «Ве-
стингауз» показана рис. 355. Принцип действия его аналогичен
принципу действия пневмозадатчика, рассмотренного выше.
Технологические схемы управления
До начала проектирования автоматического управления
двигателями составляют технологическую схему, на которой
определяют все автоматические операции управления двигате-
лем. На технологической схеме управления не показывают со-
единения и коммуникации и не указывают, какими средствами
каждая операция производится. Эту схему составляют для по-
лучения представления о последовательности производства ав-
томатических операций управления и последовательности про-
хождения командного импульса. В качестве примера на
рис. 356 показана технологическая схема управления двигате-
лем типа Д100.
ГЛАВА
ТЕХНИЧЕСКАЯ ДИАГНОСТИКА
I
•
Техническое состоя-
ние - совокупность под-
верженных изменению
в процессе производства
или эксплуатации свойств
объекта, характеризуемая
в определенный момент
времени признаками, уста-
новленными технической
документацией на этот
объект.
I
•
Работоспособность дви-
гателя - это состояние,
при котором он способен
выполнять заданные
функции, сохраняя значе-
ния заданных параметров
в пределах, установленных
нормативно- технической
документацией.
§ 1. Техническая диагностика
и управление качеством двигателей
Техническая диагностика-это отрасль знаний, исследующая
технические состояния объектов диагностирования и проявле-
ния технических состояний, разрабатывающая методы их опре-
деления, а также принципы построения и организацию исполь-
зования систем диагностирования (ГОСТ 20911-75).
Информация о текущем техническом состоянии двигателя,
анализ изменений технических состояний позволяют произво-
дить качественную оценку эксплуатации двигателей и от-
дельных его элементов, выявить эффективность эксплуатации
двигателей. С момента начала эксплуатации двигателя его тех-
ническое состояние непрерывно изменяется (в результате изна-
шивания деталей, потери прочности, нарушения регулировок
и т.п.). Это постепенное изменение технического состояния
приводит к неисправности, под которой понимают состояние
двигателя, когда он не отвечает хотя бы одному из требований,
установленных нормативно-технической документацией (ненор-
мальное изменение параметров, ухудшение условий эксплуата-
ции, внешнего вида и другие отступления от требований техни-
ческой документации, допускающей дальнейшую эксплуатацию
двигателя). При дальнейшей эксплуатации неисправного двига-
теля наступает отказ-событие, заключающееся в нарушении
работоспособности двигателя.
Различают постепенные отказы, характеризующиеся посте-
пенным изменением одного или нескольких заданных парамет-
ров двигателя, и внезапные отказы, характеризующиеся скач-
кообразным изменением одного или нескольких заданных
параметров двигателя. К внезапным отказам относят раз-
личные поломки, внезапные разрушения, трещины, заклинива-
ния, зависания движущихся деталей и т.д. В действительности,
если исключить все дефекты, заложенные в двигатель и его де-
тали при его производстве, в процессе эксплуатации могут
быть только постепенные отказы, так как между состоянием
работоспособности и состоянием полного отказа происходит
бесконечное число промежуточных состояний, при которых
двигатель способен выполнять заданную работу с пониженны-
ми эксплуатационными показателями. Эти промежуточные со-
стояния двигателя в каждый момент времени tn могут быть
охарактеризованы совокупностью определенных параметров
Rn. Момент времени и , в который произойдет отказ двигателя,
433
определяется тремя группами факторов: начальным значением
параметров Ro; закономерностью их изменения в процессе экс-
плуатации и переменным внешним воздействием на параметры
R. Внезапный отказ является следствием отсутствия достаточ-
ной информации о промежуточном предотказном техническом
состоянии, вызванном реализацией резерва по параметру R до
уровня, граничного с отказом за время Дл Наличие этого
времени делает возможным предвидение отказа по контроли-
руемому параметру R и его предотвращение.
Следовательно, исследование технических состояний и их
проявлений, которым занимается техническая диагностика, да-
вая информацию о предотказном состоянии двигателя, позво-
ляет повысить безотказность двигателя.
Кроме того, при наличии данных о фактическом техниче-
ском состоянии создается возможность для своевременного
технического обслуживания и ремонта двигателя. А это являет-
ся более целесообразным, так как ремонтировать и обслужи-
вать будут именно механизм и детали, которые в этом дей-
ствительно нуждаются. В результате полнее используются
ресурсы каждого механизма и двигателя в целом, уменьшается
стоимость и сокращаются сроки проведения технического обс-
луживания и ремонта. Таким образом, техническое диагности-
рование, создавая предпосылки для увеличения срока службы
двигателя, повышает его долговечность и, уменьшая среднее
время восстановления двигателя при ремонте (время, затрачи-
ваемое на обнаружение, поиск причины отказа и устранение по-
следствий отказа), повышает ремонтопригодность двигателя.
Безотказность работы, долговечность и ремонтопригод-
ность-это показатели, характеризующие надежность двигате-
лей. Поэтому техническое диагностирование двигателей являет-
ся одним из средств повышения надежности проектируемых
двигателей.
Для проведения диагностирования двигателя создается сис-
тема диагностирования, которая представляет собой совокуп-
ность средств и объекта диагностирования и при необходимо-
сти исполнителей, подготовлена к диагностированию и осу-
ществляет его по правилам, установленным соответствующей
документацией. По характеру система диагностирования
является разомкнутой. Структурно ее можно рассматривать со-
стоящей из четырех составных частей: двигателя (объекта),
комплекта информационных устройств (первичных преобразо-
вателей), блока переработки первичной информации в выход-
ную диагностическую и прогностическую и блока информации
для представления на выходе системы диагноза или прогноза.
Система диагностирования в этом виде наиболее широко
применяется при проведении стендового диагностирования, ис-
пользуемого для двигателей установок наземного транспорта
(автотракторных, строительно-дорожных, некоторых тепло-
возных и т.п.), и является составной частью системы управле-
ния качеством двигателей. Создание новых или модернизация
существующих двигателей на всех стадиях разработки должны
обеспечиваться внедрением технического диагностирования. На
стадии изготовления техническое диагностирование помогает
решать вопросы повышения качества при сдаче двигателя (про-
верка соответствия показателей работы паспортным) и при его
434
I
•
Техническое диагности-
рование-процесс опреде-
лен и я техни ческого со-
стояния с определенной
точностью.
I
•
Создание новых или мо-
дернизация существую-
щих двигателей на всех
стадиях должно сопрово-
ждаться решением вопро-
сов их технического диаг-
ностирования.
I
Ответственным за обес-
печение двигателя техни-
ческим диагностирова-
нием является разработ-
чик двигателя.
I
Техническое диагности-
рование способствует ре-
шению задач автоматиза-
ции процессов контроля
и управления.
I
С точки зрения общей
теории управления и кон-
троля система функцио-
нального диагностирова-
ния является системой
контроля. Систему тесто-
вого диагностирования
можно рассматривать как
специфическую систему
управления, в которой
управление осуществляет-
ся в соответствии с алго-
ритмом диа гн ости рова-
ния.
наладке (поиск неисправностей). В период эксплуатации диагно-
стирование позволяет осуществлять проверку правильности
функционирования и поиск неисправностей, при проведении
технического обслуживания-проверку работоспособности
и поиск неисправностей, при ремонте-поиск всех неисправно-
стей и заключительную проверку неисправности и, наконец,
при хранении или после транспортирования двигателя-провер-
ку работоспособности или исправности.
В то же время наличие значительной информации о техни-
ческом состоянии двигателя позволяет возложить на систему
диагностирования задачу управляющего воздействия на двига-
тель по определенным алгоритмам. Подобная система диагно-
стирования по характеру является частично замкнутой. К ее
элементному составу добавляется группа исполнительных ме-
ханизмов, через которые осуществляется обратная связь от
блока первичной переработки информации к двигателю и его
системам.
§ 2. Двигатель как объект
диагностирования
В соответствии с ГОСТ 20911-75 техническое диагностиро-
вание делят на два вида: функциональное и тестовое. При про-
ведении функционального диагностирования на двигатель при
его функционировании (в обычных условиях эксплуатации) по-
ступают только рабочие воздействия. В случае тестового диаг-
ностирования на двигатель подаются тестовые воздействия
(предназначенные только для целей диагностирования при ра-
боте двигателя на режимах, не соответствующих нормальной
эксплуатации). Все виды диагностирования осуществляют в той
или иной мере автоматически (или автоматизированно) со-
ответствующими системами технического диагностирования,
которые делят на локальные (диагностирующие составные ча-
сти изделия или заготовки) и общие (диагностирующие изделие
или заготовку).
В любой автоматической системе главным ее звеном
является объект. Система диагностирования не является исклю-
чением-она должна создаваться для конкретных двигателей
с учетом требований к их эксплуатации и их специфических
свойств. В то же время для различных систем объект следует
рассматривать по-разному, в зависимости от создаваемой си-
стемы. Так, например, если диагностирование проводят по из-
менению частоты вращения коленчатого вала, то двигатель как
объект представляют в виде вращающихся инерционных масс,
находящихся под воздействием крутящего момента и момента
сопротивления; если используют информацию о температур-
ном состоянии двигателя, то его как объект представляют в ви-
де теплообменного устройства и т.п. При создании систем
диагностирования необходимо в известной мере абстрагиро-
ваться от рабочего назначения двигателя и найти для каждого
вида систем и вида диагностирования его специфическую физи-
ческую модель, которая далее должна быть представлена со-
ответствующей математической моделью. Однако в задачах
технического диагностирования не всегда удается найти про-
стой физический аналог объекта и описать его математически.
435
Поэтому формированию физической и математической модели
должно предшествовать изучение свойств натурного объекта.
Формирование и разработка системы диагностирования двига-
теля предусматривают ряд последовательных этапов.
1.	Сбор и изучение данных о характерных дефектах (отка-
зах) двигателя, его систем, механизмов, деталей.
2.	Исследование и анализ физических процессов, происходя-
щих в объектах диагностирования, для выявления механизма
возникновения и признаков проявлений дефектов.
3.	Выделение объектов диагностирования (системы, меха-
низмы, агрегаты и детали двигателя), проводимое с использо-
ванием различных методов анализа, с учетом экономических
факторов, технических возможностей текущего контроля. В ре-
зультате анализа формируется некоторое множество объектов,
диагностирование которых является необходимым и оправ-
данным в экономическом и техническом отношении.
4.	Разработка модели диагностирования, в соответствии
с которой выбирают метод диагностирования и разрабаты-
вают алгоритм диагностирования.
5.	Выбор и разработка средств диагностирования (включая
место и характер сопряжений объекта и средств диагностиро-
вания).
6.	Разработка конструктивных требований к объектам диаг-
ностирования для обеспечения проведения диагностирования
и разработка соответствующей технической документации.
7.	Испытание системы диагностирования и разработка до-
кументации на эксплуатацию систем диагностирования.
Перед разработчиком двигателя стоит сложная и трудоем-
кая задача по созданию эффективной системы диагностирова-
ния. Решение этой задачи упрощается по мере накопления опы-
та и развития технической диагностики, разработке ГОСТов на
нее. Так, для автомобильных, тракторных, комбайновых, мото-
роллерных и мотоциклетных поршневых двигателей внутренне-
го сгорания ГОСТ 23435-79 устанавливает номенклатуру пара-
метров, используемых при проверке их работоспособности
и поиске дефектов.
В качестве объекта диагностирования используют двигатель
в целом и его составные части: цилиндропоршневую группу,
кривошипно-шатунный механизм, систему питания, смазочную
систему, систему охлаждения, систему зажигания (карбюра-
торных двигателей), электрооборудование. Для каждого объек-
та диагностирования назначают диагностический параметр:
прямой (структурный, который непосредственно характеризует
техническое состояние) и косвенный (функционально зависящий
от структурного).
Эффективное использование диагностирования при вы-
бранных объектах и диагностических параметрах возможно
в том случае, если объекты приспособлены к диагностирова-
нию, что определяется возможностью установки различных
средств диагностирования (первичных преобразователей и дру-
гого оборудования) для получения диагностической информа-
ции без вмешательства в работу и конструкцию двигателя при
обеспечении согласования характеристик двигателя или его со-
ставных частей с методом диагностирования и характеристика-
ми средств диагностирования. Задача по обеспечению приспо-
436
I
•
Системы сбора и обра-
ботки информации об от-
казах и планирования на-
блюдений должны ос-
новываться на требова-
ниях ГОСТ.
I
•
Двигатель представляет
собой энергомеханиче-
ский однофункцио-
нальный объект диагно-
стирования непрерывного
действия, который может
быть представлен в виде
блочной функциональной
модели.
I
•
П риспособленность
к диагностированию
является важнейшим усло-
вием обеспечения контро-
лепригодности двигате-
лей.
I
•
Показатели контроле-
пригодности должны за-
даваться с учетом техниче-
ских требований к двига-
телю, вида и назначения
системы диагностирова-
ния, инфомации о контро-
лепригодности прототи-
пов или аналогов и обеспе-
чения возможности срав-
нения контролепригод-
ности однотипных двига-
телей.
собленности к диагностированию решается проще для мощных
судовых, стационарных, тепловозных двигателей. Современные
автотракторные двигатели имеют ограниченную приспособлен-
ность к диагностированию.
ГОСТ 23563-79 устанавливает требования к контролепри-
годности изделий, которые касаются прежде всего конструк-
тивного исполнения изделия. К контролепригодности двигате-
ля должны предъявляться следующие требования:
по приспособленности двигателя к рациональным методам
и средствам диагностирования в зависимости от вида и назна-
чения систем диагностирования;
по взаимному согласованию устройств сопряжения двигате-
ля или его составных частей со средствами диагностирования
с учетом широкого использования стандартизованных и унифи-
цированных устройств сопряжения (разъемов, клеммных коло-
док, переходников, штуцеров и др.);
по безопасному соединению устройств сопряжения двигате-
ля и средств диагностирования, исключающему возможность
их неправильного соединения, короткого замыкания при учете
эргономических и эстетических показателей;
по числу, расположению и доступности устройств сопряже-
ния (устанавливаются исходя из необходимости обеспечить за-
данную трудоемкость подготовки двигателя к диагностирова-
нию с учетом минимального демонтажа двигателя, например,
применение быстросъемных крышек люков, одновременно сое-
диняемых разъемов и др.);
по легкосоединяемости и легкосъемности устройств сопря-
жения (например, применение быстрой и надежной системы
крепления рациональной конструкции разъемов, их массы, раз-
меров и др.);
к специальным устройствам сопряжения, обеспечивающим
рациональное ограничение их номенклатуры и типоразмеров.
Для качественной оценки приспособленности объекта к тех-
ническому диагностированию вводится понятие категории кон-
тролепригодности (ГОСТ 24029-80). Под категорией контроле-
пригодности понимается качественная характеристика приспо-
собленности изделия к техническому диагностированию за-
данными средствами. Категория контролепригодности обра-
зуется сочетанием групп конструктивного исполнения изделия
по контролепригодности, характеризующих его приспособлен-
ность к решению задач проверки исправности (работоспособ-
ности, функционирования) и поиска дефектов, ее нарушающих,
в зависимости от назначения системы диагностирования по
ГОСТ 20417-75.
Для объекта диагностирования устанавливают шесть групп
конструктивного исполнения изделия по контролепригодности
для поиска дефектов, нарушающих исправность и (или) рабо-
тоспособность, функционирование. Чем выше номер групп, тем
хуже конструкция по контролепригодности. Группу конструк-
тивного исполнения изделия устанавливают в зависимости от
следующего:
вида средств диагностирования (встроенные, встроенные
и внешние, внешние);
характеристики работ при подготовке изделия к диагности-
рованию (если работы такие отсутствуют, контролепригод-
437
ность высокая и исполнение соответствует 1-й группе; если ра-
боты необходимы, то контролепригодность ухудшается
с возрастанием объема этих работ);
характеристики способа сопряжения изделия со средствами
диагностирования (если не имеется ограничений на способ со-
пряжения-1-я группа конструктивного исполнения, если огра-
ничения есть-номер группы возрастает);
характеристики способа унификации сигналов в каналах
связи (если нет ограничений, то 1-я группа, если есть, то более
высокая).
Для проверки исправности и (или) работоспособности суще-
ствуют всего пять групп конструктивного исполнения изделия
по контролепригодности. Это связано с тем, что для конструк-
ции изделия, соответствующей 6-й группе, при проведении
диагностирования требуются монтажно-демонтажные работы
со снятием составных частей изделия, разрывом гидропневмо-
систем, электрических, механических цепей, и в этом случае не-
возможно проверить именно работоспособность изделия.
Каждой группе конструктивного исполнения изделия по
контролепригодности для проверки неисправности и работо-
способности соответствует определенное число групп конструк-
тивного исполнения изделия для поиска дефектов, нарушаю-
щих его исправность. Так, первой группе конструктивного
исполнения для проверки работоспособности соответствует
шесть групп исполнения для поиска дефектов, второй группе —
пять групп исполнения для поиска дефектов (с номера 2 по 6-й
номер), третьей группе-четыре группы исполнения для поиска
дефектов (с номера 3 по 6-й номер) и т.п.
Таким образом, получают 19 вариантов сочетаний раз-
личных групп конструктивного исполнения изделия по контро-
лепригодности. Эти сочетания и являются категорией контро-
лепригодности. Чем выше порядковый номер категории
контролепригодности, тем хуже качественная характеристика
приспособленности изделия к техническому диагностированию.
Выше, например, отмечалось, что тракторные двигатели обла-
дают плохой приспособленностью для диагностирования. Это
подтверждается тем, что ГОСТ 24925-81 устанавливает 4-ю
группу конструктивного исполнения тракторов по контроле-
пригодности, а этому соответствует 15-я категория контроле-
пригодности. При заданной категории контролепригодность
различных двигателей оценивают совокупностью устано-
вленных для этой категории показателей.
Как видно из изложенного, разработка модели двигателя
и его составных частей в качестве объекта диагностирования
является сложной задачей, и успешное ее решение-первостепен-
ное условие создания системы диагностирования.
§ 3. Средства и методы
диагностирования двигателей
Создание системы диагностирования предполагает разра-
ботку средств и методов диагностирования. В практике диагно-
стирования для установок наземного транспорта широко ис-
пользуют как общие системы диагностирования, так и ло-
кальные.
I
•
Категорию контроле-
пригодности отдельного
агрегата, механизма дви-
гателя задают таким обра-
зом, чтобы требован ия
к контролепригодности
этого агрегата, механизма
были не ниже требований,
определенных категорий
контролепригодности
двигателя в целом.
438
I
•
Эффективная мощность
двигателя является ком-
плексным показателем его
технического состояния.
I
•
Увеличение содержания
окиси углерода в отрабо-
тавших газах карбюратор-
ного двигателя свидетель-
ствует об ухудшении усло-
вий сгорания топлива
в результате изнашивания
цилиндропоршневой
группы и нарушения опти-
мальных регулировок си-
стем питания и зажигания.
I
Окись углерода погло-
щает инфракрасные лучи
в области длин волн
4,7 мкм.
В случае использования общей системы диагностирования
двигатель в целом выступает в качестве объекта диагностиро-
вания. Оно может проводиться при установке транспортного
средства (автомобиля, трактора и т.п.) на стационарных тор-
мозных стендах с беговыми барабанами (например, на стенд
КИ-4856, предназначенный для диагностирования грузовых ав-
томобилей типа ГАЗ и ЗИЛ). На подобных стендах осущест-
вляют функциональное диагностирование двигателя по таким
диагностическим параметрам, как эффективная мощность,
удельный расход топлива, содержание окиси углерода в отра-
ботавших газах и т.п. Диагностирование ведется в основном
внешними средствами, т.е. как правило, все датчики и измери-
тельная диагностическая аппаратура находятся на стенде.
Эффективная мощность двигателя определяется по частоте
вращения и крутящему моменту, замеренным с помощью на-
грузочного (тормозного) устройства стенда. В основном ис-
пользуют гидравлические, электрические и инерционные нагру-
зочные устройства. Расход топлива может быть замерен
расходомером, установленным на стенде, либо переносным.
В качестве расходомеров используют мерные сосуды, массовые
устройства, ротамеры (приближенно определяющие расход
топлива) или тахометрические фотоэлектрические расходо-
меры. Примером расходомера фотоэлектрического типа
является расходомер непрерывного действия К-427, который
позволяет измерять как мгновенный, так и суммарный расход
топлива двигателем. Расходомер состоит из преобразователя,
вращающегося в корпусе ротора с крыльчаткой, и регистри-
рующего устройства-счетчика частоты вращения ротора фо-
тоэлектрического типа. При прохождении через преобразова-
тель топливо приводит во вращение ротор, на котором
установлен специальный флажок, перекрывающий световой
луч, направленный от лампы на фоторезистор. Световой луч.
периодически попадая на фоторезистор, создает фотоимпульсы,
которые поступают на счетное устройство. Так как ротор за
один оборот переносит определенное количество топлива, то
по суммарному количеству импульсов определяют общий рас-
ход топлива.
Содержание окиси углерода СО в отработавших газах (по
ГОСТ 23435-79) в качестве диагностического параметра
является прямым (структурным) параметром при диагностиро-
вании двигателя в целом и косвенным-при диагностировании
цилиндропоршневой группы, системы питания карбюраторных
двигателей. Для контроля содержания СО в отработавших га-
зах автомобильных карбюраторных двигателей используют
переносной электрический индикатор окиси углерода И-СО.
Прибор основан на измерении прироста температуры предва-
рительно нагретой электрическим током платиновой нити при
дожигании окиси углерода, содержащегося в отработавших га-
зах. Этот прибор позволяет осуществлять только разовые из-
мерения. Так как необходимо осуществить дожигание СО, то
в прибор подают смесь отработавших газов и атмосферного
воздуха (в отношении 1:1). Содержание СО по прибору опре-
деляют в процентах.
Созданы анализатор К-456 и газоанализатор «Инфралит-
Абгаз». Прибор К-456 также работает по принципу определе-
439
ния теплового эффекта от сгорания окиси углерода на катали-
тически активной платиновой спирали. Прибор оснащен
устройством для непрерывного отбора отработавших газов
и подачи их в смеси с воздухом в камеру дожигания прибора.
Газоанализатор «Инфралит-Абгаз» является многокомпо-
нентным газоанализатором и помимо содержания СО может
определять содержание углероводородов и других компонен-
тов. Принцип действия его основан на поглощении газами ин-
фракрасного теплового излучения. Каждый газ поглощает ин-
фракрасное излучение только определенной длины волны, при
этом степень поглощения пропорциональна концентрации газа.
Поглощение газом какой-либо части инфракрасного спектра
приводит к повышению давления газа. В газоанализаторе из-
меряют разность давлений газа до и после инфракрасного
облучения. Прибор оттарирован по величине этой разности да-
влений для данного газа.
Методика отбора газовых проб регламентирована соответ-
ствующими документами. Допустимая норма содержания СО
в отработавших газах при работе двигателя на режиме холо-
стого хода с минимальной частотой вращения составляет не
более 3,5°О, а при частоте вращения, равной 0,6 номинальной,—
не более 2°о.
Стационарные нагрузочные стенды позволяют для двигате-
лей помимо функционального диагностирования проводить
и тестовое диагностирование, которое можно осуществлять
при прокручивании коленчатого вала двигателя от посторонне-
го источника, при периодических пневматических воздействиях
для перемещения в пределах зазора деталей кривошипно-ша-
тунного механизма в неподвижном состоянии или при подаче
в цилиндры воздуха с постоянным давлением при подвижных
деталях и т.п. Тестовое диагностирование дополняет функцио-
нальное и облегчает поиск и обнаружение дефектов.
Несмотря на несомненные преимущества, сложные и доро-
гостоящие стационарные стенды для диагностирования двига-
телей совместно с установками не всегда экономически оправ-
даны, особенно, когда осуществляется диагностирование от-
дельных агрегатов, механизмов и систем двигателей, т.е.
создаются локальные системы диагностирования.
Для тракторных и тепловозных дизелей разработаны пар-
циальный и дифференциальный методы, позволяющие прово-
дить диагностирование работающих двигателей на тормозных
стендах (как правило, электрических) малой мощности или без
обычных тормозных устройств. В этом случае для диагности-
рования используют различные переносные приборы или их со-
вокупность в виде передвижных или переносных стендов типа
мотор-тестер, автотестер. Парциальный и дифференциальный
методы основаны на выключении из работы отдельных цилин-
дров. Первый метод предполагает деление цилиндров двигате-
ля на группы, поочередно выключаемые из работы, второй ме-
тод-поочередную работу двигателя на одном цилиндре при
выключенных остальных. Цилиндры отключаются при прекра-
щении подачи в них топлива. Оба метода предусматривают
проведение испытаний на режиме номинальной частоты враще-
ния коленчатого вала двигателя при полной подаче топлива
в работающие цилиндры. При этом проводится диагностирова-
ло
I
•
Стационарные стенды
диагностирования, обору-
дованные нагрузочными
устройствами, целесо-
образно использовать на
станциях технического
обслуживания или
в крупных автомобильных
и тракторных хозяйствах.
I
Порядок комплектова-
ния отключаемых из ра-
боты цилиндров в группу
выбирают с учетом усло-
вий уравновешенности
и крутильных колебаний.
I
•
Совмещенные режимы
работы двигателя харак-
теризуются одинаковой
частотой вращения колен-
чатого вала двигателя
и положением органа
управления двигателем.
ние как работающих, так и неработающих цилиндров. При вы-
ключении цилиндров создается нагрузка на работающие ци-
линдры.
В случае использования парциального метода нагрузка, со-
здаваемая при отключении группы неработающих цилиндров,
недостаточна для обеспечения номинальной частоты вращения
коленчатого вала. Этот недостаток метода устраняют примене-
нием догрузочных устройств. В качестве этих устройств ис-
пользуют либо тормозные устройства стенда, либо внутренние
потребители мощности транспортной установки (трактора, те-
пловозы и т.п.).
Для определения мощности проверяемой группы цилиндров
исходят из уравнения баланса мощности. В случае известной
мощности догрузки (по замерам на установке) уравнение имеет
следующий вид:
ZpAfI Ц “ AfM + Л ДОГ ?
где Zp-число работающих цилиндров; индикаторная
мощность одного цилиндра; Ум-мощность механических по-
терь двигателей; А/дог-догрузочная мощность вспомогатель-
ной установки.
Откуда ^ц = (^м + ЛГдог)Лр и Л^ц = Г|м^1ц, где
NeЦ“эффективная мощность одного цилиндра (из числа рабо-
тающих); г|м механический КПД двигателя при полной цикло-
вой подаче топлива на номинальном режиме.
Эти расчеты справедливы при допущении равенства мощно-
сти механических потерь двигателя для двух совмещенных ре-
жимов: при работе с выключенными цилиндрами и при работе
всех цилиндров. Экспериментальные исследования, прове-
денные на тракторных и тепловозных дизелях, подтверждают
правомерность этого допущения.
Погрешность определения мощностных показателей при
тщательном проведении измерений приближается к погрешно-
сти тормозного метода. Кроме того, парциальный метод целе-
сообразно применять в случае определения эффективной мощ-
ности двигателя Ne. Если произведено отключение группы
цилиндров Zk из общего числа цилиндров z, то эффективная
мощность работающих цилиндров (z — z^)
Ne,z-Zj =^mz, "Ь А^догг. ?
к к	к
где NMZk~мощность механических потерь отключенных цилин-
дров; N^rz -мощность догрузки при отключенных цилиндрах.
Так как &— NNez^ > то Ne,z	+ Nдог >
где NiZ и ^ezk~индикаторная и эффективная мощности двига-
теля при отключении Zk цилиндров.
Следовательно, NiZ = Ne — ^novzk 
Используя равенство индикаторной мощности отключенных
цилиндров разности эффективной мощности двигателя и мощ-
ности догрузки при последовательном отключении сначала
одной группы цилиндров (zfc), затем другой группы цилиндров
(zm) с одинаковым числом цилиндров (zk = zm) и, наконец, обеих
441
групп цилиндров совместно, получаем уравнения мощности
для совмещенных режимов
Ni^Ne-N^;	(404)
Nlz = Ne-Nm„ ;	(405)
m	m
Ni,z +z = Ne — МдОГ2 +z	•	(406)
km	km
Суммируя уравнения (404) и (405) и вычитая (406), полу-
чаем выражение для эффективной мощности двигателя
Ne — N%orz + Nдоги “ АГдог,и, +z •	(407)
к	т	кт
Все три члена правой части уравнения (407) определяются
их замерами на трех режимах при постоянной частоте враще-
ния коленчатого вала двигателя и неизменном положении рей-
ки топливного насоса высокого давления.
При дифференциальном методе нагружение одного рабо-
тающего цилиндра неработающими цилиндрами (особенно
у многоцилиндрового двигателя) приводит к перегрузке рабо-
тающего цилиндра (при полной цикловой подаче топлива),
и для обеспечения номинальной частоты вращения коленчатого
вала необходимо подключение внешнего источника энергии.
Как правило, для этой цели может быть использован неболь-
шой стенд с электродвигателем или навесной электропривод
с динамометрическим устройством.
Мощность, развиваемую исследуемым цилиндром, опреде-
ляют с помощью оценки добавочной мощности привода на ре-
жиме номинальной частоты вращения коленчатого вала двига-
теля.
Если исследуемый цилиндр исправен, то при работе он раз-
вивает номинальную эффективную мощность
^etH = *м - NM/z — ЛГдобцп	(408)
где NM- мощность механических потерь двигателя на но-
минальном режиме; Л^добт-добавочная мощность привода при
работе на одном цилиндре; z-число цилиндров двигателя.
При отклонении значений показателей от номинальных
уравнение (408) имеет вид
Nei=NM-NM/2-Nfl06i.	(409)
Вычитая из уравнения (408) уравнение (409), получаем
New ~ Nei = №до&1 — А/доб1н*
Таким образом, отклонение эффективной мощности одного
цилиндра от номинального значения равно отклонению доба-
вочной мощности от ее номинального значения. Следователь-
но, ДЛ/ei = ЛГдоб1 А^доб1н*
Номинальная добавочная мощность
*доб1Н = Nm " NilH = Nm [1 - NiH/W] = NM [1 -
- l/(zNM/N/H)] = NM{1 - l/[z(l - Пм.н)]},
где т|мн-номинальное значение механического КПД двигате-
ля.
442
I
•
При использовании
дифференциального мето-
да выключения цилиндров
двигателя значительно
расширяются возможно-
сти диагностирования
отдельных цилиндров.
I
•
При работе шестици-
линдрового дизеля на двух
цилиндрах при полной
подаче топлива для обес-
печения номинальной ча-
стоты вращения коленча-
того вала достаточно
иметь на выпуске противо-
давление 0,06-0,07 МПа.
I
При разгоне двигателя
без внешней нагрузки при
полной подаче топлива
его индикаторная работа
затрачивается на преодо-
ление сил инерциии и ме-
ханических потерь.
В практике исследований для оценки работы отдельного ци-
линдра используют степень добавочной мощности при обеспе-
чении номинального режима по частоте вращения 8ДОб1н =
~ Nдoбlн /Nен •
С учетом того, что N /NeH = 1/т]мн-1, получаем 8доб1Н —
= {1-1/[г(1-Пм.н)]}(1/Пм.н-1).
Важнейшим условием получения надежных результатов при
диагностировании двигателей с помощью бестормозных мето-
дов нагружения является соблюдение теплового режима. Тем-
пература охлаждающей воды и масла в картере должна быть
не ниже 75°С, так как температурный режим смазочной си-
стемы и системы охлаждения определяет уровень механических
потерь двигателя. Для четырехтактных дизелей при использо-
вании бестормозного нагружения догрузка двигателя может
быть осуществлена путем дросселирования газов на выпуске из
двигателя. Эту дополнительную нагрузку можно получить как
для отключенных, так и для работающих цилиндров установ-
кой на выпускном трубопроводе устройства с дроссельной за-
слонкой и манометром. Перед заслонкой для уменьшения ко-
лебаний противодавления устанавливают ресивер.
Для исследования карбюраторных двигателей применяют
метод поочередного отключения цилиндров путем прекраще-
ния образования искры на свече зажигания. Исследование ве-
дут на режиме холостого хода при неизменном положении ор-
гана управления двигателем, и о работе каждого цилиндра
судят по степени понижения частоты вращения коленчатого ва-
ла при отключении данного цилиндра. Чем большую мощ-
ность развивал отключенный цилиндр, тем больше падение ча-
стоты вращения Ап. Для этой цели служит прибор Э-216,
который позволяет при одном подключении к системе зажига-
ния и тахометру регистрировать величину Ап. Недостатком ме-
тода является его приближенность и невозможность использо-
вания для оценки максимальной мощности.
Экспериментальные исследования бестормозных и тор-
мозных методов нагружения двигателей показали хорошее мо-
делирование процессов работы двигателей, так как характер
изменения основных их диагностических параметров иденти-
чен. При этом использование бестормозных методов расши-
ряет возможности проведения диагностирования двигателей
в процессе их эксплуатации.
Кроме тормозных и бестормозных методов нагружения
двигателей при проверке мощностных показателей применяют
метод разгона двигателя до максимальной частоты вращения
холостого хода при резком увеличении подачи топлива. Мощ-
ность двигателя оценивается по ускорению коленчатого вала
с помощью прибора ИМД-2М. Прибор состоит из следующих
основных элементов: индуктивного преобразователя; генерато-
ра переменных импульсов; формирующего устройства; блока
питания; блока вычисления и управления; аналогового пре-
образователя; стрелочных индикаторов мощности и частоты
вращения.
Для проведения замеров индуктивный бесконтактный пре-
образователь прибора ввертывают в специальное отверстие
в картере сцепления (обычно в нижней его части) напротив вен-
443
ца маховика. Расстояние от наружной поверхности зубьев вен-
ца до преобразователя 2^4 мм.
С преобразователя сигнал подается на вход формирующего
устройства, где сигнал усиливается, и его частота увеличивает-
ся в 2 или 4 раза в зависимости от марки двигателя. Затем сиг-
налы поступают в электронный вычислитель углового ускоре-
ния. Как только частота вращения коленчатого вала двигателя
достигает номинального значения, на выходе фиксирующего
устройства появляется импульс, и управляющее устройство
подключает электронный вычислитель к вычислению углового
ускорения. При этом реверсивный счетчик в течение заданного
интервала времени вычитает поступающие на его вход им-
пульсы с выхода формирующего устройства, а затем в течение
точно такого же времени накапливает их. Временные интер-
валы задаются генератором временных импульсов. Разность
импульсов на выходе реверсивного счетчика пропорциональна
угловому ускорению коленчатого вала при разгоне двигателя.
Выходные импульсы преобразуются аналоговым преобразова-
телем в постоянный ток, поступающий на стрелочный индика-
тор, шкала которого оттарирована в единицах эффективной
мощности.
Мощность измеряют на прогретом двигателе. Разгон осу-
ществляется резким открытием дроссельной заслонки или рей-
ки насоса подачи топлива от минимально устойчивой частоты
вращения коленчатого вала холостого хода до максимальной.
Процесс одного измерения длится не более 5 с, а с учетом
вспомогательного времени - около 3 мин. Прибор довольно то-
чен, разница в определении мощности на стенде и с помощью
прибора не превышает 3%.
Для измерения мощности, развиваемой отдельными цилин-
драми, вначале осуществляют разгон двигателя для определе-
ния полной мощности. Затем отключают цилиндр, мощность
которого нужно измерить, и повторяют разгон. По разности
показаний между первым и вторым разгонами определяют ин-
дикаторную мощность в отключенном цилиндре.
Выход двигателя из строя часто происходит из-за незаме-
ченных вовремя механических разрушений в его механизмах
вследствие задиров, выкрашиваний, интенсивного изнашивания
трущихся пар. Продукты изнашивания, разрушений в виде ме-
таллических частиц попадают в циркуляционное масло смазоч-
ной системы, и поэтому работающее масло может быть источ-
ником диагностической информации о техническом состоянии
двигателя. В случае возникновения и развития какого-либо де-
фекта в трущейся паре темп нарастания содержания металла
в масле, характерного для данной пары, а также количествен-
ное содержание его в масле резко увеличиваются. Многие по-
бочные продукты процесса сгорания в двигателе (например,
смола, кокс) попадают в циркулирующее масло. Таким обра-
зом, состав работающего масла содержит интегральную ин-
формацию о работе двигателя с точки зрения как развиваю-
щихся дефектов изнашивания, так и отклонений в протекании
рабочего процесса.
При анализе состава масла основным методом определения
содержания металлов и других элементов является спектрофо-
тометрия. Спектральный анализ работающего масла позволяет
444
I
*
Пропорциональность
между концентрацией
продуктов изнашивания
в масле и интенсивностью
изнашивания соответ-
ствующей пары трения по-
зволяет использовать
динамику изменения кон-
центрации характерных
металлов в качестве диаг-
ностического параметра.
I
Спектральные опреде-
ления состава и строения
вещества принадлежат
к числу тончайших и чув-
ствительнейших методов
соврменной физики и тех-
ники.
I
•
Вещества в газообраз-
ном (парообразном) со-
стоянии при невысоком
давлении имеют линей-
чатые (состоящие из от-
дельных четких линий) или
полосатые (состоящие из
отдельных достаточно
широких полос) спектры.
сделать как количественную, так и качественную оценку разви-
вающегося дефекта в трущейся паре, т.е. определить, какой
именно металл находится в масле и какой кинематической паре
он принадлежит. Этот метод позволяет обнаружить также
пыль (по концентрации кремния), поступающую в двигатель
вместе с воздухом, воду, попадающую в масло через уплотне-
ния, например, гильз цилиндров. Вода может быть обнаружена
даже после ее испарения по остаткам загрязнений или солей,
присутствующих в воде. Ввиду эффективности диагностирова-
ния таким способом утечек в системе охлаждения в охлаждаю-
щую жидкость можно специально добавлять химические эле-
менты - индикаторы, не влияющие на работу системы охлажде-
ния. Практика показывает, что по параметрам работающего
масла можно достаточно надежно диагностировать повы-
шенные и аварийные износы отдельных деталей двигателя, не-
исправности топливной системы и системы очис.тки масла, си-
стемы очистки воздуха, поступающего в двигатель, нарушение
герметичности системы охлаждения как самого двигателя, так
и его агрегатов (например, охладителя наддувочного воздуха).
В настоящее время диагностирование методом спектрально-
го анализа масла применяется в основном при эксплуатации
тепловозных дизелей, в меньшей степени-автотракторных
и еще меньшей-судовых. Для тепловозных дизелей выявление
дефектов в трущихся деталях, омываемых маслом, на ранней
стадии их развития методом спектрального анализа масла дол-
жно производиться согласно ГОСТ 20759-75.
Осуществление спектрального анализа возможно двумя
способами: эмиссионным и атомно-абсорбционным. Для про-
ведения эмиссионного спектрального анализа применяют фо-
тоэлектрический спектрометр МФС-3. При сжигании анализи-
руемой пробы масла в спектрометре с помощью дуги между
двумя электродами возникает излучение, лежащее большей
частью в инфракрасной области спектра. Спектральный анализ
заключается в определении химического состава вещества по
положению и относительной интенсивности спектральных ли-
ний излучения (эмиссионный способ) и поглощения (атомно-аб-
сорбционный) этого вещества. Спектральные приборы позво-
ляют разложить падающее излучение в спектр, автоматически
зафиксировать положение отдельных спектральных линий и из-
мерить интенсивность излучения определенного участка спек-
тра, а также отдельной его линии.
Однозначность спектров элемента связана с закономерно-
стями структуры энергетических состояний электронов в атоме.
Возбуждение электронов в электрической дуге носит термиче-
ский характер. При этом интенсивность излучения J, т.е. коли-
чество энергии, излучаемой в единицу времени,
J = mCr,
где С - концентрация продуктов изнашивания в масле; m
и г-постоянные, определяемые экспериментальным путем.
При количественном анализе постоянные т и г находят
с помощью образцов (эталонов) при их многократном сжига-
нии. Линейность логарифмической зависимости позволяет при
анализе применять графический метод. Величина отсчета при-
бора
445
n — JDt,
где D-постоянная прибора; t-время экспозиции.
В атомно-абсорбционном приборе через пламя горелки,
в котором сжигают пробу масла, пропускают излучение катод-
ной лампы, заполненной аргоном или неоном, катод которой
изготовлен из того же материала, что и анализируемый эле-
мент. Если этот элемент присутствует в пробе, то излучение
лампы поглощается. Величина поглощения энергии прямо про-
порциональна концентрации этого элемента в пробе масла.
Анализ масла приходится повторять для определения концен-
траций всех металлов, содержание которых исследуют.
Применение метода спектрального анализа масла при диаг-
ностировании имеет свои особенности. Если по одному линей-
ному или массовому измерению можно судить о степени изно-
шенности детали, то по спектральному анализу одной пробы
масла это сделать невозможно, поскольку одновременно с по-
ступлением частиц износа в масло часть их уносится из двига-
теля вследствие угара масла в камере сгорания, и для неко-
торых примесей металлов при установившемся режиме изна-
шивания (например, железо, медь) концентрация этих металлов
в масле может изменяться в небольших пределах. Поэтому, как
было отмечено, более достоверный диагноз можно получить
по результатам анализа динамики изменения концентрации ве-
щества в масле.
При работе двигателя в кинематических парах возникают
соударения. Импульсы взаимодействия деталей при соударе-
ниях имеют значительную величину при малой длительности
процесса. В отличие от импульсных взаимодействий, носящих
в основном периодический характер, действие сил трения про-
является в виде последовательных нерегулярных толчков не-
большой интенсивности и малой длительности, которые на-
кладываются на регулярные сигналы в виде шумового фона.
Эти ударные импульсы вызывают структурный шум, который
распространяется при работе двигателя в его деталях в виде
упругих колебаний-вибрации. Поэтому исследование вибра-
ции, являющейся характеристикой технического состояния со-
члененных деталей двигателя и его систем, является основой
виброакустического метода диагностирования.
В качестве приемника вибрации используют пьезоэлектриче-
ские преобразователи ускорения (акселерометры) с высокой ча-
стотой собственных колебаний, амплитуды которых зависят от
амплитуд ударных сигналов (величины износа сопряжений).
Эти преобразователи преобразуют механические колебания
в электрический сигнал. Приемная аппаратура усиливает и ин-
тегрирует этот сигнал и выдает на выходе информацию об
ускорении, частоте колебаний и о вибросмещении. При прове-
дении диагностирования преобразователь воспринимает как
полезный сигнал (информация о вибрации исследуемой кинема-
тической пары), так и помехи (все остальные вибрации), ко-
торые необходимо удалить. Борьба с помехами основана на
использовании различий в параметрах полезного сигнала и по-
мех. Чем больше эти отличия, тем легче подавить помехи
и выделить полезный сигнал. Вибрация, формируемая раз-
личными кинематическими парами двигателя, отличается ча-
стотой, моментом появления относительно ВМТ и периодом.
446
I
е
При работе двигателя
возникают ударные им-
пульсы при изменении на-
правления движения пор-
шня в цилиндре, в сочлене-
ниях шатуна с поршнем,
в подшипниках коленчато-
го вала при работе меха-
низма газораспределения,
форсунок, топливных на-
сосов и т.п.
I
•
Для получения одно-
значной зависимости ре-
зультатов виброакустиче-
ского диагностирования
от состояния деталей ви-
брацию необходимо заме-
рять на определенных ре-
жимах работы двигателя,
и для каждой кинематиче-
ской пары должен быть ка-
нал с оптимальным ме-
стом установки преобра-
зователя вибрации.
I
•
В пьезоэлектрических
системах контроля вибра-
ции вибрационный сигнал
определяется по ампли-
тудно-частотным харак-
теристикам с помощью
универсального функцио-
нального преобразовате-
ля (политрона), выполнен-
ного в виде электронно-лу-
чевой трубки.
Поэтому используется частотное и временное разделение сиг-
нала. Для частотного разделения применяют анализаторы
спектра частот или полосовые фильтры. Для временного разде-
ления - строботор, прибор, обеспечивающий автоматическое
включение и выключение преобразователя в строго опреде-
ленные моменты времени.
Помимо пьезоэлектрической системы виброакустического
контроля, существует оптическая система. Основным элемен-
том такой системы является оптико-волоконный преобразова-
тель, отдельные волокна-световоды которого имеют различные
резонансные частоты. Вибросигнал поступает на преобразова-
тель, в результате чего основание, в котором закреплены во-
локна, колеблется вместе с волокнами с частотой вибросигнала
в месте установки преобразователя. Если в исходном сигнале
есть частоты, равные резонансным частотам отдельных воло-
кон, то при направлении в них луча от источника света такие
волокна вместе со светом, проходящим по ним, будут совер-
шать колебания. Величина фототока, получаемая в фотоприем-
нике, служит оценкой технического состояния двигателя на ос-
новании сравнения с эталонным сигналом.
Метод распознавания сигнала (путем сравнения сигнала
с имеющейся эталонной зависимостью) используют и в пьезоэ-
лектрических системах контроля вибрации, что существенно
облегчает проведение диагностирования.
Наряду с развитием виброакустических и спектрофотоме-
трических приборов и методов диагностирования большое вни-
мание уделяется созданию универсальных приборов для снятия
и обработки индикаторных диаграмм в цилиндрах двигателя
с целью проверки их технического состояния. Эти приборы на-
зывают анализаторами параметров двигателя (анализаторами
двигателя).
Индикаторная диаграмма позволяет оценить мощностные
показатели цилиндра (среднее индикаторное давление р,, инди-
каторную мощность Nj), уровень механической (по максималь-
ному давлению сгорания pz) и тепловой (по значениям темпе-
ратур) напряженности цилиндра, состояние цилиндропоршне-
вой группы (по давлению конца сжатия рс\ состояние
и регулировку (по характерным точкам индикаторной диа-
граммы) механизма распределения и топливоподающей аппа-
ратуры. Сравнительный анализ индикаторных показателей по
отдельным цилиндрам свидетельствует о равномерности на-
грузки этих цилиндров.
Системы диагностирования с анализаторами двигателей
широко распространены на судовых (как наиболее приспосо-
бленных к этому методу диагностирования) дизелях и отчасти
на тепловозных. В основном используют электрические анали-
заторы (так как применение пневмоэлектрических непосред-
ственно на судах или тепловозах в процессе их эксплуатации
сопряжено с большими трудностями). Анализатор состоит из
преобразователя давления (емкостного, пьезоэлектрического
или индуктивного); преобразователя угла поворота коленчато-
го вала-фотоэлектрического генератора импульсов; аналого-
цифрового вычислителя среднего индикаторного давления pi
или индикаторной мощности Ni, включающего блоки усиле-
ния, синхронизации, регистрации угла поворота коленчатого
447
вала от ВМТ, преобразователя угловых перемещений в линей-
ное, частотного разделения, вычисления и памяти и т.п., катод-
но-лучевого осциллографа. Созданные на основе анализа изме-
нения давления газов в цилиндре двигателя локальные системы
диагностирования обладают обширной информативной воз-
можностью. Так, например, калькуляторы индикаторного про-
цесса на цифровом табло прибора по вызову индуцируют чис-
ленные значения величин pt, Nj, рс, давления на линии
расширения при положении коленчатого вала равном 36° угла
поворота от ВМТ рх, давления продувочного воздуха (от спе-
циального датчика) рк, угла, соответствующего максимальному
давлению сгорания, фр , частоты вращения коленчатого вала и,
степени нарастания давления по углу поворота коленчатого ва-
ла dp/dtp. Осциллограф прибора на фоне координатной сетки
дает развернутую йндикаторную диаграмму.
В то же время точность и достоверность диагностирования
в данных системах в значительной мере зависят от технических
возможностей преобразователей давления. Помимо этого, ап-
паратура, основанная на использовании пьезоэффекта, а также
емкостные индикаторы имеют недостаточно стабильные и ли-
нейные характеристики. Работа преобразователей в зоне высо-
ких температур, вибрации снижает их надежность и усиливает
погрешность измерений. В связи с этим одновременно с рабо-
тами по совершенствованию существующей аппаратуры и ме-
тодов индицирования двигателей для целей диагностирования
ведется поиск иных методов исследований процессов, происхо-
дящих в цилиндре двигателя. К их числу относится метод оп-
тического индицирования, который может быть применим для
контроля частоты вращения коленчатого вала, угла опережения
подачи и качества впрыскивания топлива в цилиндр.
В качестве источника информации выступают световые им-
пульсы, сопровождающие процесс сгорания топлива, которые
из камеры сгорания через специально вмонтированную про-
зрачную вставку и гибкий световод поступают на фотопрео-
бразователь, подключенный к электронному измерителю им-
пульсов. К этому же измерителю поступает световой сигнал
отметки ВМТ. Световоды обладают высокой оптической про-
водимостью и большой гибкостью, что облегчает компоновку
аппаратуры на установке. .
Для определения технического состояния цилиндропоршне-
вой группы используют помимо описанных самые различные
методы и аппаратуру. Диагностирование по величине прорыва
газов в картер и утечки воздуха из надпоршневого простран-
ства является распространенным методом. Определение коли-
чества газов, прорывающихся в картер, осуществляется для ав-
тотракторных двигателей прибором КИ-4887-1. Принцип дей-
ствия прибора основан на зависимости расхода газа, проходя-
щего через дроссельный расходомер, от площади проходного
сечения при заданном перепаде давления. Прибор снабжен
устройством, отсасывающим картерные газы за счет эжекции
от отработавших газов. Замеры проводят при давлении газов
в картере, равном атмосферному, что исключает влияние не-
плотностей картера на отсос газов.
Прибор К-69М позволяет по замерам утечки сжатого воз-
духа, вводимого в цилиндр при неработающем двигателе оце-
448
I
•
Основная погрешность
при снятии индикаторных
диаграмм электрическими
способами заключается
в запаздывании регистра-
ции давления вследствие
наличия канала между
преобразователем и ци-
линдром.
I
•
Преимуществом опти-
ческого метода индициро-
вания является бескон-
тактность с исследуемым
процессом, безынерцион-
ность и стабильность ме-
трологических характери-
стик.
I
•
Количество газов, про-
рвавшихся в картер двига-
теля, не может характери-
зовать износ отдельных
цилиндров.
I
•
Утечка сжатого воздуха,
вводимого в цилиндр при
неработающем двигателе,
является обобщенным по-
казателем герметичности
цилиндра.
I
•
Изменение темпера-
турных полей в деталях
обусловливает возникно-
вение и изменение в них
температурных напряже-
ний.
нить состояние клапанов, цилиндропоршневой группы, про-
кладки головки блока цилиндров. Неплотность цилиндропорш-
невой группы проверяют в двух положениях поршня-в НМТ
и ВМТ.
Разработаны методы диагностирования двигателей по тем-
пературе и дымности отработавших газов. Для судовых, тепло-
возных и промышленных дизелей нормы и методы измерения
дымности регламентированы (ГОСТ 24028-80). Принцип ра-
боты дымомера (ИДА-107 «Атлас») основан на оценке ослабле-
ния светового потока вследствие поглощения и рассеивания его
отработавшими газами, пропускаемыми через дымомер. Для
измерения температуры отработавших газов используют аку-
стический метод. При изменении температуры отработавших
газов меняется скорость звука, проходящего через газы. Это
изменение положено в основу показаний прибора.
Важным диагностическим параметром является температур-
ное состояние деталей двигателя. С помощью термопар оцени-
вается состояние втулок и крышек цилиндров судовых дизелей.
По показаниям термопар, установленных на одном уровне по
высоте втулки, можно получить информацию о работоспособ-
ности поршневого кольца. Исправному состоянию кольца со-
ответствует пульсирующий сигнал малой продолжительности,
появлению отказа (например, залегание кольца)-постоянный
сигнал, свидетельствующий о потере уплотняющих свойств
кольца и о стабильном прорыве горячих газов.
ГЛАВА 14
ПЕРСПЕКТИВЫ РАЗВИТИЯ
ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
/
Двигатели внутреннего сгорания широко применяют во
всех отраслях народного хозяйства и еще долгое время они бу-
дут являться источником энергии для различных энергетиче-
ских установок. Поэтому важнейшей задачей двигателестрое-
ния является дальнейшее их усовершенствование.
Двигатель внутреннего сгорания-циклический тепловой
двигатель, что, как известно, является одним из его недостат-
ков. Вместе с тем циклический принцип осуществления рабоче-
го процесса позволяет реализовать в двигателях внутреннего
сгорания высокие температуры и давления газа, которые до на-
стоящего времени еще не реализованы ни в одном другом типе
тепловых двигателей. Использование рабочего тела при высо-
ких давлениях и температурах обусловливает высокую эконо-
мичность этих двигателей.
Развитие конструкции двигателей внутреннего сгорания
в настоящее время происходит в условиях постепенного исто-
щения мировых запасов нефти и ужесточения требований
к экологическим характеристикам двигателей: токсичности,
уровню шума и вибрации. Это усложняет решение задач по
улучшению технических характеристик двигателей внутреннего
сгорания.
Анализ развития мирового двигателестроения показал, что
среди тепловых двигателей дизели в настоящее время в широ-
ком диапазоне изменения мощности и частоты вращения пре-
образуют химическую энергию топлива в механическую работу
с наивысшим КПД. Так, они примерно на 30% экономичней
карбюраторных двигателей. Кроме того, при производстве ди-
зельного топлива энергетические затраты примерно на 10%
меньше, чем при производстве бензина. Возможность исполь-
зования тяжелых топлив, сравнительно легкая реализация
больших агрегатных мощностей, увеличение удельной мощно-
сти путем применения различных схем соединения с компрессо-
рами и газовыми турбинами, а также меньшая по сравнению
с карбюраторными двигателями токсичность и больший срок
службы обусловили широкое применение дизелей. Особенно
широко их используют на автомобилях в странах с малыми за-
пасами нефти. В настоящее время свыше трети выпускаемых
в мире дизелей-дизели для грузовых автомобилей. Растет про-
изводство дизелей и для легковых автомобилей. По прогнозам,
в будущем дизель практически полностью заменит карбюра-
торный двигатель в грузовом автомобилестроении и получит
большее распространение' в легковом.
450
!
•
К основным направле-
ниям развития поршневых
и комбинированных дви-
гателей внутреннего сго-
рания можно отнести сле-
дующие: улучшение эко-
номичности в широком
диапазоне изменения на-
грузки и частоты враще-
ния вала; повышение на-
дежности и срока службы;
увеличение удельной мощ-
ности; уменьшение вред-
ного воздействия на окру-
жающую среду и сокраще-
ние затрат на обслужива-
ние и ремонт в эксплуата-
ции.
I
•
В настоящее время про-
исходит интенсивная дизе-
лизация автомобилей,
в том числе легковых.
Расчеты показывают,
что КПД адиабатного
двигателя может быть вы-
ше КПД обычного двига-
теля на 20-25%.
Несмотря на то, что уже много сделано для повышения ин-
дикаторного КПД двигателя, имеются еще резервы, заключаю-
щиеся в ускорении процесса прогрева двигателя, организации
более быстрого сгорания и в основном в уменьшении потерь
теплоты. Особенно эффективно уменьшение потерь теплоты во
время сгорания и в самом начале расширения, так как часть те-
плоты, отводимая в этот период, может быть использована
с наибольшим КПД. В связи с этим получат дальнейшее рас-
пространение теплоизолирующие покрытия поверхностей дета-
лей, образующих камеру сгорания.
Обычно в двигателях внутреннего сгорания до 30% и более
теплоты, введенной с топливом, отводится в охлаждающую
среду и передается через наружную поверхность. Использова-
ние даже части указанной теплоты для совершения полезной
работы может существенно улучшить экономичность двигате-
ля. Поэтому является актуальным создание адиабатного двига-
теля, т.е. двигателя без теплообмена с внешней средой через
систему охлаждения и путем теплоотдачи от внешней поверх-
ности.
Вследствие роста температуры выпускных газов в адиабат-
ном двигателе увеличивается тепловая энергия, которую мож-
но превратить в полезную работу газовой турбины, устано-
вленной на выпуске. В связи с ростом температурного
состояния деталей камеры сгорания расширяется сортамент
применяемых топлив, процесс сгорания становится менее жест-
ким, уменьшается выделение СО и СН и т.п. Однако, как уже
указывалось, в адиабатном двигателе возрастает температура
деталей, образующих камеру сгорания, вследствие чего для их
изготовления требуются жаропрочные материалы, а для
смазывания двигателя - термостойкие масла. Отсутствие таких
материалов и масел сдерживает развитие этих двигателей.
В связи с непрерывным ростом удельной мощности двига-
телей повышается давление воздуха на входе в цилиндр. По-
этому перспективными являются работы по усовершенствова-
нию систем воздухоснабжения, например, путем повышения
КПД элементов системы, более широкого распространения
двухступенчатых схем наддува, и т.д. С увеличением удельной
мощности возрастает цикловая подача топлива и расширяется
диапазон ее изменения при переходе от режима холостого хода
на режим работы с полной мощностью, что затрудняет органи-
зацию нормального процесса топливоподачи обычной форсун-
кой. Ведутся работы по улучшению этого процесса и созданию
более совершенных схем топливоподачи.
Наиболее перспективным направлением повышения эконо-
мичности и уменьшения токсичности двигателей с принуди-
тельным воспламенением является создание двигателя, рабо-
тающего на обедненных смесях. Однако при обеднении смеси
скорости протекания химических реакций, уменьшаются, а сле-
довательно, понижается и скорость тепловыделения, что увели-
чивает потери теплоты. Во избежание этого необходимо интен-
сифицировать процесс сгорания, что обеспечивается при
послойном смесеобразовании или при наличии интенсивной
мелкомасштабной турбулентной пульсации в заряде.
Эксплуатационный расход топлива двигателей внутреннего
сгорания зависит не только от параметров двигателя, но и от
451
согласования его характеристик с характеристиками потребите-
лей, необходимого для рациональной работы установки. В про-
цессе эксплуатации это согласование может нарушаться (вслед-
ствие технологических отклонений, износа деталей, нарушения
регулировок и т. п.), что приводит к ухудшению экономичности
работы. В связи с этим в ближайшие годы будут более широко
применяться электронные системы управления двигателем
и установкой. Для этой цели будут широко использоваться
микро-ЭВМ.
В двигателях с принудительным воспламенением широкое
применение получат электронные системы впрыскивания. При
использовании таких систем впрыскивания уменьшается расход
топлива при движении автомобилей в условиях города по срав-
нению с карбюраторным смесеобразованием на 5-15%. Кроме
того, при наличии хорошо отрегулированной системы элек-
тронного впрыскивания существенно понижается токсичность
отработавших газов, что позволяет для обеспечения допу-
стимых норм токсичности ограничиться применением одного
каталитического нейтрализатора тройного действия без введе-
ния таких сложных систем, как рециркуляция отработавших га-
зов или подача вторичного воздуха для дожигания СО и СН.
Для повышения экономичности и удельной мощности дви-
гателей с принудительным воспламенением будет широко
использоваться газотурбинный наддув, а также в определенных
условиях и наддув от приводного (главным образом объемно-
го) компрессора. Как показывает практика, при увеличении
с помощью наддува литровой мощности на 40% и соответ-
ственно уменьшении рабочего объема двигателя для сохране-
ния неизменной его номинальной мощности экономичность
двигателя улучшается примерно на 10%. Это в равной мере
справедливо как для двигателей с принудительным воспламе-
нением, так и для дизелей.
Для улучшения экономичности двигателей в эксплуатации
более широко будет использоваться метод выключения части
цилиндров при работе на режимах холостого хода и малых
нагрузок; при этом нагрузка на работающие цилиндры возра-
стет, что приведет к улучшению протекания рабочего процесса
в них, а следовательно, и к уменьшению расхода топлива. В це-
лях дальнейшего улучшения экономичности автомобиля будут
внедрены системы выключения подачи топлива в карбюра-
торных двигателях и в дизелях при торможении автомобиля
или при его движении накатом.
Для повышения эксплуатационной экономичности транс-
портных средств мощность их двигателей целесообразно выби-
рать из условий максимальной загрузки. Исследователи пола-
гают, что в ближайшее время четырехцилиндровые двигатели
составят около 60% выпуска автомобильных силовых устано-
вок.
Для уменьшения механических потерь больше внимания
следует уделять совершенствованию конструкции вспомога-
тельных агрегатов и выключению их из работы на отдельных
режимах, когда они не нужны. Например, на отдельных режи-
мах работы двигателя можно выключать водяной насос
и вентилятор.
Одним из важнейших направлений развития является рас-
I
•
Встроенная микро-ЭВМ
рассматривается как сред-
ство компенсации небла-
гоприятного влияния на
работу технологических
отклонений при их изгото-
влении, условий эксплуа-
тации, нарушения регули-
ровок и т.п.
I
•
Система выключения
подачи топлива в карбю-
раторных двигателях при
движении автомобиля на-
катом при испытаниях по
европейскому ездовому
циклу и нормальной ча-
стоте вращения на режиме
холостого хода обеспечи-
вает экономию топлива
4-6%, при этом не увели-
чивается токсичность от-
работавших газов и не
ухудшаются динамиче-
ские качества автомобиля.
452
I
Наибольший интерес
представляют топлива, ис-
точники которых возобно-
вляются.
I
•
При работе двигателей
с принудительным воспла-
менением на спиртовом
топливе с высоким значе-
нием коэффициента
избытка воздуха сни-
жаются выбросы окиси
углерода и углеводородов,
уменьшается образование
окислов азота вследствие
понижения максимальной
температуры продуктов
сгорания в цилиндре.
ширение ассортимента топлива для двигателей внутреннего
сгорания. Поэтому развернуты широкие работы по использова-
нию для них топлив широкого фракционного состава, тяжелых
топлив, метанола и других спиртов, природных и попутных га-
зов, водорода и т.д. Созданы экспериментальные дизели, ко-
торые работают на каменноугольной смоле или на суспензии
тяжелого дизельного топлива с тонкоизмельченным угольным
порошком. Проводятся исследования по использованию в каче-
стве топлива для дизелей каменноугольной пыли. Эти идеи не
новы, работы по их реализации проводились еще в начале по-
явления двигателей. Однако отсутствие изностостойких мате-
риалов и соответствующих сортов масел не позволило успеш-
но их завершить. Для увеличения выхода светлых моторных
топлив возрастает глубина переработки нефти, при этом рас-
ширяется фракционный состав дистиллятного топлива и ухуд-
шается качество остаточного. Увеличение глубины переработки
нефти приведет к изменению фракционного состава светлых
моторных топлив, что вызовет определенные трудности в орга-
низации смесеобразования и сгорания, а также хранения топ-
лива.
Ведутся также работы по замене нефтяных жидких топлив.
К природным заменителям жидкого топлива могут быть отне-
сены природный и попутный газы. Однако в этом случае воз-
никают проблемы транспортирования в районы возможного
использования. Кроме того, необходимо учитывать, что запасы
газа не возобновляются.
Исследования работы двигателей на спиртовом и спиртосо-
держащем (до 15% спирта) топливе, проведенные на различных
двигателях в разных климатических зонах, дозволили выявить
ряд проблем, связанных с использованием таких топлив, и на-
метить пути их разрешения. Меньшая теплота сгорания спир-
тосодержащего топлива компенсируется более высоким инди-
каторным КПД двигателей, достигаемым вследствие возмож-
ного повышения степени сжатия. Склонность к образованию
паровых пробок при работе на этих топливах эффективно
устраняется при добавлении в смесь до 2% высокомолеку-
лярных спиртов и увеличении расхода топлива.
Проблема пуска двигателей на спиртовом топливе при. низ-
кой температуре окружающей среды решается путем добавле-
ния* в спирт 6-10% диэтилового эфира или изопентана. Расслое-
ние бензоспиртовой смеси и ее чувствительность к содержанию
воды могут быть уменьшены путем добавления в бензоспи:рно-
вую смесь до 3% высокомолекулярных спиртов и при г о ?•: зле-
ния смесей на базе бензина с высоким содержанием низке моле-
кулярных ароматических углеводородов. Работа дизеле на
спиртовом топливе может быть обеспечена впрыскиванием за-
пальной» дозы дизельного топлива либо добавлением в :ме;ь
дизельного топлива и спирта (до 80% спирта) специальны\ лги-
садок, уменьшающих задержку воспламенения. Возможна так-
же работа дизеля при подаче во впускную систему до 3? па-
ров спирта.
К перспективным видам топлива могут быть отнесены
тетические топлива из угля и сланцев и особенно ьсд:р»:д
Применение водорода в качестве топлива для двигателе? - -
треннего сгорания позволило бы получить практически 'е ыт_-
ничный источник энергии. Организация рабочего процесса дви-
гателей при работе на водороде не вызывает особых затрудне-
ний. Основные трудности связаны с получением и хранением
водорода. Для получения его в количестве, эквивалентном
одной тепловой единице, затрачивается примерно три тепловые
единицы. Для хранения водорода в сжатом виде требуются
большие объемы баллонов, что неприемлемо для транс-
портных установок. Для хранения водорода в жидком виде не-
обходимы тяжелые, сравнительно сложные баллоны, имеющие
высокую стоимость, используемые в криогенной технике. Зна-
чительные трудности представляет применение гидридов ме-
таллов и различных генераторов водорода. В настоящее время
ведутся работы по использованию жидких носителей водорода,
которые выделяют его в присутствии катализаторов. В каче-
стве одного из таких носителей водорода может служить, на-
пример, муравьиная кислота, водный раствор которой в при-
сутствии палладия выделяет водород. Этот способ хранения
и получения водорода удобен и безопасен. Однако на пути его
реализации предстоит преодолеть ряд трудностей, одной из ко-
торых является высокая стоимость.
Проводятся широкие исследования по использованию кон-
версии топлива в специальных регенераторах на установках
с двигателями. Применение конверсионных регенераторов по-
зволяет улучшить экономичность и снизить выброс токсиче-
ских продуктов, а также расширить сортамент применяемых
топлив. При конверсии в регенераторе топливо преобразуется
в синтез-газ, состав которого зависит от принятой схемы кон-
версии топлива. Из горючих компонентов в его состав входят
водород (до 50-60% в мольных долях в зависимости от при-
нятой схемы конверсии), окись углерода (до 22%) и небольшое
количество углеводородов типа СН4 и С2Н4. Образующийся
в регенераторе синтез-газ добавляют в камеру сгорания двига-
теля. Это улучшает смесеобразование, повышает качество и эф-
фективность процесса сгорания, что приводит к улучшению
экономичности. В карбюраторных двигателях добавление син-
тез-газа позволяет работать с большим коэффициентом избыт-
ка воздуха (а — 2,5 — 3), что в совокупности с указанным выше
обеспечивает значительное улучшение экономичности и умень-
шение выброса токсических веществ.
Наряду с совершенствованием двигателей внутреннего сго-
рания разрабатываются двигатели внутреннего сгорания иных
схем, а также двигатели других типов (например, двигатели
Стирлинга).
I
•
Для конверсии может
быть использовано лю-
бое топливо-жидкое или
твердое в виде пыли.
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
\
Автоматизация пуска двигателя 418
Аккумулятор давления топлива 109, ПО
Акселерометр 446
Анализ спектральный 444
Анализатор двигателя 447
Б
Бак гндридный 235
-	криогенный 234
-	масляный 266
-	топливный 93, 94, 97, 115
Баланс работы при пуске 323
Баллон пусковой 327, 328
В
Вал кулачковый топливного насоса высокого давления
150
Вентилятор 283-286, 452
-	, расчет 288
Винт регулируемого шага 334, 335
Водород 233, 453, 454
Воспламенение горящим факелом жидкого топлива 229
-	от сжатия 230
-	форкамерно-факельное 119
-	электрической искрой 226
Впрыскивание топлива ступенчатое 175
Вязкость топлива 137
Г
Газоанализатор 439, 440
Гидромуфта 290
Гидроусилитель 426
Глушитель шума активный 25, 27, 28
—	камерный 26
—	комбинированный 28
—	резонансный 25
Д
Давление впрыскивания топлива 130, 133
Двигатель адиабатный 451
-	газовый 219-221
-	газожидкостный 221
-	пусковой карбюраторный 325
Диагностирование техническое тестовое 435
—	функциональное 435
Диаграмма Вышнеградского 394, 395
Диафрагма 99—101
Диффузор карбюратора 38, 85, 86
Дроссель-регулятор предельный 353
Дымомер 449
Ж
Жидкость пусковая 333
Жиклер воздушный 76, 87, 88
-	топливный 45, 46, 76, 85, 86
-	компенсационный 53, 54
-	перепускной 79
-	экономайзера 58, 59
3
Задатчик пневматический расходный пропорциональ-
ный 429
-	- балансный 430-432
Заслонка воздушная 68, 69, 92
-	дроссельная 55-57, 109
-	ограничителя частоты вращения 103
Защита автоматическая аварийная 417
И
Индикатор допустимого гидравлического сопротивле-
ния 12
Испарение топлива 38 41
к
Камера поплавковая 88-90
-	смесительная 38, 83-85
Карбюратор 37-93
-	многокамерный 74, 75
-	пусковой 70, 92, 93
Карбюрация 37
Катализатор 29, 30
Категория контролепригодности 437, 438
Клапан главный пусковой (маневровый) 326, 328
-	нагнетательный топливного насоса высокого давле-
ния 153
-	паровоздушный 291
-	экономайзера 58-60, 90
Колесо зубчатое насоса 250
Компоненты токсические отработавших газов 29
Компоновка форсунок 212
Конверсия топлива 454
Корректор высотный 72-74
Коэффициент звукопоглощения 27, 28
-	очистки воздуха 9
-	пропуска пыли 9
-	противоточности теплообменника 300
-	теплоотдачи для воды и антифриза 315
-	фильтрации 262
Критерий устойчивости Михайлова 396
—	Найквиста 399
—	Рауза-Гурвица 393, 394
М
Маслосборник 265, 266
Маслоприемник 266
Метод диагностирования дифференциальный 440, 442
—	парциальный 440, 441
Механизм двигателя реверсивный 335
-	для взаимного поворота распределительного и ко-
ленчатого валов 337
Микровыключатель 405, 406
Микропроцессор 351, 415
Моноциклон 11
Мультициклон И
Н
Нагрузка фильтра удельная воздушная 13
Насос жидкостный 278
—	вихревой 281
455
-- водокольцевой самовсасывающий 280
— поршневой 282, 283
— центробежный 278
-- шестеренный 281, 282
- масляный 248
-- винтовой 251, 252
— шестеренный 248 -251
-	топливный высокого давления 140 146, 149, 150
----- распределительного типа 155-159
-	- коловратный 116
-	- подкачивающий диафрагменный 95-97
-----центробежный 97
Насос-ускоритель 62, 63, 78, 79, 91, 92
Насос-форсунка 176, 177
Нейтрализатор каталитический 29-32
Носитель нейтрализатора блочный 30, 31
О
Объект диагностирования 435
Ограничитель максимальной частоты вращения 102
Охладитель масла 313, 314
- наддувочного воздуха 295, 310, 311
- охлаждающей жидкости 312. 313
П
Передача гидравлическая 424
-	механическая 423
-	электрическая 424
-	пневматическая 424
Подача топлива цикловая 128, 129
Преобразователь давления 408
-	импульсов 22, 23
-	наличия струи жидкости 412
-	сигнала оптико-волоконный 447
-	температуры 406
-	- биметаллический 406
—	дилатометрический 407
—	манометрический 407
-	частоты вращения 408-410 .
Привод топливного насоса высокого давления 211
Продолжительность впрыскивания 128, 129
Процесс образования горючей смеси см. карбюрация
Процесс переходный 384-386, 400-402
Пуск калоризаторный 333
-	пневматический 422
-	цилиндровый 326
Р
Распылитель форсунки 172-174
Расслоение заряда И 8, 119
Распределитель дисковый 329-331
-	золотниковый 328, 329
Ребра цилиндра 276
Реверсирование ротативного продувочного компрессо-
ра 336
Регулирование работы системы охлаждения 289
Регулятор автоматический прямого действия 347
— непрямого действия 362, 364, 365
Ресивер 16, 17
Стенд тормозной стационарный 439
Степень автоматизации 403
- неравномерности регуляюра 356 358
Т
Термопара 407
Термистор 407, 408
Толкатель топливного насоса высокого давления 149
Топливо спиртовое 453
Топливопровод 95
Трубопровод впускной 14 16
- выпускной 16, 18-20
У
Угол опережения впрыскивания юплива 129
Управление дистанционное автоматическое 423, 426
Уровень аэродинамического шума 24
-	механического шума 25
Уровнемер 411, 412	,
Устойчивость системы автоматического регулирования
393
Ф
Фактор устойчивости 355
Фильтр воздушный инерционно-масляный 12
расчет 13
—	с картонным элементом 11
-----, расчет 13
-	- сухой комбинированный 11
-	масляный гидродинамический 254
-- магнитный 256
— механический 253, 254
—, расчет 256
-	топливный 95
Форсунка клапанная 165
-	клапанно-сопловая 166
-	нормальная закрытая 166-168
-	открытая 165, 166
-	с гидрозапиранием 175, 176
— штифтовая 169, 170
-	электромагнитная 111. И ”
X
Характеристика впрыскивания 128
-	двигателя регуляторная 389
-	карбюратора идеального 47, 48
—	элементарного 41
-	скоростная подача топливной системы 154
-	форсунки гидравлическая 163
Ц
Цикл термической обрабо(ки деi алей плунжерной па-
ры 147
Ч
Частота вращения вала мппнма п>ная пусковая 322, 323
Ш
Сельсин 427, 428
Сжимаемость топлива 132, 133
Сигнализация автоматическая 415
Система наддува импульсная 17-19, 21
— с постоянным давлением 21, 23
-	компенсации состава смеси с изменяемым сечением
жиклера 56
----с компенсационным жиклером 53
----с регулированием разрежения в диффузоре 54-56
----с уменьшением разрежения у жиклера 49, 52
-	следящая пневматическая 428
-	смесеобразования пленочно-испарительная 120
холостого хода 63, 79,	системе 18
- управления аналоговая 26	Г П Г п п л гагн&гательном’^-рубопроводе 134
Смеситель газовоздушны? 223	h k JJ И (В | г [{ Д
Первомайского политехникума
МНВ. №
Шум аэродинамический
- механический 24
Э
Экономайзер 58-60, 90
- принудительного холостого хода 67, 68
Эконостат 61, 62, 79	J
Эффективность тепловая 301
Я
СХЕМА ТОПЛИВНОЙ
СИСТЕМЫ ДВИГАТЕЛЯ
РАБОТАЮЩЕГО
НА ГАЗООБРАЗНОМ
ТОПЛИВЕ

2р.