Text
                    ДЛЯ ТЕХНИКУМОВ
С.Н.Богданов
М.М.Буренков
И.Е.Иванов
АВТ®М®БИЛЬНЫЕ
ДВИГАТЕЛИ
МАШИН0СТРОЕНИ8

ДЛЯ ТЕХНИКУМОВ С.Н.Богданов М.М.Буренков И.Е.Иванов АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ Допущено Управлением учебных введений Министерства авто мобильного транспорта РСФСР в Качестве учебника для автотранспортных техникумов МОСКВА 'МАШИНОСТРОЕНИЕ' 1987
ББК 39.35 Б73 УДК 621.43.01 (075,3) Рецензенты: предметная комиссия Тамбовского автотранспортного техникума им. М. С. Солнцева и Л. X, Арустамов Богданов С, Н. и др. Б73 Автомобильные двигатели: Учебник для авто- транспортных техникумов/С. Н. Богданов, М. М. Бу- ренков, И. Е. Иванов.—М.: Машиностроение, 1987. — 368 с., ил. — (В пер): 95 к. Изложены основы технической термодинамики и теплопередачи, теория рабочих процессов автомобильных двигателей, рассмотрены ос- новные уравнения гидродинамики и процессов карбюрации в двигате- лях с искровым зажиганием, топливоподающая аппаратура дизелей процессы смесеобразования в них, факторы, влияющие на показатели рабочего цикла и эффективность двигателей, их характеристики, ме- тоды испытаний. Изложены основы кинематики и динамики кривб- шнпно-шатунного механизма, рассмотрены конструкции механизмов w систем двигателей. 2303020200-295 „„ ® ' 038 (01)-'87- ’295’87 ББК 39.35 6Т2.11 Учебник Сергей Николаевич Богданов, Михаил Матвеевич Буренков, Игорь Евгеньевич Иванов АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ Редактор Г. Т. Пирогова Художественный редактор С. С. Водчиц Технический редактор Л. А. Макарова Корректоры Г. В. Багдасарян и А. А. Снастина ИБ № 4438 Сдано в 1 абор 05.05.86. Подписано в печать 23.08.86. Т-16979. формат 84X 108/32. Бумага типографская № 2. Гарнитура литературная. Печать высокая. Усл. печ. л. 19,32. Усл. кр.-отт, 19,32. Уч.-изд. л. 20,18. Тираж 60 000 экз. Заказ 133. Цена 95 к. Ордена Трудового Красного Знамени издательство «Машиностроение» 107076, Москва, Стромынский пер. 4. Ленинградская типография Ха 6 ордена Трудового Красного Знамени Ленинградского объединения «Техническая книга» им, Евгении Соколовой Союзполиграфпрома при Государетвсннси комитете СССР по делам издательств,1 полиграфии н книжной торговли. 193144, г. Ленинград, ул. Моисеенко, 10. © Издательство «Машиностроение», 1987 г.
ВВЕДЕНИЕ Развитие автомобильного транспорта в усло- виях научно-технического прогресса невозможно без постоянного совершенствования силовой установки автомобиля. Главными направлениями развития автомобильного двигателестроения является повышение удельных энерге- тических и экономических показателей, увеличение мото- ресурса двигателей при одновременном снижении удель- ной металлоемкости, обеспечение работы на недорогосто- ящих видах топлива, улучшение экологических характе- ристик — снижение токсичности и дымности отработавших газов, уменьшение удельных затрат на изготовление, обслуживание и ремонт двигателей. Важность решения этих задач вытекает из общего курса Партии и Прави- тельства на перевод всей экономики нашей страны на интенсивный путь развития. В «Основных направлениях экономического и социального развития СССР на 1986— 1990 годы и на период до 2000 года» предусмотрено обес- печить увеличение и улучшение структуры выпуска авто- мобилей, более полно отвечающих потребностям народного хозяйства и задаче экономии топлива. Довести до 40— 45 процентов общего выпуска производство дизельных грузовых автомобилей и автопоездов с уменьшенным на 25—30 процентов (по сравнению с бензиновыми) удельным потреблением топлива. Освоить производство дизельных автобусов повышенной вместимости и комфортабельности. Предусмотрено обеспечить экономию бензина и дизель- ного топлива в 1990 году по сравнению с 1985 годом в размере 18—20 процентов, а также значительно расши- рить производство автомобилей, работающих на сжатом и сжиженном газе. Двигатели внутреннего сгорания (ДВС) широко при- меняются во всех областях народного хозяйства и яв- 1* 3
ляются практически единственным источником энергии в автомобилях. Первый поршневой ДВС был создан французским ин- женером Ленуаром. Двигатель работал по двухтактному циклу, имел золотниковое газораспределение, посторон- ний источник зажигания и потреблял в качестве топлива светильный газ. Двигатель Ленуара представлял собой крайне несовершенную тепловую установку, неконку- рентоспособную даже с паровыми машинами того вре- мени. В 1870 г. немецким механиком Н. Отто был создай четырехтактный газовый двигатель, работавший по пред- ложенному французским инженером Во де Рошем циклом со сгоранием топлива при постоянном объеме/По показа- телям двигатель Н. Отто значительно превосходил паро- вые машины, в течение ряда лет успешно использовался в стационарных условиях и явился прообразом современ- ных карбюраторных двигателей. Бензиновый двигатель транспортного типа впервые в практике мирового двигателестроения был предложен русским инженером И. С. Костовичем. Двигатель Косто- вича для того времени имел высокие показатели и отли- чался прогрессивной конструкцией. В двигателе было использовано электрическое зажигание. В 90-х годах прошлого столетия началось развитие двигателей с воспламенением от сжатия — дизелей. Немецким инженером Р. Дизелем был разработан рабочий цикл двигателя, а в 1897 г. Р. Дизель построил первый образец работоспособного стационарного компрессорного двигателя. Однако вследствие конструктивного несовер- шенства двигатель не получил широкого распространения И был снят с производства. Значительно больших успехов в производстве компрессорных дизелей добились русские инженеры. Внеся ряд оригинальных изменений в кон- струкцию двигателя Р. Дизеля, они создали образцы двигателей, получивших признание не только в России, но и за рубежол. Первые образцы бескомпрессорных дизелей (двигателей с воспламенением от сжатия, работающих без компрес- сор? для распиливания топлива) были разработаны рус- ским инженером Г. В. Тринклером и построены в России. Особое внимание привлекла конструкция бсскомпрессор- ного дизеля для трактора, разработанная русским изобретателем Я. В. Маминым.
1h,, Наряду с развитием двигателестроения развивалась I теория ДВС. Профессор МВТУ В. И. Гриневецкий впер- вые разработал метод теплового расчета двигателя, раз- , ВИТЫЙ и дополненный впоследствии профессором Е. К. Ма- ингом, членом-корреспондентом АН Н. Р. Брилингом, академиком Б. С. Стечкиным и другими учеными. Этот Метод широко используется как у нас в стране, так и за рубежом. Мировое признание получила разработанная академиком Н. С. Семеновым и его школой теория цепных реакций, являющаяся базой для теории процессов горе- ния. Большой вклад в развитие отечественного двигателе- строения внесли А. С. Соколик, А. Н. Воинов и другие советские ученые. Быстрыми темпами двигателестроение стало разви- ваться в нашей стране после победы Великой Октябрьской социалистической революции. В начале 30-х годов всту- пили в строй крупные тракторные, и автомобильные за- воды. Выпускаемые ими автотракторные двигатели ис- пользуются в различных областях народного хозяйства, В том числе и на автомобильном транспорте. Увеличение выпуска двигателей сопровождается непрерывным интенсивным улучшением их технико-эко- номических показателей. Совершенствование конструк- ции, материалов и технологии изготовления позволило ва последние десятилетия значительно увеличить мото- ресурс автотракторных двигателей и снизить их металло- емкость. Двигатели внутреннего сгорания классифицируют по ряду признаков: по способу осуществления рабочего цикла: двух- н четырехтактные, с наддувом и без него; по способу воспламенения топлива: с принудительным эажиганием (искровым или факельным) топливо воздуш- ной смеси, образованной в карбюраторе (карбюраторные двигатели), с воспламенением от сжатия (дизели); по способу смесеобразования: с внешним и внутренним смесеобр азован ием; по способу охлаждения: с жидкостным и воздушным охлаждением; по расположению цилиндров: однорядные с вертикаль- ным, горизонтальным и наклонным расположением ци- линдров; двухрядные (V-образные с различным углом развала цилиндровых блоков), многорядные (с числом цилиндровых блоков три и более); 6
по назначению: стационарные, транспортные (судовые^ тепловозные, тракторные, автомобильные, авиационйые). На автомобильном транспорте широко применяются карбюраторные двигатели и дизели, работающие по четы- рехтактному циклу. Реже используются двухтактные двигатели. Наибольшее число моделей имеют однорядное расположение цилиндров с числом цилиндров два — шесть. На большинстве грузовых автомобилей и авто- бусов установлены V-образные двигатели. Условия эксплуатации транспортных двигателей характеризуются частой сменой нагрузочных и скоро- стных режимов работы, значительным диапазоном изме- нения 1 температуры и давления атмосферного воздуха, его загрязнением. Технико-экономическими требованиями предусма- тривается значительное повышение эффективности ДВС с одновременным снижением нх металлоемкости й улуч- шением технологичности конструкции.
№ДЕЛ I ОСНОВЫ ТЕХНИЧЕСКОЙ ТЕРМОДИНАМИКИ И ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ ГЛАВА 1. ОСНОВНЫЕ СВОЙСТВА ГАЗОВ § 1. ИДЕАЛЬНЫЙ И РЕАЛЬНЫЙ ГАЗЫ Термодинамика (от греческих слов therme — теплота и dynamis — сила) — наука, изучающая законо- мерности взаимного превращения тепловой и других форм энергии. Техническая термодинамика — один из разделов общей термодинамики, в котором рассматриваются про- цессы, связанные с взаимным превращением тепловой и механической энергии в тепловых машинах [например, в двигателях внутреннего сгорания (ДВС)]. Преобразо- вание одного вида энергии в другой осуществляется по- средством рабочего тела, которым в ДВС является газ. В газах вследствие больших расстояний между моле- кулами силы межмолекулярного взаимодействия умень- шаются настолько, что не оказывают существенного воз- действия на движение молекул, это движение становится беспорядочным, хаотическим, что обусловлено частыми столкновениями молекул между собой и их отталкива- нием. Характер движения молекул зависит от теплового состояния вещества. Следствием беспорядочного движе- ния молекул, при котором ни одно из направлений не оказывается преимущественным, являются наиболее характерные свойства газа: равномерное заполнение всего объема и равномерное давление на стенки сосуда, в кото- ром заключен газ. При повышении температуры и снижении давления увеличивается объем газа, что приводит к возрастанию расстояния между молекулами и ослаблению сил их взаимного притяжения. Одновременно уменьшается и относительный объем молекул в общем объеме, занима- емом газом. При давлении, близком к нулю, силами притяжения и объемом самих молекул можно пренебречь. В этом слу- чае газ по своим свойствам соответствует идеальному газу. 7
Таким образом, идеальный газ — это абстрактное поня- тие реального газа; молекулы идеального газа не имеют размеров и молекулярных сил взаимодействуя. Такое допущение позволяет упростить математические выраже- ния законов термодинамики. Существующие в природе газы отличаются от идеаль- ных, причем тем больше, чем выше их давление. Известные газовые законы, строго говоря, справед- ливы только для идеальных газов. Однако в большинстве случаев реальные газы с практически достаточной точ- ностью можно рассматривать как идеальные. § 2. ПАРАМЕТРЫ, ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ СОСТОЯНИЕ ГАЗА К параметрам, характеризующим состояние газа, относятся давление р, температура Т и объем V. Изменение хотя бы одного из этих параметров означает изменение состояния газа. Температура газа служит мерой кинетической энергии поступательного движения молекул газа и характеризует степень его нагревания. Температуру газа измеряют термометрами, принцип действия которых основан на изменении определенных физических свойств тел от тем- пературы. Например, газовые и жидкостные термометры основаны на расширении тел при их нагревании. Каждый прибор, используемый для измерения температуры, гра- дуируется в соответствии с установленной температурной шкалой. Широкое распространение получила международ- ная стоградусная температурная шкала (Цельсия), в ко- торой интервал температур от точки плавления льда (О °C) до точки кипения воды (100 °C) при нормальном атмосферном давлении разбит на сто частей. В термодинамических расчетах применяется так на- зываемая шкала абсолютных температур — шкала Кельвина, в которой за единицу измерения температуры принят кельвин (К) — 1/273,16 часть термодинамической температуры тройной точки воды. За начало отсчета по этой шкале принят абсолютный нуль — условная темпе- ратура, при которой полностью прекращается поступа- тельное движение молекул. Абсолютный нуль находится ниже температуры плавления льда на 273° (точнее, на 273,16). Температуру, отсчитываемую по термодинами- ческой шкале, называют абсолютной и обозначают Т. 8
Международная температурная шкала Кельвина температурная шкала Цельсия связаны соотношением Т = ГС + 273, причем ГС йй 1 К и ДГС = ДТ К. Давление газа определяется средней по времени силой, t которой молекулы газа действуют на единицу площади стенки сосуда, в котором они заключены. В системе СИ за единицу измерения давления р принят паскаль (Па) — давление,' создаваемое силой один ньютон (Н) при действии на площадь, равную одному квадратному негру, (Н/м2). 'Давление окружающего воздуха измеряют барометром. Давление газов в сосудах измеряют манометрами и ва- куумметрами, показывающими разность между давле- ниями газа в сосуде и окружающей среды. Манометры показывают избыточное давление, а вакуумметры — раз- режение. Барометры, манометры и вакуумметры бывают различ- ных типов, из которых наибольшее распространение полу- чили пружинные и жидкостные. В первых давление урав- новешивается упругой силой пружины, во вторых — весом столба жидкости. Каждому давлению соответствует определенная высота столба той или иной жидкости, создающей своей массой давление. Перевод показаний приборов, используемых в настоящее время 'Для измерения давления, в систему СИ осуществляется согласно сле- дующим соотношениям: 1 кгс/см2 = 9,81-10* Па « 100 кПа « 0,1 МПа; 1 мм вод. ст. = 9,81 Па; 1 мм рт. ст. = 133,32 Па. При измерении давления ртутным барометром, учиты- вая зависимость плотности ртути от температуры, показа- ния барометра приводят к 273 К, т. е. Во = Вт — а (Туч — 273) Вт, где Вт — высота ртутного столба прибора при темпера- туре ртути Трт, К; а — постоянная прибора, учитыва- ющая тепловое расширение его шкалы и ртути (а = = 0,0001634-0,000173). Давление р — 133,32В0. • В термодинамических расчетах используют только абсолютное давление газа, которое отсчитывается от да- 9
Рис, 1. Схемы жидкостных приборов (пьезометров): а открытый сосуд; б — манометр; в ** вакуумметр вления, равного нулю. Абсолютное давление атмосфер- ного воздуха изменяется в определенных пределах. Сред- нее давление воздуха за год на уровне моря, определяемое по ртутному барометру при температуре ртути 273 К, равно примерно 101,3 кПа (это давление принимается за нормальное). Абсолютное давление газа в сосуде определяется по показаниям двух приборов — барометра и манометра (вакуумметра). На рис. 1 представлена схема жидко- стного прибора, подсоединенного к сосуду. При открытом сосуде давление внутри его равно атмосферному давлению. Поэтому жидкость в обоих коленах трубки находится на одном уровне. Если давление в закрытом сосуде больше атмосферного, то уровень жидкости в колене, сообща- ющемся с атмосферой, выше на величину h. В этом случае давление газа в сосуде уравновешивается давлением столба жидкости высотой h — избыточным давлением О’взб) и давлением воздуха (ратм), т. е. Рабо ~ Ривб + Ратм = SP^ “Ь где g — ускорение свободного падения, м/с2; р — плот- ность жидкости, кг/м*. Если в сосуде создано разрежение рвлк, т. е. давление в нем меньше атмосферного, то абсолютное давление газа Рабе — Ратм Рван = Ратм gP^- Очевидно, что одному и тому же абсолютному давлению газа в сосуде при изменении атмосферного давления соот- ветствуют различные показания манометра и вакуум- метра. Поэтому р„зб или рвак не могут характеризовать состояние газа. Параметром состояния газа является 10
только абсолютное давление, которое и используется при выполнении термодинамических расчетов. Удельный объем вещества представляет собой объем, ванимаемый единицей массы вещества. Удельный объем v (м3/кг) связан с массой т (кг) газа и его объемом V (м8) соотношением v = Vim. (1) Масса единичного объема вещества называется плот- ностью (кг/м3); плотность р = 1/у = m/V. Из последнего уравнения следует, что pv = 1. (2) Удельный объем вещества и плотность вещества зави- сят от его температуры и давления. Поэтому для сравне- ния удельных объемов и плотностей различных газов их приводят к одинаковым условиям. Обычно принимают тЬк называемые нормальные условия, которым соответ- ствуют давление рв — 101,3 кПа и температура Тв =» = 273 К. § 3. ОСНОВНЫЕ ГАЗОВЫЕ ЗАКОНЫ И УРАВНЕНИЕ СОСТОЯНИЯ ГАЗА Рассмотренные выше параметры состояния газа р, v и Т находятся между собой в определенной взаимосвязи, которая зависит от характера протекания процесса изменения состояния газа. Эта взаимосвязь параметров определяется газовыми законами. Закон Бойля—Мариотта: при постоянной Температуре объем данной массы газа обратно пропорционален его давлению, т. е. при Т = const для 1 кг газа pv » = const; для m кг газа pV — const. В координатах р — v процесс изменения состояния газа при постоянной температуре изображается равно- сторонней гиперболой (рис. 2). Так как в каждой точке этой кривой температура газа одинакова, кривая назы- вается изотермой. Используя закон Бойля — Мариотта для точек, соответствующих началу и концу процесса, получим = или ^=^-. Pi Ря Ра И
г н Рис. 2. Изменение состояния газа при Т = const в коорди- натах р—v Рис. 3. Изменение состоя- ния газа при р = const в координатах р—н: -* — нагревание; — ох- лаждение Закон Гей-Люссака: объем данной массы аза при постоянном давлении и з м е- яется линейно в зависимости от тем- пературы. Таким образом, удельный объем газа при t °C vt = »о + <*vQt = o0 (1 + at), где v0 — удельный объем газа при t = О °C; а = 1/273 — коэффициент объемного расширения газа. Процесс при постоянном давлении (р = const) в коор- динатах р — v изображается линией, параллельной оси абсцисс (рис. 3). Такая линия называется изобарой. Уравнения для начального и конечного состояний газа: Vi = U + (1/273) /,] va = Vo И + (1/273) /,]. Разделив почленно первое уравнение на второе после соответствующих преобразований, имеем о, _ 273 4- _ 7\_ 273 4-^8 Аналогично для любого количества газа V» ~ Г» • }2
Таким образом, при постоянном давлении объемы данной массы газа прямо пропорциональны их абсолют- ным температурам. Закон Авогадро: в равных объемах раз- личных газов при одинаковых давле- нии и температуре содержится оди- наковое число молекул. Допустим, что в двух сосудах одинакового объема (Vi = V2 — V) при одинаковых температуре (7\ — Т2 = Т) и давлении (рг = р2 = р) находятся два каких- либо газа. При этих условиях в сосудах имеется одина- ковое количество молекул (nt = п2 — п). Пусть массы молекул тМ0Л1 и тМ0Л1 одного и второго газа не равны. Тогда массы газов tn1 и т2, находящихся в сосудах, различны: в первом т± — «= Щмол.п; во втором т2 = p2V = тМОл,п. Разделив почленно эти выражения, получим _ Р1У тМ0Л1» или Pt '«МОЛ!' ,д. m2 тМ0Л2И Ра тмол2 Вместо массы молекулы тмол очень малой величины удобнее применять пропорциональную ей относительную молекулярную массу р, выраженную в атомных единицах массы (1,66.10"24 г), за которую принята х/12 часть массы изотопа углерода с массовым числом 12. Заменяя в выражении (3) /пмол на р и учитывая выра- жение (1), получаем Pi _ _ Hi Ра V1 Ра * Из закона Авогадро следует, что при одинаковых условиях (р, Т) плотности различных газов пропорци- ональны их относительным молекулярным массам, а про- изведение относительной молекулярной массы газа на его удельный объем есть величина постоянная. В некоторых случаях в качестве единицы измерения количества вещества принимается моль. Моль — это ко- личество вещества, содержащего столько молекул (атомов» ионов или других элементарных частиц), сколько атомов содержится в изотопе углерода 12С массой 0,012 кг. Следо- вательно, количество молекул, находящихся в одном моле любого газа, одинаково и равно числу Авогадро (6,022.102? моль'1). 13
Рис. 4. Изменение состояния газа в координатах р—v: а—Ь — при изменении всех параметров газа; а—с — при Т = const; с—Ь при О = Const Масса киломоля ка- кого-либо газа в кило- граммах численно равна относительной молекуляр- ной массе р этого газа. Например, 1 кмоль угле- кислого газа СОа имеет массу. 44 кг, 1 кмоль кислорода О2 — 32 кг. Если в произведении цо за р принять не относи- тельную молекулярную массу, а массу кмоля в килограммах, то оно представит собой объем 1 кмоля Уц (м3/кмоль) pv = (4) При одинаковых температурах и давлениях ро = = const, следовательно, в этих условиях объемы кило- молей Уц всех газов одинаковы. При нормальных усло- виях (ря = 201,3 кПа; Та — 273 К) Уд = 22,4 м3/кмоль. Из выражения (4) с учетом выражения (2) плотность р = р/Ум. Например, при нормальных условиях плот- ность углекислого газа рСо, = 44/22,4 — 1,97 кг/м3, плот- ность воздуха рв = 29/22,4 *= 1,3 кг/м3. Уравнения состояния газа. Рассмотренные законы Бойля — Мариотта и Гей-Люссака раскрывают связь между двумя из трех параметров газа, т. е. они приме- нимы только тогда, когда один из параметров постоянный (Т — const или р = const), В технике обычно совершаются процессы, когда изме- няются все три параметра. Уравнения, которые устана- вливают зависимость между всеми параметрами газа, называются уравнениями состояния. Для вывода уравнения состояния газа рассмотрим про- цесс (рис. 4), соответствующий линии изменения всех параметров 1 кг газа от р1( vlt Ti до рй, v2, Tt. Так как безразлично, каким образом происходит изменение со- стояния газа от точки а до точки Ь, примем, что вначале На участке а — с (штриховая линия) происходит изо- термический процесс (Т — const), а затем на участке с — b (штрихпунктирная линия) изобарный (р = const). Применяя к этим процессам законы Бойля — Мариотта
Я Гей-Люссака, соответственно можно определить объем геза в Из Из точке с. процесса, характеризующегося линией а — с, Ра процесса, соответствующего линии с — Ь, v = и° Тг Приравнивая эти выражения, получаем _р^_ const. Так как начальное и конечное состояния газа выбраны произвольно, следовательно, для данной массы газа (1 кг) в любом состоянии = const = R или = RT. (5) Уравнение (5) состояния газа называется уравнением Клапейрона. Учитывая, что v = Vim, уравнение состо- яния для m кг газа pV = mRT. Постоянная R [в Дж/(кг.К)1, имеющая для каждого газа определенное численное значение, называется харак- теристической газовой постоянной или просто газовой постоянной. Значения газовой постоянной, а также дру- гие параметры газа приведены в табл. 1. При отсутствии этих данных R можно вычислить, зная параметры любого состояния газа. Например, по изве- стной плотности воздуха при нормальных условиях (рв — — 1,293 кг/м3) его газовую постоянную определяют из уравнения состояния R = -F = & = S = 287 Дж/<кг • К)- Для использования уравнения Клапейрона необходимо предварительно определить численное значение газовой постоянной данного газа по справочным материалам. Газовая постоянная становится универсальной, т. е. оди- наковой для всех газов, если количество газа выразить 15
Таблица 1 Газ Атомная или молекулярная относительная масса Газовая посто- янная, Дж/(кг- К) Плотность при нормальных ус- ловиях, кг/м8 Температура, °C кнневня затвер- девания Азот N2 28,016 296,759 1,251 —195,80 —210,0 Аммиак NHS 17,031 488,273 0,771 - -33 40 —77,7 Аргон Аг 39,944 208,489 1,784 —186,00 —18Q.3 Воздух 28,950 287,040 1,293 — (192— •— Водяной пар Н2О 18,016 461,893 0,804 +100,00 0,0 Водород Н2 2,016 4124,776 0,090 —252,80 —259,2 Гелий Не 4,003 2077,440 0,179 —268,95 —271,4 Кислород О2 32,000 259,876 1,429 —182,98 —218,7 Метан СН4 16,032 518,772 0,716 —161,70 —182,6 Окись углерода СО 28,010 297,043 1,250 —191,50 —205,0 Двуокись серы SO2 64,060 129,840 2 51 —10,00 —75,3 Двуокись углерода С02 44,010 188,974 1,963 -78,50 —56,ь Этилен С2Н4 28,032 296,651 1,251 —103,50 -169,4 в кмолях; умножив левую и правую части уравнения состояния на массу р 1 кмоля (кг/кмоль), получим ррп = р/??1. Так как pv представляет собой объем 1 кмоля Уц, то pVn — &RT. Отсюда с учетом уравнения Клапейрона р7? = = const. (6) Из закона Авогадро вытекает следующее: при оди- наковых давлениях и температурах объемы кмолей Уц всех газов равны между собой. Следовательно, р/? имеет одно и то же численное значение для всех газов и газовых смесей, независимо от их физических свойств и состояний. Это численное значение можно определить из уравнения (6), приняв нормальные условия, для которых объем 1 кмоля любого газа = 22,4 м3/кмоль, т. е. = -SfiL = 101,3л17°з'2-’г = 8314 Дж/(кмоль. К). 1 х/ о 16
Рис. 5. Изменение состояния газа при расширении: — схема действия газовых сил в цилиндре; б — диаграмма р — V Таким образом, уравнение состояния для 1 кмоля газа, Йазываемое уравнением Клапейрона — Менделеева, можно Представить в следующем виде: рУц = 83147, (7) где 8314 — универсальная газовая постоянная (постоян- ная Менделеева). Из выражения (7), зная численное значение относи- тельной молекулярной массы р, можно определить газо- вую постоянную любого газа R = 8314/р. (8) Так, например, для кислорода г, 8314 8314 ОСЛ п ,, ^о, = — = -09 - = 260 Дж/(кг- К). Ио, 02 Уравнение Менделеева для 1 кмоля газа может быть распространено на любое его количество. Для этого пред- ставим объем кмоля как отношение полного объема V к количеству киломолей М газа, т. е. = V/M. Подставив это выражение в уравнение (7), получим уравнение состояния для любого количества газа pV = 8314 МТ. (9) Количество киломолей М газа может быть определено как отношение его массы т к массе 1 кмоля данного газа М — т/р. Работа газа и физический смысл газовой постоянной. Допустим, что в цилиндре (рис. 5, а) находится газ, сила 17
Рис. 6. Процесс расширения 1 кг газа при нагрева- нии его на 1 К при р = const давления которого на поршень равна F. В общем случае эта сила не остается постоянной. При подводе бесконечно малого количества теплоты поршень переместится на бесконечно малую величину dh. Элементарная работа газа в этом случае dW = Fdh или dW = pSdh = pdV, (10) где p — давление; S — площадь пор- шня; dV — Sdh —бесконечно малое приращение объема газа. Для получения конечного значения работы надо проинтегрировать уравнение (10) в пределах от началь- ного объема до конечного У2, т. е. V , ДЦ7ка = J pdV. Vi В координатах р — V работа газа эквивалентна за- штрихованной площади. При р = const Д^1_8 = Р (V2 - Vi). Предположим; что в цилиндре над поршнем находится 1 кг газа с параметрами р, Vj и (рис. 6). Это состояние газа на диаграмме р — v обозначено точкой 1. При р = const сообщим газу такое количество теплоты Q, чтобы его температура повысилась на 1 К. В конечном состоянии (точка 2) газ будет иметь температуру Т2 (Тх 4- 4- 1) и объем п2. Уравнение Клапейрона для начального состояния газа pvt — R7\-, для конечного состояния рн2 = R (Л 4- 1). Вычитая почленно из второго уравнения первое, полу- чаем Р (^а — »i) = Л. >8
Следовательно, газовая постоянная сответствует работе расширения 1кг газа при нагревании его на 1 К в усло- виях постоянного давления. Аналогичный смысл, но применительно к 1 кмолю газа имеет и постоянная Менделеева 8314 = p(Vll,-V(1,). Следовательно, универсальная газовая постоянная есть работа 1 кмоля газа при нагревании его на 1Кв усло- виях постоянного давления iRp, = = 8,314 кДж/(кмоль-К) 1. § 4. ГАЗОВЫЕ СМЕСИ На практике обычно приходится иметь дело не с однородными газами, а с их смесями. Примером газовой смеси может служить атмосферный воздух, со- стоящий в основном из азота и кислорода. Отработавшие газы ДВС также являются механической смесью газов, включающей углекислый газ, азот, кислород, окись угле- рода и водяной пар. Каждый газ, входящий в газовую смесь, оказывает на стенки сосуда парциальное давление — давление, которое имел бы газ, входящий в состав газовой смеси, если бы он один занимал объем, равный объему смеси, при той же температуре. Это свойство опытным путем установил английский ученый Дальтон. Закон Дальтона гласит: при постоянной тем- пературе полное давление газовой смеси (химически не взаимодейству- ющих идеальных газов) равно сумме их парциальных давлений. Если обозначить ром *— давление смеси газов, а /?1( р2, - >Рп — парциальные давления отдельных газов, то, согласно закону Дальтона, /’ом = Pl + Pi + + Рп- Для проведения тепловых расчетов, связанных с газо- выми смесями, необходимо знать состав газовой смеси. Состав смеси задается массовыми или объемными долями.
Задание состава газовой смеси массовыми долями. Массовая доля gt данного f-ro газа есть отношение его массы mt к массе тсм всей смеси, т. е. ttlj ttlj где п — количество компонентов в газовой смеси. Очевидно, что i =п S £1=1- i=i Массовые доли могут быть заданы как дробными числами, так и в процентах. Например, массовый состав воздуха: gN1 = 0,77; go, — 0,23 или gN, = 77 %; go, = = 23 %. Задание состава газовой смеси объемными долями. Объемная доля rt данного t-ro газа есть отношение его приведенного объема V, (объема газа, приведенного к тем- пературе 7\м и давлению рсм смеси) к объему VCM, занима- емому всей газовой смесью, т. е. Для определения объемного состава газовой смеси необходимо знать приведенные объемы каждого газа, которые они занимали бы при температуре Тсм и давле- нии рсм. Так как температура газов, входящих в-смесь, одинаковы и равны Том, то для приведения объемов можно использовать закон Бойля — Мариотта, согласно кото- рому PiV см — РсмУ 1> ~ Рсм^а’> PiV см ~ откуда Рем Рем Рем С учетом этих соотношений ^=А=-Р-* vсм Рем Следовательно, приведенные объемы газов прямо про- порциональны парциальным давлениям. Очевидно, что п f=l 20
Объемные доли также могут быть заданы дробными числами или в процентах. Например, объемные доли азота и кислорода в воздухе: Tn, = 0,79; Го, — 0,21 или tn, “ 79 %; го, = 21 %. Задание смеси числом киломолей газов. Этот способ задания смеси равнозначен ее заданию объемными долями. Действительно, согласно уравнению Менделеева 8314Л1<Тсм п I/ _____8314Л4СМТСМ Vi =------------ И Уем--------' Разделив первое уравнение на второе, получим Vi ... Mi ^СМ Мсм г Формулы соотношений между массовыми и объемными долями. В теплотехнических расчетах в некоторых слу- чаях по известному массовому составу смеси необходимо определить ее объемный состав и наоборот. Этот пересчет производится по следующим формулам: ; (12) S ил i=i r ____________gt/Hi_____________ gj'Vi 1 gi/R + g»/P» 4-----hgn/(4i I'”n S (Si/Vi) i=l Уравнения состояния газовой смеси. Так как газовая смесь, состоящая из отдельных однородных идеальных газов, представляет собой другой идеальный газ, то для него справедливы характеристические уравнения состо- яния: Рейсом = /Псм/?ОмГ см и Рсм^см = 8314Л!СМТсм» где Rc„ = gtRt + g2R2 + ... + gnRn = S gtRi- f==i С другой стороны, так как Rt = 8314/рц, то Ясм = 8314 Е" 2=1 21
Выражая g через г( по формуле (12), получим также = (13) z=i Сопоставляя выражение (13) с выражением (9), отме- i=n чаем, что £ p,-rf есть средняя (кажущаяся) относительная i=l молекулярная масса газовой смеси i =п Рем = S PKi ИЛИ 1 Рем----7^4 • i=l Парциальные давления газов в смеси могут быть опре- делены только аналитически по выражению _ _ _ „ Ri Pi — PcuSl ~р Кем или в соответствии с выражением (11) Pi ~ § 5. ТЕПЛОЕМКОСТЬ ГАЗОВ Для определения количества теплоты, под- водимой к газу или отводимой от него при осуществлении того или иного процесса, необходимо знать теплоемкость этого газа. Теплоемкость характеризует способность ве- щества воспринимать теплоту при нагревании или от- давать ее при охлаждении. Количество теплоты, поглощаемое телом при нагрева- нии, на 1 К, называется теплоемкостью, а теплоемкость единицы массы вещества называется удельной тепло- емкостью. В зависимости от выбранной единицы количества вещества различают следующие виды теплоемкостей: молярную рс в Дж/(кмоль*К), отнесенную к 1 кмолю газа; > массовую с в Дж/(кг-К), отнесенную к 1 кг газа; 22
объемную С = рс в Дж/(м3 К), отнесенную к 1 м® газа при нормальных условиях его состояния. Очевидно, что с = Теплоемкость газов зависит от следующих факторов: количества атомов в молекуле газа (с увеличением атомности молярная теплоемкость газа увеличивается); вида процесса изменения состояния газа; в общем случае подводимая к газу теплота затрачивается не только на увеличение его внутренней энергии (повышение тем- пературы), но и на совершение работы расширения газа; температуры газа; с повышением температуры двух- и многоатомных газов их теплоемкость возрастает (на одноатомный идеальный газ эта зависимость не распро- страняется). Экспериментально установлено, что на теплоемкость газа оказывает влияние и давление, однако это влияние незначительно, и обычно им пренебрегают. В связи с тем, что теплоемкость газа зависит от тем- пературы, различают истинную и среднюю теплоемкость. Под удельной истинной теплоемкостью понимают отно- шение бесконечно малого количества теплоты, подводимой к единице количества газа, к вызываемому при этом х dQ . бесконечно малому повышению его температуры: с = dQ Vе ~ MdT ' Зависимость истинной молярной теплоемкости газа от температуры имеет нелинейный характер (рис. 7). Каж- дому значению температуры газа соответствует опре- деленное значение его истинной теплоемкости: темпера- туре 7\ — теплоемкость pclt температуре Т2 — тепло- емкость цс2 и т. п. Удельной средней теплоемкостью называют количество теплоты, необходимое для нагревания единицы количества газа на 1 К в среднем за рассматриваемый интервал изменения температуры газа (от Тг до Т2), т. е. т, „ I W Сср —с| — т(т2 — Т1) ’ г, т, I AQ jxccp — pc I - M • т» £3
т, ( г’\ Здесь с | I цс | I — средняя массовая (молярная) г, \ Т,' теплоемкость в интервале температур от 7\ до Т2. Теплоемкость при постоянных объеме и давлении. Известно, что теплоемкость газа зависит от условий про- цесса нагревания, влияющих на характер изменения пара- метров газа и величину совершаемой им удельной работы. Характерными условиями нагревания являются постоян- ство объема и давления газа. Теплоемкости при постоян- ном объеме обозначают cv, рсу, а при постоянном давле- нии — Ср, [LCp. Для выявления различия между cv и ср и установле- ния количественной связи между ними рассмотрим про- цессы нагревания 1 кг газа на 1 К при v = const и р =» = const (рис. 8). В соответствии с принятыми условиями количество теплоты, затрачиваемое на нагревание газа, численно равны соответствующим массовым теплоемкостям, т. е. kqv = cv и Д<7р = ср. В первом случае объем газа остается постоянным, и, следовательно, вся теплота, подводимая к газу, расхо- дуется только на увеличение кинетической энергии моле- кул газа (на возрастание внутренней энергии газа, обозна- чаемой и): &qv cv ~ Аи. Во втором случае подводимая к газу теплота затрачи- вается не только на увеличение внутренней энергии газа, но и на совершение работы расширения, т. е. = ср = Ди + Дю. 24
В обоих случаях величина Ли одинакова и, следова- тельно, ср — Су — Лш. Разность между ср и cv эквива- лентна работе расширения 1 кг Газа при его нагревании на 1 К в условиях постоянного давления. Однако эта работа, как известно, численно равна газовой постоянной R. Следовательно, Ср — Су = R. Это выражение, называемое уравнением Майера, для нагревания 1 кмоля газа имеет вид рср — рсу = 8314. Таким образом, разность между молярной тепло- емкостью рср при постоянном давлении и молярной теплоемкостью рсу при постоянном объеме для всех газов одинакова и равна 8314 Дж/(кмоль-К). По физическому смыслу число 8314 — это количество теплоты, эквивалент- ное работе 1 кмоля любого газа при нагревании его на 1 К при любом постоянном давлении. В теплотехнических расчетах широко используется отношение теплоемкостей, обозначаемое k и называемое показателем адиабаты, k _ | _ JL Су Су Су „ЛИ , (1Ср |1Су + 8314 8314 k —----=---------------- 1 Н------. pcv цсу ficv Так как с повышением температуры газа cv (рсув) увеличивается, то k при этом уменьшается. Для одноатом- ных газов k = 1,667. Для двух- и трехатомных газов при температуре, близкой к нормальной, средние значения k равны соответственно 1,4 и 1,33. Определение численных значений теплоемкостей. Чис- ленное значение истинной теплоемкости газа определяется „о таблицам или графически в зависимости от темпера- туры газа. Например, при температуре 800 К истинная теплоемкость воздуха рсув в соответствии с графиком, приведенным на рис. 9, равна 23,5 кДж/(кмоль • К), а те- плоемкость СО2 в соответствии с графиком, представлен- ным на рис. 10, — 41,3 кДж/(кмоль-К)- Численные значения теплоемкостей цср газов при той же темпера- 25
Рис. 9. Изменение теплоемкости двухатомных газов при V = const: J — О,; 2 =- воздух; 3 — СО; 4 — N,; б — Н2 Рие. 10. Истинные тепло- емкости трехатомных га- зов при V = const 1 — со,; 2 — н,о туре можно определить по уравнению взаимосвязи И ЦСр. цср = ц.Су + 8,314. Для определения массовой,теплоемкости необходимо молярную теплоемкость разделить на относительную мо- лекулярную массу. Например, для воздуха при Т — 800 К Cvb = jxcvB/pB == 23,5/28,95 = 0,814 кДж/(кг-К) и = Су* + Дв = 0,814 + 0,287 = 1,01 кДж/(кг> К).' т, Средняя теплоемкость с| в некотором интервале температур от 7\ и “ Т, С I Г, Т-тТ С Т1 £6
Рис. 11. Средние теплоемкости двухатомных газов при V — const! / *- О£; 2 — СО; 3 •— воздух; 4 — N,; 5 — НЛ Т, Ti где с | и с | — средние теплоемкости соответст 5енно о о в интервалах температур 0—Тг и 0—Т1г которые опре- деляются по таблицам или графическим зависимостям. При использовании этой формулы под температурой Т2 обычно понимают более высокую температуру независимо от того, начальной или конечной в условиях рассматрива- емого процесса она является. т, За с | можно принять любую среднюю теплоемкость (т, г, т, Tt\ ср I ; cv I ; р.ср I » цсу | I. Г, Т, Ti TtJ Средняя молярная теплоемкость воздуха при V = «= const определяется по графику (рис. 11), например, 800 в интервале температур от 0 до 800 К рсув j = •= 21,4 кДж/(кмоль-К). 800 По значению рсув | , используя выражение Майера, можно определить и другие теплоемкости: 800 800 |ХС₽ I I +8,314 = в Д D I 27
= 21,4 8,314 — 29,714 кДж/(кмоль« К); 800 800 РСРв | Ч - - тгаг “1 .°3 *w • к>; о 800 % о 800 I -T^- = W-0’74 кДж/<кг'к>- На рис. 12 приведены изменения средних теплоемко- стей некоторых трехатомных газов. Для газовых смесей молярная теплоемкость опреде- ляется с использованием объемных долей, т. е. Г=п Т, i~n Т, Р^см = Xl и 11Ссм I ~ X r№ci Й=1 7, 1=1 7, При задании смеси массовыми долями определяется массовая теплоемкость f=n Т, i—n Т, ^см ~ X Sic‘ и Ссм I = X Sici I • 1=1 7, i=1 Tt Рис. 12. Средние тепло- емкости трехатомных га- вов при V •= const: 1 — СО,; 2 — Н,0 Примеры к гл. 1 Пример 1. После зарядки баллона объемом 10 л его масса изменилась на - 1,747 кг. Определить, до какого давле- ния заряжен баллон, если начальное давление в нем было равно 750 мм рт. ст. при температуре ртути в барометре Трт = 298 К; температура воздуха в ба- лоне до и после зарядки равна 293 К.' Решение 1. Показание барометра, приведенное к 0 °C, B0=Sr-a(7'pT-273) Вт = = 750 — 0,000172 (298 — — 273) 750 = 746,8 мм рт. ст. ' 2. Атмосферное давление и начальное давление воздуха в баллоне р^ = = 133,32S0 = = 133,32-746,8 = 99,6 кПа. 28
3. Масса воздуха в баллоне до зарядки piV 99,6-103-10-10~3 mi~ КТ ~ 267-293 = 0,0118 кг. 4, Масса воздуха в баллоне после зарядки та = mj+ Am = 0,0118 + 1,747 = 1,759 кг. 5. Абсолютное давление воздуха в баллоне после зарядки Рабе = m2RT V 1.759-287-293 .. в ,пз „ =14,8-103 кПа. 6. Избыточно.е давление воздуха в баллоне после зарядки Рман “ Рабе — Ратм = 14,8- 103 — 99,6 л; 14,7.103 кПа, Степень заряженности баллона можно определить путем его взве- шивания. Пример 2. Отработавшая газовая смесь состава гсо = 0,093; ГН о ~ 0,083; rNa = 0,760; го = 0,064 имеет температуру 873 К и давление 1,3-10акПа. Определить плотность газовой смеси и пар- циальное давление каждого газа. Решение. Кажущаяся относительная молекулярная масса газовой смеси Рем = P/j в Рсо/со, + Рн,с/н,о + Pn/ns + Ро/о2 = = 44 • 0,093 4- 18 0,083 + 28 • 0,76 + 32 - 0,064 = 28,92. Газовая постоянная смеси _ 8314 8314 К —-------= Ром Плотность смеси п — Рсм гСМ n у» /'СМ/ СМ Массовые доли газов, составляющих смесь, 28^92" = 287 Дж/(кг-К). 1,3. W П.1О ,, ^-^ = 0,519 кг/м3. £со, = гсо,Рсо, Рем 0,093-44 28,92 = 0,1430; гН2оР1 *н'° “ Рем 0,083-18 28,92 = 0,0495; Sn, = rN,PN, 0,76-28 Рем 28,92 0,7370; „ _ го„Ро, _ 0,064-32 Рем 28,92 - 0,0705; i==n & = Seo, + £н,о + Sn, + go, = l'e=l = 0,1430 + 9,0495 + 0,7370 + 0,0705 = 1,0. 29
Парциальные давления газов, ссстазлгющик смесь, Рсо1 = Рсм«со,-^-=1.3-10’-0,1430 -1g— 12,25 кПа; Рн,О = Рсм£н,О = 1.3-105-0,0495 -|g- = 10,35 кПа; PN1 = Рейвы, = 1.3-10’.0,7370 = 99,10 кПа; Ро, = Pcugo, 7^- = 1 >3• Ю4• 0,0705 ----8,30 кПа; i=n £ Pl = Р(Х>, + Рн,О + Pn, + Ро, = t=I » 12,25 + 10,35 + 99,10 + 8,30 = 1,3-102 кПа. ГЛАВА 2. ПЕРВЫЙ ЗАКОН ТЕРМОДИНАМИКИ § 1. ПРИНЦИП ЭКВИВАЛЕНТНОСТИ ТЕПЛОВОЙ И МЕХАНИЧЕСКОЙ ЭНЕРГИИ Первый закон термодинамики является ча- стным случаем всеобщего закона сохранения и превраще- ния энергии, который гласит о том, что энергия не уничтожается и несоздаётся вновь, но может при известных условиях передаваться от одного тела к дру- гому и превращаться из одного ее вида в другой в эквивалентных коли- чествах. В технической термодинамике рассматриваются только процессы взаимодействия тепловой и механической энер- гии. Применительно к ним закон сохранения и превраще- ния энергии называется первым законом (началом) термо- динамики. f Таким образом, первый закон термодинамики опре- деляет взаимосвязь тепловой и механической энергии: тепловая энергия может превра- щаться в механическую, а механиче- ская в тепловую в эквивалентных количествах. 80
Принцип эквивалент- ности тепловой и меха- нической энергии можно выразить формулой Рис. 13. Схема простейшей термо- динамической системы: / — цилиндр; 2 — рабочее тело; 3 —* поршень; 4 — маховик; 5 « тепловая ванна 0 = где Q — количество теп- ловой энергии; A = QlW— тепловой (термический) эквивалент механической работы; W — количество механической энергии. В системе СИ механическая и тепловая энергия изме- ряются одной и той же единицей (Джоулем), поэтому А — 1, и принцип эквивалентности (равенства) между теплотой и работой выражается так: Q = W. Для уяснения взаимосвязи между тепловой и меха- нической энергией рассмотрим простейшую термодина- мическую систему (рис. 13). Эта система включает в себя рабочее тело, аккумулятор тепловой энергии (тепловой аккумулятор) и аккумулятор механической энергии (ме- ханический аккумулятор). Рабочим телом может быть газ или пар, имеющий определенную внутреннюю энергию U. Аккумуляторы тепловой и механической энергии, вза- имодействуя с рабочим телом, могут аккумулировать энергию соответствующего вида или отдавать ее. Запасы тепловой и механической энергии в аккумуляторах соот- ветственно равны Q и U7. Согласно закону сохранения энергии общий запас энергии рассматриваемой изолированной термодинами- ческой системы при любых преобразованиях остается постоянным и, следовательно, AQ 4- AU + AW = 0. (14) Выражение (14) называют основным уравнением первого закона термодинамики. Оно показывает, что при любых энергетических процессах алгебраическая сумма измене- ний запасов энергии тел, входящих в изолированную систему, равна нулю. Если под AQ понимать не измене- ние запаса энергии в тепловом аккумуляторе, а количе- ство теплоты, подводимой к рабочему телу или отводимой 31
от него, и учесть, что знаки Дф по отношению к тепловому аккумулятору и по отношению к рабочему телу всегда противоположны, то уравнение первого завона термо- динамики примет вид AQ = Д£7 4- Д^- Рассмотрим одно из возможных превращений и пере- распределений энергии. Допустим, что температура тепло- вого аккумулятора выше температуры рабочего тела. Тогда к рабочему телу будет подводиться теплота от те- плового аккумулятора, и запас энергии в этом аккумуля- торе уменьшается, т. е. AQ < 0. Пусть за счет подвода теплоты происходит увеличение объема (расширение) рабочего тела, вследствие чего рабо- чее тело будет совершать работу. При этом запас энергии в механическом аккумуляторе увеличится, т. е. ДЦ7 > 0. Внутренняя энергия рабочего тела в зависимости от соотношения между AQ иД№ может увеличиваться (Д(7 > 0), уменьшаться (At/ < 0) или оставаться постоян- ной (Д(/ = 0). При Д[/ >0 энергия теплового аккуму- лятора расходуется частично на увеличение внутренней энергии рабочего тела и частично на возрастание энергии механического аккумулятора; при Д{7 < 0 энергия механического аккумулятора увеличится как за счет уменьшения энергии теплового аккумулятора, так и за счет снижения внутренней энер- гии рабочего тела; при А <7 = О'возрастание энергии механического акку- мулятора происходит только за счет уменьшения энергии теплового аккумулятора. § 2. ОБРАТИМЫЕ И НЕОБРАТИМЫЕ ПРОЦЕССЫ Термодинамическим процессом называется процесс изменения состояния рабочего тела, сопровожда- ющийся изменением его параметров. Всякий процесс может осуществляться в одном из двух противоположных направлений, одно из которых назовем прямым, а дру- гое — обратным. Каждое из этих направлений относи- тельно другого отличается превращением и перераспре- делением энергии. Допустим, что в рассмотренной термодинамической системе совершился прямой процесс 1—2 (рис. 14), осу- 32
Рис. 14. Схема перерас- пределения энергии в тер- модинамической системе: — в прямом направле- нии; - - — в обратном потребовало подвода некоторого ществление которого количества теплоты Д Q к рабочему телу и сопровождалось уменьшением его внутренней энергии (t/a < С/х). За счет работы расширения запас энергии механического акку- мулятора увеличится на Д]}7. Пусть процесс совершается в обратном направлении (2—/). Очевидно, что для осуществления обратного про- цесса (сжатия) потребуется затратить энергию механи- ческого аккумулятора, а от рабочего тела отвести теплоту в тепловой аккумулятор. Если количество затраченной механической энергии Д1Г равно энергии, полученной при прямом процессе, а в тепловой аккумулятор возвращается то же самое количество Д<2 теплоты, то процесс 1—2 обратим. Таким образом, обратимыми называются такие про- цессы, при осуществлении которых в прямом и обратном направлениях все элементы термодинамической системы (рабочее тело, тепловой и механический аккумуляторы) возвращаются в начальное состояние и количество энер- гии каждого из них будет равно начальному ее коли- честву. Если при обратном процессе возвращение какого-либо элемента системы в начальное состояние не обеспечи- вается, то такой процесс называется необратимым. Все действительные процессы, происходящие в природе, яв- ляются необратимыми. Причина необратимости этих про- цессов состоит в их неравновесное™. Равновесными назы- ваются процессы, при осуществлении которых давления и температуры одинаковы по всему объему в любой мо- мент процесса. Равенство давлений характеризует меха- 2 Богданов С. Н. и во. 33
ническое равновесие рабочего тела, а равенство темпе- ратур — термическое. Равновесность процессов может быть достигнута только при бесконечно медленных процессах. Кроме того, для термического равновесия в процессах при неизменной температуре рабочего тела (в изотермических процессах) необходим тепловой аккумулятор с бесконечно большой энергией, а для процессов с изменяющейся температу- рой — с бесконечно большим числом тепловых аккумуля- торов, имеющих бесконечно малую разницу температуры. При осуществлении процесса в этих условиях давле- ние и температура выравниваются по всему объему, а в изотермических процессах температура рабочего тела остается практически неизменной. В реальных процессах, протекающих в ДВС, темпе- ратура и давление газа в различных точках объема ци- линдра неодинаковы. Кроме того, осуществление этих процессов сопровождается потерями рабочего тела, тепло- вой энергии в атмосферу, затратой механической энергии на преодоление трения между деталями. В этих условиях процессы ДВС становятся необратимыми. Несмотря на то, что действительные процессы необра- тимы, в термодинамике изучаются обратимые процессы. Это объясняется тем, что обратимые процессы проще поддаются теоретическому исследованию, многие действи- тельные процессы по термодинамическим свойствам близки к обратимым. Исследование обратимых процесс эв, в ко- торых достигается наибольший КПД, позволяет выявить степень совершенства реальных тепловых установок. При выполнении термодинамических расчетов переход от обратимых процессов к действительным производится путем введения поправочных коэффициентов, полученных экспериментальным путем, учитывающих влияние не- обратимости реальных процессов. § 3. ВНУТРЕННЯЯ ЭНЕРГИЯ И ТЕПЛОСОДЕРЖАНИЕ ГАЗА Тик как материя немыслима без движения, то все тела обладают некоторым запасом внутренней энергии. Внутренняя энергия U тела суммируется из кинетической энергии поступательного и вращательного движения его молекул, энергии внутримолекулярных колебаний, а также из потенция тьной энергии сил сцепления между молекулами. 34
Внутренняя энергия газа зависит от его температуры, сил сцепления между молекулами, т. е. от среднего рас- стояния между ними, и, следовательно, от объема, занима- емого данной массой газа. Итак, для любого реального газа его внутренняя энергия U — f (Т, V). Так как функ- ция состояния газа однозначно определена при задании двух любых его параметров, то U = (р, Т) или U — = Ф (Р> V). Таким образом, внутренняя энергия есть некоторая однозначная функция любых двух параметров, определя- ющих состояние реального газа. Из этого основного свой- ства внутренней энергии следует, что ее изменение не зависит от характера процесса, т. е. от промежуточных состояний газа, а полностью определяется его начальным и конечным состояниями. Очевидно, что во всех процессах (рис. 15) изменение внутренней энергии газа при переходе его из состояния 1 в состояние 2 одинаково, а в результате осуществления кругового процесса (цикла) 1—а—2—b—1 или 1—а—2—с—1, в котором конечное состояние рабочего тела совпадает с начальным, внутренняя энергия газа не изменяется. Для идеального газа, в котором силы сцепления между молекулами отсутствуют, внутренняя потенциаль- ная энергия равна нулю. Следовательно, внутренняя энергия идеального газа как энергия кинетическая зави- сит только от его температуры. Поскольку в термодина- мике все газы рассматриваются как идеальные, то их внутренняя энергия не зависит от давления и объема, а является функцией только температуры. Поэтому изме- нение внутренней энергии не обусловлены характером процесса, а определяется только его начальной и конечной температурами. Изменение внутренней энергии газа при его переходе из одного состояния в другое во всех процессах опреде- ляется таким же образом, как и в процессе при постоян- ном объеме, в котором вся теплота (подводимая и отводи- мая) расходуется тслько на изменение внутренней энеогии, т. е. г, г, | (Т2 — Л) = Мрси | (Т2 — 7\). (15) т\ т, В термодинамике широко используется также функция состояния газа, называемая теплосодержанием или эн- 2* 35
Рис. 15. р—V-диаграмма Рис. 16. Схема калориме- тра для нагревания 1 кг газа, находящегося под поршнем тальпией. Теплосодержание (энтальпия) — это коли- чество теплоты, необходимое для нагревания газа при постоянном давлении от нуля до заданной температуры, оно определяется выражениями для 1 кг газа (Дж/кг) i — и 4- Р&, (16) для 1 кмоля газа [Дж/(кмоль)] /ц = t/ц + рУц', для любого количества газа (Дж) 1 = и + pV. Таким образом, теплосодержание газа равно сумме его внутренней энергии и произведению давления на объем. Для уяснения физического смысла и свойств тепло- содержания рассмотрим процесс нагревания 1 кг газа в калориметре под поршнем (рис. 16). Над поршнем создается разрежение, и, таким образом, поршень оказы- вает на газ некоторое постоянное давление р. Примем, что в начальном состоянии температура газа равна (близка) нулю и его объем, пренебрегая объемом молекул, fj = 0. Так как внутренняя энергия газа есть функция его температуры, то при 7\ = 0 внутренняя энергия их = 0. Нагревание газа вызывает увеличение его объема и перемещение поршня, давление газа при этом остается неизменным. При объеме v2 температура газа будет равна Тг, а его внутренняя энергия и2. 36
На основании первого закона термодинамики для рассматриваемого процесса имеем Лр — Ли + До» = (иг — Hi) + р (fg — Vj) = н2 + pvt. Обозначив по аналогии с выражением (16) левую часть этого уравнения через i, получим в общем случае для 1 кг газа i = и + pv. Таким образом, теплосодержание (энтальпия) (/ц) определяет полное количество энергии, затрачиваемой на нагревание при постоянном давлении 1 кг (1 кмоля) газа от нулевой до данной его температуры. Изменение теплосодержания любого количества газа в процессе при постоянном давлении определяется по уравнению т, т, ДЛ_2 = тср I (Т2 — 7\) = ЛТцСр |(Т2 —7\). . Г, т\ ГЛАВА 3. ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ В простейшей термодинамической системе могут совершаться разнообразные процессы, отличающи- еся один от другого характером взаимодействия рабочего тела с тепловым и механическим аккумуляторами. Прак- тический интерес представляет рассмотрение ряда характерных процессов, на протекание которых наклады- ваются те или иные ограничения. К таким процессам относятся следующие: изохорный — процесс при постоянном объеме рабочего тела (V = const); изобарный — процесс при постоянном давлении рабо- чего тела (р = const); изотермический — процесс при постоянной темпера- туре рабочего тела (Т = const); адиабатный — процесс без теплообмена между рабо- чим телом и тепловым аккумулятором (AQ = 0). Рассмотрим обобщающий политропный процесс, для которого перечисленные выше процессы являются частными случаями. 37
В дальнейшем будем считать, что рабочее тело пред- ставляет собой идеальный газ, количество и состав кото- рого в течение процесса не меняются, процесс является равновесным, значит, обратимым. Главными задачами рассмотрения термодинами- ческих процессов являются определение закономерностей изменения параметров состояния газа и выявление осо- бенностей превращения и перераспределения энергии. Указанные термодинамические процессы будем рассма- тривать в такой последовательности. 1. Нахождение уравнения процесса. 2. Вывод формул соотношения параметров. 3. Построение графика процесса в координатах р — V. 4. Определение изменения внутренней энергии рабо- чего тела. 5. Нахождение изменения энергии в механическом аккумуляторе термодинамической системы или внешней работы газа. 67’Определение количества теплоты, подведенной к ра- бочему телу или отведенной от него во время процесса (изменение энергии в тепловом аккумуляторе системы). Количество теплоты может быть найдено или по урав- нению первого закона термодинамики AQ = Д[/ 4- ДЦ7, или по уравнению т, т, Дф = тс | ДГ — Мрс I ДТ, Г, г, где с (рс) — массовая (молярная) теплоемкость газа в дан- ном процессе. Внутренняя энергия является однозначной функцией состояния рабочего тела, ее изменение не зависит от пути процесса и полностью определяется конечной и начальной температурами рабочего тела. Поэтому для любого про- цесса изменение внутренней энергии может быть опре- делено по общей формуле (15): ТГ г* Д1/ = тсу (Та — Л) = Мцсу I (Т2 — Л). т, т\ § 1. ИЗОХОРНЫЙ ПРОЦЕСС Изохорные процессы происходят при нагре- вании или охлаждении газа в закрытых сосудах постоян- ного объема. Очень близок к изохорному процессу процесс 38
подвода теплоты к рабочему телу при быстром сжигании топлива в цилиндре ДВС, когда измене- нием объема камеры сгорания за время горения топлива можно пренебречь. Графическое отображение изо- хорного процесса в системе ко- ординат р — V соответствует пря- мой, параллельной оси ординат (рис. 17), которая называется изохорой. Формула соотношения параметров может быть полу- чена из уравнения Менделеева, написанного для двух состояний рабочего тела — конечного (точка 2) и началь- ного (точка /), т. е. p2V — 8314 МТ2, pjV = 8314 М7\. Разделив почленно первое уравнение на второе, полу- координатах р—V чим Ра _ 7~ а Р1 Л Итак, при постоянном объеме давление газа изменяется прямо пропорционально его абсолютной темпеоатуре. Вследствие того, что в данном процессе объем газа не изменяется (V — const), он внешней работы не совершает, т. е. V, ДГ = = vt Таким образом, изменение энергии механического ак- кумулятора в этом случае равно нулю. Изменение внутренней энергии газа определяется по формуле (15). В изохорном процессе, протекающем без совершения работы, внутренняя энергия рабочего тела изменяется только за счет подвода или отвода теплоты, т. е. Д<2 = Д U- § 2. ИЗОБАРНЫЙ ПРОЦЕСС Изобарным называется процесс, совершаемый при постоянном внешнем давлении рабочего тела. В прак- тике изобарные процессы наблюдаются при подводе те- плоты к рабочему телу в газотурбинных двигателях, при получении водяного пара. 39
Рис. 18. Изобара в коорди- натах р— V Уравнение изобарного про- цесса р = const. В системе координат р — V этот процесс изображается пря- мой, параллельной оси абсцисс (рис. 18). Для конечного и началь- ного состояний рабочего тела в изобарном процессе имеем pV3 = 8314 МТ2; рУг = 8314 МТ\. После деления первого уравнения на второе получим Л/Л = Л/Л- Изменение внутренней энергии рабочего тела опре- деляется по формуле (15). При расширении газ совершает положительную работу, запас энергии механического аккумулятора при этом увеличивается. При сжатии газа запас энергии механи- ческого аккумулятора уменьшается. Изменение запаса энергии механического аккумулятора (работа газа) V, V. &w= \pdv = p pv = р(Л-Л)- v, v, Эта работа газа эквивалентна площади, расположен- ной под линией процесса в координатах р — V. Количество теплоты, сообщаемой газу или отводи- мой от него, и соответствующее изменение запаса энергии теплового аккумулятора могут быть найдены из уравне- ния первого закона термодинамики AQ = Д t7 4- Д Г = mcv ДТ 4 р'ДУ = M\lcv ДТ 4- р ДТ. Так как при р — const рДУ = т/?ДТ = 8314Л4 ДТ, то Д<2 = тсу ДТ 4- mR ДТ — т (cv 4- R) ДТ = = тср ДТ = Д/ или Д<2 = Мцсу ДТ 4- 8314Л4 ДТ = М (рсу 4* 4- 8314) ДТ = МрсрДТ = Д/. 40
Таким образом, при постоянном давлении р изменение энергии в тепловом аккумуляторе равно изменению тепло- содержания рабочего тела. § 3. ИЗОТЕРМИЧЕСКИЙ ПРОЦЕСС Изотермическим называется процесс, проис- ходящий при постоянной температуре газа. Уравнение процесса определяется законом Бойля — Мариотта и имеет вид pV — const. Следовательно, кривая изотермического процесса в ко- ординатах р — V представляет собой равностороннюю гиперболу. Из уравнения легко получить формулу соотношения параметров процесса. Так как р^ — p2V2, то рг ... Vi Pi V» ' В рассматриваемом процессе внутренняя энергия и теплосодержание рабочего тела не изменяются, так как они являются функцией лишь его температуры Д6/ = 0 и Д/ = 0; U = const и I — const. Вследствие неизменности внутренней энергии урав- нение первого закона термодинамики принимает вид Д(? = Д№. Отсюда следует, что в изотермическом процессе (Т = = const) осуществляется перераспределение энергии лишь между аккумуляторами тепловой и механической энергии, т. е. вся теплота превращается в работу, и наоборот. В координатах р — V (рис. 19) площадь под гра- фиком изотермического про- цесса в масштабе диаграммы соответствует совершенной работе, а еледоватёльно, и количеству подведенной или * отведенной теплоты. Изменение энергии теп- рис ig. изотерма в хоордйна- лового и механического тах р—V 41
аккумуляторов за процесс определяется по уравне- нию AQ = ДГ = mRT In ф- = 8314МТ In = = mRT In -£- = 8314МТ In = p1V1 In -£ == ргУ. In , Ра Ра 1 1 Vi rl 1 р, (17) где In а = 2,303 1g а (ст — отношение параметров У2/Уг или рх/ра), § 4. АДИАБАТНЫЙ ПРОЦЕСС Адиабатным называется процесс, происходя- щий без теплообмена рабочего тела с аккумулятором тепловой энергии. Следовательно, условием осуществле- ния адиабатного процесса является выражение AQ — О, т. е. Q = const. Осуществление адиабатного процесса возможно лишь при заключении рабочего тела в сосуд с абсолютно теплонепроницаемыми стенками. Так как абсолютно непроницаемые материалы в природе отсут- ствуют, то идеальный адиабатный процесс осуществить невозможно. В практике термодинамических расчетов адиабатными или близкими к ним считают такие процессы, в которых теплообмен между внешней средой.и газом по сравнению с изменением внутренней энергии рабочего тела настолько мал, что им можно пренебречь. Такие условия создаются при очень быстром осуществлении процесса, когда время теплообмена м<=жду газом и стенками сосуда мало и абсо- лютная величина переданной теплоты невелика. Адиабат- ными можно Считать процессы расширения газоь при взрывах, истечение газа с большой скоростью через отвер- стия и насадки. К адиабатным приближаются также процессы сжатия и расширения газов в быстроходных две. Уравнение адиабатного процесса имеет вид рУк = const. (18) Эго уравнение показывает, что в координатах р — V графическое изображение адиабатного процесса предста- вляет собой неравнобокую гиперболу. Так как k > О, то при адиабатном расширении давление газа умень- шается, а при сжатии — увеличивается. 42
Рис. 20 Адиабата и изотерма в координатах р— V Формулу связи давления и объема рабочего тела для двух точек адиабатного процесса легко получить из урав- нения (18): Сравнивая формулу (19) с формулой соотношения пара- метров состояния газа в изотермическом процессе p2lpv = — Vi'%, отмечаем, «то так как k >• 1, при адиабатном расширении давление уменьшается интенсивнее, чем при расширении в изотермическом процессе. Отсюда следует, что в системе координат р V адиабата круче изотермы. Если через некоторую точку 1 провести адиабату и изотерму, то при расширении рабочего тела (рис. 20, а) адиабата будет располагаться под изот ррмой, а при сжа- тии — над изотермой (рас 20, б). Для получения урав- нений связи между другими параметрами состояния в ади- абатном процессе напишем уравнение Менделеева для двух состояний газа р2Л = 8314.ИЛ; р^\ = Л314Л1Л. Разделив первое уравнение на второе, получим 71 _ рг V. К Заменив в данног выражении отношение давлений по уравнению (19), получаем формулу связи температур и объемов 7» / Vi А*-1 Л ~ \ Vt / ’ (20) 43
После преобразования выражения (20) с учетом урав- нения (19) получим л-i Tj _ (Рг \ к 7’1 \pj ’ (21) Из формулы (20) следует, что при адиабатном рас- ширении температура газа уменьшается, а при сжатии — увеличивается. В связи с тем. что температура газа в ади- абатном процессе изменяется, показатель адиабаты k является переменной величиной. Поскольку учет измене- ния показателя k в процессе весьма сложен, расчеты обычно проводят с использованием среднего значения по- казателя ^ср=1+--7Г- Pcv | т\ Рассмотрим адиабатный процесс с точки зрения превра- щения энергии. Уравнение первого закона термодинамики при AQ = 0 имеет вид ДГ = —Д(/. Отсюда следует, что при адиабатном процессе превра- щение энергии осуществляется только за счет взаимо- действия рабочего тела с аккумулятором механической энергии. При адиабатном расширении газ совершает положительную работу, внутренняя энергия, темпера- тура и давление газа при этом уменьшаются, а запа энергии механического аккумулятора увеличивается.. При обратном направлении процесса сжатие совершается за счет энергии механического аккумулятора, которая полностью расходуется на увеличение внутренней энер”И1 рабочего тела. Температура и давление газа при этой возрастают. Таким образом, в адиабатном процессе работа газа и изменение его внутренней энергии равны по величине и противоположны по знаку. Изменение внутренней энер- гии рабочего тела определяется по формуле (15). Внешняя работа газа в адиабатном процессе может быть определена из уравнения т, Д^ = —Д €7 = —I (7\ - Тг). 44
Из уравнения (9) имеем ДВ7 = _ МцСу | ( ) =з г, т, iicv | = -§314-' (PiVi-paVa). Так как т, т, f“v I i Tt Tt 1 ' 8314 ~ т, r, ~ k— 1’ I^p I -^CV | r, Ji TO (22) Рис 21. Адиабата и схема к опре- делению параметров промежуточ- ной точки адиабаты Формула (22) проста и поэтому часто применяется для определения работы в адиабатном процессе. Работа может быть определена также по соответствующей пло- щади, представленной в координатах р — V (на рис. 20). Для построения графика адиабаты в координатах р — V при известных координатах и р2, Уа двух точек 1 и 2 (рис. 21), принадлежащих искомой адиабате, необходимо определить координаты промежуточных точек. Координаты pt, Vj некоторой промежуточной точки i могут быть найдены как среднее геометрическое соответствующих коорди- нат заданных точек, т. е. Pi и Vi =/ViV2. Определение координат других точек осущест- вляется аналогичным об- разом. При этом за ис- ходные берутся координа- ты крайних точек того участка кривой, в интер- вале которого опреде- ляются координаты про- межуточной точки. 45
§ 5. ПОЛИТРОПНЫЙ ПРОЦЕСС Выше были рассмотрены термодинамические процессы, на протекание которых наложены определенные ограничения, характеризуемые постоянством одного из параметров состояния рабочего тела (V = const, р — = const, Т = const) или отсутствием теплообмена (AQ = = 0). Существует множество процессов, соверша ющихся при изменении всех параметров состояния рабочего тела и при наличии теплообмена. Ппи этом в процессах превра- щения и перераспределения энергии участвуют все эле- менты термодинамической системы и превращения могут происходить в разных направлениях и с различной ин- тенсивностью. Эти процессы объединяются общим поня- тием политропного процесса. Политропным называется такой процесс изменения состояния, при протекании которого отношение изменения внутренней энергии рабочего тела к изменению энергии теплового аккумулятора сохраняется постоянным в течение всего процесса. Это условие проведения поли- тропного процесса можно записать так: , ' dU . 11! = —ттг = const. т aCi Уравнение политропного процесса имеет вид _ cons>t. (23) В уравнении (23) величина п’ называется показателем политропного процесса или показателем политоопы. Уравнение (23) показывает, что политропным про- цессом является такой процесс изменения состояния рабочего тела, в течение которого показатель политропы п.' остается постоянным. Так как уравнение политропы pVn' = const и урав- нение адиабаты pVk = const аналогичны по структуре и отличаются только показателем, то формулы соотно- шения параметров и работы политропного процесса будут иметь тот же вид, что и для адиабатного процесса с заме- ной в них показателя k на показатель п'. Тот да по аналогии с выражениями (19)—(22) имеем Pt _ / Ki V' • Р1 ~ \ Va } ’ Л ~ \ Vi ) ’ 46
n'-I Ti \ Pi ) Изменение внутренней энергии рабочего тела в поли- тропном процессе определяется по формуле (15). Количество подведенной или отведенной теплоты (из- менение энергии теплового аккумулятора) AQ = тсп’&Т = Л4рсл-ДГ, где сп- и цсп- — средние теплоемкости соответственно мас- совая и молярная политропного процесса, зависящие от средней массовой (молярной) теплоемкости при V — = const, показателей политропы и адиабаты: />' — k , „ n‘ — k Сп' —cV~^r—j~y n>_1 • Следовательно, AQ = тСу дт = ДТ. Показатель политропы для характерных термодинами- ческих процессов можно получить, ппиняв такое значе- ние п', при котором общее уравнение политропного про- цесса преобразуется в уравнение рассматриваемого про- цесса. В изохорном процессе п' — оо (уравнение политропы pi/л'у — const преобразуется в уравнение изохоры V = = const). В изобарном процессе п' — 0 (уравнение pVa’ = = const преобразуется в уравнение изобары р = const). В изотермическом процессе п' — I (уравнение pVn' = = const преобразуется в уравнение изотермы — pV — = const или Т = const). В адиабатном процессе п' = k. Числовые значения показателей политропных процес- сов легко можно определить по p-V диаграмме, с помощью которой показатель политропы можно найти из уравнения JbL = (V±\n' Откуда /'i \ VJ * иткУда « “]g(iw Политропный процесс, объединяя бесконечно большое число случаев изменения состояния газа, отличается и определенной ограниченностью, которая обусловлена по- стоянством показателя в каждом политропном процессе. 47
р о —--------------|/ Сжатие, AW<0 Расширение,&W > О Рис. 22. Сводная диаграмма политропных процессов в координатах P—V; ---- — характерные процессы;-----------произвольные В то же время реальные процессы изменения состояния рабочего тела протекают, как правило, при переменных п'. При переменном значении показателя п расчет процессов усчожняется; расчет обычно проводят при постоянном, среднем за процесс значении показателя п'. Сводная диаграмма и общие свойства политропных процессов. В политропных процессах изменение состоя- ния газа и характер превращения энергии определяются двумя факторами: направлением процесса (сжатие или расширение) i значением показателя п'. Для более глубокого понимания сущности различных процессов построим их сводный график в координатах р — V. Такой график дает возможность выявить некоторые общие правила, позволяющие упростить анализ энерге- тических превращений в любом политропн м процессе. В координатах р — V (рис. 22) нанесем точку пере- сечения кривых процессов, которая характеризует на- чальное состояние газа. Направление процесса от точ- ки вправо соответствует расширению газа, влево — сжатию. Для каждого из этих направлений необходимо отметить изменение температуры рабочего тела и условия теплообмена его с аккумулятором тепловой энергии. Зна- ком плюс будем обозначать процессы, протекающие при 48
повышении температуры рабочего тела, знаком минус — процессы, сопровождающиеся уменьшением его темпера- туры. Процессы, совершающиеся с подводом теплоты к ра- бочему телу, будем отмечать стрелкой, направленной к ли- нии процесса, а с отводом теплоты — стрелкой, направ- ленной от линии процесса. Нанесем на сводную диаграмму линии четырех харак- терных процессов (V = const, р = const, Т = const и др = 0). Кроме этих процессов через точку пересече- ния можно провести бесчисленное множество политроп. Их расположение и форма будут зависеть от значения по- казателя п'. Анализируя сводную диаграмму, можно сделать сле- дующие выводы. 1. Чем больше абсолютное значение показателя поли- тропы, тем круче кривая процесса. Используя это прави- ло, можно определить на диаграмме положение политроп с различными показателями. Так, политропы с показате- лями 1 > п' > 0 расположены между изобарой и изо- термой, с показателями k > п' > 1 — между изотермой и адиабатой, с показателями п > k — между адиабатой и изохорой. Политропы с отрицательными значениями п' располо- жены в первой и третьей четвертях диаграммы. При этом линия политропы с показателем п' — —1 представляет собой прямую, проходящую через начало координат, что следует из уравнения pV~x = у- — const или р = const V. 2. В процессах расширения (ДУ > 0) рабочее тело со- вершает положительную работу, увеличивая запас энер- гии механического аккумулятора. В процессах сжатия (ДУ < 0) работа затрачивается, энергия механического аккумулятора уменьшается. 3. Адиабата (AQ = 0, n' = k) делит политропные про- цессы на две группы. Процессы, линии которых лежат выше адиабаты, осуществляются с подводом теплоты к га- зу, т. е. с уменьшением энергии в тепловом аккумуляторе; процессы, линии которых лежат ниже адиабаты, проте- кают с отводом теплоты от газа, т. е. с увеличением энер- гии в тепловом аккумуляторе. 4. Изотерма (Т = const, п' — 1) делит политропные процессы на две группы. В процессах, линии которых 49
Рис. 23. Диаграмма процессов дизеля при. подво- де теплоты при V = const и р = const лежат выше изотермы, происходит повы- 1____т шение температуры и внутренней энер- о v гии рабочего тела. В процессах, линии которых лежат под изотермой, температура и внутренняя энергия рабочего тела уменьшаются. Примеры к гл. 3 Пример 1. При работе быстроходного дизеля подвод теплоты к ра- бочему телу (рис. 23) осуществляется частично при постоянном объеме (процесс 1—2) н частично при постоянном давлении (процесс 2—3). Определить количество подведенной теплоты, изменение внутренней энергии рабочего тела н работу в Этих процессах, если известно, что объем камеры сгорания = 0,23 Г л; начальное давление рх = 3530 кПа; температура Tj = 850 К; отношение р2/рх = 2; отношение V2/Vj = 1,2; рабочее тело — воздух: Решение. Рассмотрим процесс 1—2 подвода теплоты при V = const. Изменение внутренней энергии рабочего тела &.U — МрСу |" (72 Tj). Т\ Количество рабочего тела находится из уравнения (9) .. 3530- 10s • 0,231-10-’ nnnn,,K М =---------831Г850----=0,000115 кмоль. Для изохорного процесса Тг = 7\ — = 850-2 = 1700 К. Pi Средняя молярная теплоемкость рабочего тела при постоянном объеме в интервале изменения температур от 7j до 7> т, 7, г» И4'!' | ^2 J = ° 7,-7, • 7, 7, 7, Численные значения рсу | и рсу I находятся из графика о о см. рис. 12) 1700 850 )1Су 23,7-1700 — 21,6-850 1700 — 850 = 25,8 ”.Дж/(кмоль-К). 50
Изменение внутренней энергии рабочего тела ДУ = 0,000115-25,8 (1700 — 850 ) = 2,52 кДж. Количество подведенной за процесс теплоты AQ = ДУ = 2,52 кДж. Так как V = const, то работа за процесс ДН7 = 0. Рассмотрим процесс 2—3 подвода теплоты при р = const. Изменение внутренней энергии рабочего тела т, ДУ | (Т3-Т2). Г, Конечная температура Т} = Та (У8/Уа) = 1700-1,2 = 2040 К. Средняя молярная теплоемкость рабочего тела при постоянном объеме в интервале изменения температур от Tt до Т3 г, т, т, т, | | Т’а о о 7'»-7'а 24,38-2040 — 23,7.1700 2040— 1700 = 27,76 кДж/(кмоль-К). т, Значение рсг определяют из графика (см. рис. 12) ) ДУ = 0,000115-27,76 (2040 — 1700) = 1,086 кДж. Работа за процесс 2—3 ДГ = 8314Л4 (Г8 — Та) = 8314-0,000115 (2040 — 1700) = 326 Дж = = 0,326 кДж. Количество теплоты, подведенной к рабочему телу, т, AQ = Mp.cp | (Т8 — Та) = 0,000115-36,07(2040—1700) = 1,41 кДж, г, где т, т, цср | =ЦСу | + 8,314 = 27,70 +8,314 « 36,07 кДж/(кмоль-К). т. Проверка: Д(?= ДУ+ Д1У = 1,086+ 0,326 « 1,41 кДж. Пример 2. В цилиндре компрессора объемом Pi = 1,2 л нахо- дится воздух с начальными параметрами pj = 98 кПа и 7\= 300 К. При сжатии давление воздуха увеличивается до р2 = 588 кПа. Опре- делить конечную температуру Тг и конечный объем Уа, а также работу, 51
затрачиваемую на сжатие, для случаев изотермического сжатия, адиа- батного сжатия (см. рис. 20, б). Показатель адиабаты 1,4. Решение. Рассмотрим изотермическое сжатие. Температура в конце сжатия Tt= 7\ — 300 К. Конечный объем vt = Vi (рМ = 1,2 Jg- = 0,2 л. Работа за процесс A1F = 2,303piVi 1g (₽1/р2) = 2,303-98- 10s-1,2 X . X 10*s 1g (98/588) = —211 Дж. Рассмотрим адиабатное сжатие. Конечный объем ...-»•»- Температура в конце сжатия Работа за процесс дВ7 = _1_т(р1у1_р1у,) = = (98’103> 1>2’10'3 ~ 588' Ю3-0,334-10-3) = —197 Дж.. Пример 3. Определить конечные параметры состояния рабочего тела при политропном процессе его расширения в цилиндре, а также изменение внутренней энергий, работу и количество подведенной теп- лоты. Начальные параметры < иетояния рабочего тела: = 7060 кПа; Тг = 2040 К; = 0,277 л; Vs/Vi = 12; показатель политропы расши- рения п‘ — 1,24; рабочее тело — воздух. Решение. Объем рабочего тела в конце расширения V3 = 12Vj = 12-0,277 = 3,33 л. Давление в конце расширения р2 = Pi (Л/К2)"' = 7060 (1/12)1124 = 324 кПа. Температура в конце расширения 72 = 7'1(У1/У2)П'-1 =2040(1/12)1’24-1 = 1125 К. Изменение внутренней энергии т, LU = Мрсу I (Та - TJ. Г, 52
Количество киломолей рабочего тела определяется по уравне- нию (9), т. е. .. 7060-ЮМ,277-10'» М --------8514-2040------- 0,000115 кмоль. Средняя молярная теплоемкость рабочего тела при постоянном объеме в интервале температур от 7\ до Та определяется по уравнению Т, М'-у = Т, т, т, Wy .1^1 ^СУ I о о Л-Га т Находя величины рсу I по графику (см. рис. 12), определяем о т, величину цсу : г, 1125 gCy I 20 Ю 24,38.2040 — 22,3.1125 ос _ п „. -----2-04-011-^--------— 26,9 кДж/(кмоль.К). Тогда Т, W = Mpcv I (Т2 — 7Г) « 0,000115-26,9 (1125 - 2040) *= А = —2,83 кДж. Работа, совершенная рабочим телом за процесс, - Л И7 == (₽lK1 “ PsVa) = ° "1 '24~Д Г (7060• 1 О’-0,277-Ю*3 — 324-ЮМ,33-10-3) = 3,65 кДж. Количество подведенной (отведенной) теплоты т, A<2 = ^v |^^-(Т2_Т1) = т, 1 94_1 чоо = 0,000115-26,9 (1125 — 2040) = 0,815 кДж, где k — средний за процесс показатель адиабаты, k = 1 4- -НИ_ = j + 83Г4 = ьзо9< I 53
Положительное значение AQ указывает на то, что в данном про- цессе теплота к рабочему телу подводится. Для проверки составляем уравнение AQ = &U + ДW = —2,83 + 3,65 = 0,815 кДж. ГЛАВА 4. ВТОРОЙ ЗАКОН ТЕРМОДИНАМИКИ § 1. ЦИКЛ ТЕПЛОВОГО ДВИГАТЕЛЯ Преобразование тепловой энергии в механиче- скую осуществляется при расширении рабочего тела в ци- линдре или рабочей камере теплового двигателя. Для по- лучения механической энергии в течение длительного вре- мени и в достаточном количестве необходимо непрерыв- ное повторение этого процесса. Чтобы обеспечить такое по- вторение, каждый процесс расширения следует сочетать с процессом сжатия, при котором рабочее тело возвра щается в начальное состояние. Допустим, что при перемещении поршня в цилиндре происходит процесс расширения, который в координатах р — V (рис. 24) соответствует линии /—а—2. Рабочее тело совершает положительную работу, пропорциональ- ную площади, находящейся под линией процесса. Процесс сжатия должен быть проведен так, чтобы работа, затра- ченная на его осуществление, была меньше работы, полу- ченной при расширении. Очевидно, что кривая сжатия 2—в—1 в этом случае должна лежать ниже кривой рас- ширения. Путем совершения этих процессов рабочее тело вновь возвращается в начальное состояние. Такая сово- купность процессов образует круговой процесс или цикл. Таким образом, циклом называется со- вокупность процессе в, происходящих в определенной по- М , с л е д о в а т е л ь н о с т и, в » результате осуще- ствления которыхра- бочее тело возвра- 2 щается в начальное состояние. Большинство существующих о/' ? у типов двигателей работает Рис. 24. Диаграмма цикла в с рабочим телом, состав И Ко- координатах р—V личество которого изменяются 54
при переходе от одного цикла к другому. Для упро- щения в технической термодинамике рассматриваются преимущественно циклы, совершающиеся с одним и тем же рабочим телом, состав и количество которого не из- меняются. Рассмгтривая цикл (линия 1—а—2—b—1), замечаем, что в процессе расширения 1—а—2 рабочее тело совершает положительную работу, величина которой пропорцио- нальна площади, расположенной под линией процесса: W'p = Fi'-l-a—2—2--1'> а на совершение процесса сжатия 2—b—1 затрачивается внешняя работа Так как VTP > IFCHt) то в результате осуществления цикла будет совершена работа W, вызывающая соответ- ствующее увеличение запаса аккумулятора механической энергии (механического аккумулятора). Цикловая работа равна разности абсолютных значений работ расширения и сжатия и, следовательно, пропор- циональна площади замкнутого контура цикла,,т. е. W — Wp — W ст = F\-a-i-b~ 1- Работа совершается за счет тепловой энергии, сообщае- мой рабочему телу на отдельных участках цикла. В даль- нейшем будет показано, что тепловая энергия, подводи- мая к рабочему телу, преобразуется в механическую энергию не полностью. Для оценки совершенства термодинамического' цикла с точки зрения степени преобразования теплоты в работу вводится понятие термического или термодинамического КПД. Термическим КПД называется от- ношение количества теплоты, экви- валентное цикловой работе, к количе- ству подведенной за цикл теплоты, т. е. где Qj — количество теплоты, подведенной к рабочему телу за цикл. Общим в рассмотренных циклах тепловых двигателей является преобразование тепловой энергии в механиче- 55
скую. Такие циклы называются прямыми. В координатах р—V процесс изменения состояния рабочего тела при пря- мом цикле протекает по часовой стрелке. Линия расшире- ния располагается выше линии сжатия. Наряду с прямыми циклами существуют обратные, в которых процессы изменения состояния протекают против часовой стрелки, линия расширения располагается ниже линии сжатия. На совершение такого цикла необходимо затратить механическую работу. Обратные циклы осуще- ствляются в холодильных установках и компрессорах. Если цикл состоит только из обратимых процессов, то он является обратимым. § 2. ЦИКЛ КАРНО Из всех возможных термодинамический циклов самым экономичным циклом с наиболее полным превраще- нием теплоты в работу является цикл Карно, предложен- ный и теоретически разработанный французским инжене- ром Сади Карно в 1824 г. Рассмотрим прямой обратимый цикл Карно, который состоит из четырех обратимых процессов -(двух изотерми- ческих и двух адиабатных). На рис. 25 показана диаграмма цикла в координатах р— V. Помимо рабочего тела, заключенного в цилиндре, и аккумулятора механической энергии для осуществления цикла необходимо иметь два тепловых аккумулятора. Один из них — аккумулятор А имеет более высокую по- Рис. 25. Принципиальная йхема двигателя, работающего по циклу Карно, и диаграмма цикла Карно в координатах р—V: А н Б — телловые аккумуляторы
стоянную температуру (7\ = const), а другой — аккуму- лятор Б — более низкую температуру (Тл = const}. В соответствующие периоды цикла рабочее тело может по- лучать теплоту от аккумулятора А или отдавать теплоту аккумулятору Б. Для обеспечения обратимости необходимо вести цикл бесконечно медленно. За начальное состояние примем точку f. При этом поршень находится в крайнем левом положении, газ сжат до давления и имеет температу- ру Лэ равную температуре аккумулятора А. {Цикл осуществляется следующим образом. Рабочее тело вводится в контакт с аккумулятором с более высокой температурой, при перемещении поршня вправо осуще- ствляется процесс изотермического расширения (линия 1—2). В течение этого процесса к рабочему телу от аккумулятора А подводится теплота' Qx и совершается экви- валентная этой теплоте внешняя работа. По достижении точки 2 рабочее тело выводится из контакта с горячим источником и оказывается в условиях адиабатного расши- рения. Процесс осуществляется до тех пор, пока темпера- тура рабочего .тела не понизится до температуры Та (точ«- ка 3). В процессе адиабатного расширения (линия 2—3) работа совершается за счет уменьшения внутренней энер- гии рабочего тела.\ Ддя возвращения рабочего тела в начальное состояние с процессами расширения сочетаются два процесса сжа- тия. В точке 3 газ вводится в контакт с холодильником, и при бесконечно медленном перемещении поршня из крайнего правого положения влево осуществляется про- цесс изотермического сжатия (линия 3—4), в течение кото- рого от газа в холодильник отводится теплота в количе- стве Q2, эквивалентном работе, затраченной в этом про- цессе на сжатие. В точке 4 холодный источник отсоеди- няется, и процессом адиабатного сжатия (линия 4—1) ра- бочее тело возвращается в начальное состояние. Работа, ватраченная на сжатие, идет на увеличение внутренней энергии рабочего тела. Рассматривая цикл Карно, убеждаемся, что для обеспе- чения преобразования теплоты в работу термодинамиче- ская система тел должна иметь два тепловых аккумулято- ра: аккумулятор с высокой температурой, от которого ра- бочее тело получает некоторое количество теплоты <?х, и аккумулятор с боле? низкой температурой, которому рабочее тело отдает некоторое количество теплоты Qa. 57
Полезная работа за цикл равна разности абсолютных количеств тепловой энергии, подведенной к рабочему телу и отведенной от него: П7 = Qi - Qa. (25) Так как за цикл внутренняя энергия рабочего тела не изменяется, то полезная работа цикла совершается за счет расхода тепловой энергии аккумулятора с высокой темпе- ратурой. Следует отметить, что не вся подводимая к газу теплота преобразуется в работу. Согласно уравнению (25), часть теплоты в количестве Q2 неизбежно отводится от рабочего тела в холодильник. Эта теплота в данном цикле не используется и является потерянной. Как отмечалось выше, степень использования подводи- мой теплоты для получения работы оценивается термиче- ским КПД цикла; согласно выражению (24), п ________ Qi Q» ___। Qt /ori Формула (26) справедлива для любого обратимого или необратимого цикла. КПД обратимого цикла Карно с учетом выражения (17) „ - 1 _ & - 1 __ 8314Л4Га 1П(У3/У4) 8314Л17\ In (Va/Vj * В последнем выражении отношения объемов и У4У1 равны. Тогда (27) Анализируя формулу (27), можно сделать следующие выводы. 1. Термический КПД цикла всегда меньше единицы, что указывает на невозможность полного перехода тепло- ты от аккумулятора с высокой температурой в работу и на неизбежность отдачи неиспользованной части этой теплоты аккумулятору с более низкой температурой. Равенство тр = 1 могло бы быть при Tt = оо или при Т_ — 0, но то и другое условие практически неосущест- вимо. В реальных условиях аккумулятор с высокой темпера- турой образуется за счет химической энергии сжигаемого 58
топлива, а аккумулятором с более низкой температурой является окружающая среда. В поршневых ДВС при сжи- гании топлива рабочее тело нагревается до 2000—3000 К. 2. Термический КПД обратимого цикла Карно не за- висит от природы рабочего тела и определяется только температурными уровнями аккумуляторов тепловой энер- гии, возрастая с повышением температуры 7\ и с умень- шением температуры Т2. Следовательно, увеличение температурного перепада повышает экономичность циклов. 3. При равенстве температур тепловых аккумуляторов (7\ = термический КПД цикла Карно равен нулю. Это указывает на невозможность превращения теплоты в работу при отсутствии температурного перепада между двумя тепловыми аккумуляторами. Термический КПД обратимого цикла Карно по сравне- нию с КПД других обратимых и тем более необратимых циклов, осуществляемых в тех же пределах температур 7\ и Тг, является наибольшим. Для любого цикла, отлич- ного от обратимого цикла Карно, (28) Несмотря на это важное свойство, цикл Карно практи- чески в тепловых двигателях не реализуется по следующим причинам: невозможность практического осуществления изотер- мических процессов, входящих в цикл; малая работа, приходящаяся на единицу количества рабочего тела, что является следствием незначительного различия в крутизне изотерм и адиабат цикла (в этом случае площадь замкнутого контура цикла небольшая). Работа газа за цикл вследствие ее малости оказывается недостаточной даже для покрытия потерь на трение. Неприменимость цикла Карно для практических целей не уменьшает его теоретического значения как некоторого эталона, определяющего при данных температурных ус- ловиях максимально возможную степень полезного исполь- зования теплоты. Сравнение термических КПД цикла Карно и любого другого исследуемого цикла дает возмож- ность судить о степени совершенства последнего. Нако- нец цикл Карно имеет большое значение для вывода ос- новных положений второго закона термодинамики. 59
§ 3. СОДЕРЖАНИЕ ВТОРОГО ЗАКОНА ТЕРМОДИНАМИКИ Повседневный опыт позволяет прийти к убежде- нию, что все виды энергии, в том числе и механическая, естественным путем стремятся перейти в тепловую. Та- кой переход не имеет ограничений и осуществляется пол- ностью. Обратный переход тепловой энергии в механиче-. скую возможен лишь при соблюдении определенных усло- вий и ограничен. Установление условий и особенностей протекания про- цессов преобразования тепловой энергии в механическую составляет основное содержание второго закона термоди- намики ‘.теплота только тогда может быть преобразована в работу, когда в си- стеме тел имеется перепад темпера- тур; совершаемая работа зависит от уровня высокой и низкой температур тепловых аккумуляторов; полный пе- реход теплоты в работу невозможен. Для любого цикла, согласно выражениям (26) — (28), можно написать К = W/Qt « 1 - (Т2/Л), отсюда Qj [1-(T/Ti)]. (29) Из выражения (29) следует, что полезная работа за цикл тем больше, чем больше количество теплоты Q}, которое подводится к рабочему телу от аккумулятора с высокой температурой. Наряду с Qi на работу за цикл оказывает влияние отношение температур Т2П\. С умень шением разницы между температурой Тг и температурой Т2 тепловых аккумуляторов отношение Т2П\ увеличивает- ся, а полезная работа уменьшается. При равенстве темпе- ратур Т2 = 7\ полезная работа за цикл равна нулю не- зависимо от количества подводимой теплоты. Невозможность преобразования теплоты в механиче- скую энергию при отсутствии разности температур в зна- чительной степени обесценивает те запасы тепловой энер- гии, которые Заключены в окружающих нас телах при- роды. Земля, вода морей и океанов и другие тела содержат практически неисчерпаемые запасы теплоты. Однако эту энергию чрезвычайно трудно использовать вследствие от- сутствия в природе естественных тепловых аккумулятор 60
ров, имеющих другую, значительно более низкую темпе- ратуру. Второй закон термодинамики справедлив не только для тепловой, но и для других видов энергии. Так, напри- мер, невозможно получить механическую энергию, на валу электродвигателя при отсутствии разности электри- ческих потенциалов и т. п. Следовательно, для создания любого двигателя, превращающего тот или иной вид энергии в энергию механическую, необходимо наличие разности соответствующих потенциалов. В этом отноше- нии второй закон термодинамики является общим зако- ном, справедливым для всех видов энергии. § 4. ИДЕАЛЬНЫЙ ЦИКЛ КОМПРЕССОРА Компрессор—агрегат, предназначенный для сжатия воздуха. Принципиальная схема и идеальный цикл одноступенчатого поршневого компрессора в координа- тах р—V представлены на рис. 26. При движении поршня вправо в увеличивающемся объеме цилиндра создается разрежение, впускной клапан 1 открывается, и воздух из атмосферы поступает в цилиндр. В процессе впуска воздуха (линия а — /) сохраняется постоянное давление = const. При обратном движении поршня впускной клапан закрывается, и вначале происходит адиабатный процесс (линия 1—2) сжатия воздуха до давления рг. При этом давлении автоматически открывается выпуск- ной клапан 2, и при дальнейшем перемещении поршня воздух выталкивается из Цилиндра. Процесс выпуска Рис. 26. Принципиальная схема и идеальный цикл Одноступенчатого поршневого компрессора в координатах р—V 61
(линия 2 — b) осуществляется при постоянном давлении (р2— const) до полного вытеснения воздуха из цилиндра. Работа, затрачиваемая на сжатие 1 кг воздуха, равна сумме работ отдельных процессов, составляющих цикл, т. е. = ®вп — а»сж — И’выа. (30) где давп — работа, совершаемая воздухом в процессе впу- ска при давлении рг (линия а—/); — работа, за- трачиваемая на адиабатное сжатие воздуха от давления pY до давления pt (линия 1—2); швып — работа, затрачивае- мая на выпуск воздуха при давлении (линия 2 — Ь). Работа и»вп, пропорциональная площади F0-a-i-K-o. И>вп = PiPv Работа адиабатного сжатия ьусж, пропорциональная площади Fe_i_s_B_a. определяется по уравнению, анало- гичному уравнению (22): “*0» = ~ Ряд- Работа ьквып. пропорциональная площади F0-B-a-c-o. ®вып После подстановки полученных выражений в уравне- ние (30) и преобразований получим ГЛАВА 5. ТЕПЛОПЕРЕДАЧА! § I. ВИДЫ ТЕПЛООБМЕНА Процесс теплообмена — естественный процесс переноса (передали) теплоты при наличии разности темпе- ратур внутри твердого тела, в жидкой или газообразной среде, на границе твердого тела с окружающей его средой, в двух средах, разделенных перегородкой. Разность тем- ператур — это необходимое условие теплообмена, причем тепловой поток направлен от более высокой к менее высо- кой температуре. В общем случае температупа неодина- кова в различных точках тела или среды и зависит от 62
времени,т. е. она является функцией координат и времени Т = f (х, у, г, т). Совокупность значений температуры в данный момент времени для всех точек рассматриваемого пространства называется температурным полем. Если за некоторый промежуток времени температурное поле не изменяется, то такое поле, процесс теплообмена, происходящий при этом, и тепловой поток называются установившимися или стационарными. Если с течением времени температурное поле изменяется, то такое поле, процесс теплообмена и тепловой поток называются ^установившимися или не- стационарными. В зависимости от способа переноса (передачи) теплоты различают три вида теплообмена: теплопроводность (кон- дукцию), конвекцию и теплообмен излучением (лучистый теплообмен). § 2. ТЕПЛОПРОВОДНОСТЬ Теплопроводностью называется процесс распро- странения теплоты внутри тела при взаимном соприкосно- вении частиц (молекул, атомов, электронов). В металлах теплота передается посредством диффузии свободных элек- тронов. В газах перенос энергии „теплопроводностью про- исходит вследствие межмолекулярного взаимодействия при столкновениях молекул. Процесс распространения теплоты и его направление зависят от распределения температуры в теле (рис. 27). Предел отношения приращения температуры АТ к расстоя- нию между изотермами по нормали Ап называется гра- диентом температур Согласно закону Фурье, плотность теплово- го потока — количество ходящей через единицу площади в единицу вре- мени, пропорциональна градиенту температуры, т. е. у — —X grad Т, где q — в Вт/м2; 1 — коэффициент теплопроводности в Вт/(м-К). теплоты, про- Рис. 27. Изотериы 63
Зиак минус показывает, что плотность теплового по- тока есть вектор, направленный в сторону, противополож- ную градиенту температур. Общее количество теплоты (в Дж), прошедший через перегородку площадью F за время т, Q = t/Fx, (31) где F — площадь стенки (в м2); т — время (в с). Для плоской стенки толщиной б с неизменными по вре- мени температурами поверхностей Тп, и 7П, (Тп, > Тп.) q = - X grad Т — X—п‘ ~Гп‘ - = X = А ДТ. (32) Значения коэффициента теплопроводности основных материалов, применяемых в двигателестроении, приведены ниже. X, Вт/(м. К) К, Вт/(м. .Сталь .... . . 45,4 Воздух 25,9 Чугун . . . . . 63 Вола .... . . 0,68 Алюминий . . 203 Бензин . . . . . 0,145 Бронза . . . . . 64 Масло . . . . . 0,155 Латунь . . . . . 100 Резина . . . . . 0,163 Медь .... . . 385 Асбест .... . . 0,116 Олово . . . . . 64 Стекловата . . 0,037 Свинец . . . . . 45,6 Войлок . . . . . 0,052 Ртуть .... . . 8 Выражение (32) можно привести к виду аналогичному выражению, отражающему закон Ома I == = \U/R для электрических цепей. Электротепловая ана- логия широко используется для электромоделирования тепловых процессов. § 3. КОНВЕКЦИЯ Теплообмен между поверхностью твердого тела и жидкой или газообразной средой при их непосредствен- ном соприкосновении называется конвективным теплооб- меном или теплоотдачей. Этот процесс сопровождается перемещением массы среды, при котором частицами веще- ства (жидкости или гага) осуществляется перенос теплоты. Наряду с конвективным переносом наблюдается и теп до- 64
проводность, особенно в слое, прилегающем к поверхности тела. Для расчета конвективного теплообмена между твер- дым телом и средой используется формула Ньютона q=a'(TB — Тс), где а' — коэффициент теплоотдачи, Вт/(ма- К); Та и Те — температуры соответственно поверхности тела и среды, К. К числу важнейших факторов, которыми определяется интенсивность теплоотдачи, относится скорость потока среды. Движение среды может быть свободным, вызван- ным разностью плотностей нагретых и холодных масс жидкости (газа), и вынужденным, происходящий под действием насоса, вентилятора, эжектора и т. п. Соответ- ственно этим условиям движения теплообмен Осуществ- ляется при естественной (свободной) или при вынужден- ной конвекции. < От скорости жидкости или газа зависит режим их дви- жения. При гидродинамическом взаимодействии твердого тела с газообразной или жидкой средой на его поверхности образуется пограничный слой, скорость в котором изме- няется от нуля на поверхности тела до скорости, равной скорое/и основюго потока. Режим движения в погранич- ном слое может быть как ламинарным (упорядоченным поступательным), так и турбулентным (неупорядоченным хаотическим). Через ламинарный пограничный слой пере- нос теплоты осуществляется за счет теплопроводности. Этот слой создает значительное термическое сопротивле- ние. В турбулентном пограничном слое теплота перено- сится при интенсивном вихревом движении и перемешива- нии среды внутри слоя, термическое сопротивление этого слоя меньше, чем ламинарного. Кроме режима движения на коэффициент теплоотдачи влияют и другие факторы, к которым относятся геометри- ческая форма тела, его линейные размеры и температура, а также теплофизические параметры движущейся среды. § 4. ТЕПЛОПЕРЕДАЧА ЧЕРЕЗ ПЛОСКУЮ ПЕРЕГОРОДКУ Теплопередачей называется теплообмен между двумя средами через разделяющую их однослойную или многослойную перегородку. Теплопередача состоит из трех процессов теплообмена: на границе раздела тело— 3 Богданов С. И. н др. 5
Рис. 28, Изменение температуры при теп- лопередаче через пе- регородку среда с одной и другой стороны перегородки и переноса теплоты внутри перегородки. При тепло- передаче вся теплота, переданная от среды с высокой температурой к поверхности перегородки, про- ходит через нее и отдается среде с более низкой температурой. Тепловой поток через единичную поверхность перегородки толщи- ной S (рис. 28), разделяющей две среды с температурами Тс, и TCl, можно представить следующими тремя уравнениями, образующими систему: q = (7\ — Тп,); q — § (Т'п, Тп,)‘> q — а2 (ТП1 — Тс,)- Из этих уравнений находят соответствующие разности температур ТС1-ТП1 = 97Г; TBl-Tn, = q-^-, Tn,-Tc, = q±. Сложив левые и правые части уравнений, получим Отсюда а = Гс»~7с»_____= к (TCl - Тс,), l/c&f + 6/X -J- 1/ot^ где к== t -+ т ~ J " т” J ' Ctj Л CCg называется коэффициентом теплопередачи, который пред- ставляет собой количество теплоты, проходящей через 1 ма поверхности в 1 ч при разности температур одной и другой среды в 1 К- Величина, обратная коэффициенту теплопередачи (м2 X X К/Вт), _L = _L. _L + _L к а,{ ' к ' а'2 ‘ называется полным термическим сопротивлением теплопе- редаче, равным сумме термических сопротивлений тепло- отдаче 1 /а[ и 1/<Х2 и термического сопротивления перего- родки 8/К. 66 (33)
Если поверхности теплопередачи с одной и другой сто- ронй перегородки неодинаковы, например с гладкой сто- роны поверхность равна а с ребристой F2, то общее количество теплоты, передаваемой через стенку, Q = «р (Т'с, — Т с,), где Лр — коэффициент теплопередачи ребристой стенки, Вт/(м--К); причем k —__________!______ Р 1 6 I 1 ‘ ctjf , Л/7 х а2Д г Удельный тепловой поток зависит от того, к какой поверхности он будет отнесен. При отнесении к гладкой поверхности <71 = (Тс. 7’с,)> где йР1 = 16,1 F~' а' К а2 Д2 При отнесении к ребристой поверхности <72 = Т- = ^.(ТС1-ТС1), где k-------------!________ ₽1“ 1 AlA+l * а[ Fi F-i "Г" а2 При передаче теплоты через многослойную стенку (рис. 29) уравнение теплового потока имеет такой же вид, как и выражение (33), с той лишь разницей, что в выраже- нии для определения коэффи- циента теплопередачи войдут термические сопротивления каждого слоя стенки: q — k (Тс, — Тс,) = _________Tc,-TCt_______ 1 I 61 I 62 I 63 . 1 777--I--5—h-r—H—ГТ77 Ai Л2 Л3 CI 9 Таким образом, при уве- личении числа слоев стенки, разделяющей две среды, воз- растает полное термическое 3* 67 т , Рис. 29. Изменение темпера- туры при теплопередаче че- рез многослойную перего- родку: — слов
сопротивленце теплопередаче и уменьшается тепловой поток. Загрязнение наружной теплопередающей поверхности, например радиаторов смазочных систем и охлаждения двигателей и других теплообменных аппаратов, можно рассматривать как наложение дополнительного слоя с низким коэффициентом теплопроводности. Это является причиной снижения эффективности теплообмена и воз- можности перегрева двигателя. Аналогичный отрицатель- ный эффект вызывает отложение солей на внутренней по- верхности трубок радиаторов и всей поверхности системы охлаждения цилиндров. Примеры к гл. 5 Пример 1. Определить количество теплоты, рассеиваемой водяным радиатором с наружной поверхностью Г2 = 28 м2, если толщина стенок латунных трубок радиатора 6тр = 0,2 мм, коэффициент тепло- отдачи с внутренней (жидкостной) стороны = 8500 Вт/(м2-К), с на- ружной (воздушной) стороны а2 = 120 Вт7(м2-К), отношение пло- щади наружной поверхности к внутренней Fi/F1 = 4, средняя темпе- ратура жидкости в радиаторе ТЖср = 358 К, средняя температура воздуха в радиаторе ТВср = 328 К. Решение 1. Коэффициент теплопроводности латунных трубок, (по данным табл. 1) Хтр= 100 Вт/(м-К). 2. Коэффициент теплопередачи, отнесенный к наружной поверх- ности радиатора, 1 1 *Рг= Ft 6tpF2 1 ~ 4 0,2-10-М 1 aJFj *" ХТрЛ а'2 8500 100 120 = 113,5 Вт/(м2-К). 3. Количество теплоты, рассеиваемой радиатором, Qd = k F2(T —Тв \= 113,5-28 (358 - 328) = 95340 Вт. Пример 2. Определить, насколько изменится теплорассеивающая способность радиатора (данные его см. пример 1), если внутренняя поверхность радиатора будет покрыта слоем накипи толщиной 6Н = = 0,1 мм; Хн = 1,4 Вт/(м2-К), а наружная — слоем влажной пыли толщиной 6П = 0,1 мм при Хп = 0,2 Вт/(м2-К). Решение. 1. Коэффициент теплопередачи, отнесенный к наружной поверхности радиатора, Р* F< Fа / 6Тр . &н I 6Д ______1 оц/7! Fi \ Xjp Хн Хп / а2 ____________________________1 “ 4 / 0,2-Ю-3 0,1-Ю-8 0,l-10"8\ 1 e 8500 +\ 100 + 1,4 + 0,2 /‘120 = 90,9 Вт/(м2-К). 68
2. Количество теплоты, рассеиваемой загрязненныч радиатором, Q' = к' F, (t — t ) = 90,9-28 (85 — 55) = 76 356 Вт. Р Р2 «ср Jcp/ 3. Изменение теплорассеивающей способности радиатора AQp = Qp _ = 95340 — 76356 = 18984 Вт или 100% = 100 = 19,90/0, т. е. теплорассеивающая способность радиатора уменьшилась на 19,9%.
РАЗДЕЛ П ОСНОВЫ ТЕОРИИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ ГЛАВА 6. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ В реальном ДВС преобразование тепловой энергии, выделяющейся при сгорании топлива, в механи- ческую сопровождается комплексом сложных физико-хи- мических и термодинамических процессов. Эти процессы при работе двигателя периодически повторяются в поло- стях цилиндров и составляют рабочий цикл. Рассмотрим принципиальную схему четырехтактного поршневого ДВС (рис. 30) и индикаторную диаграмму его рабочего цикла, представляющую графическую зави- симость давления рабочего тела от объема внутренней по- лости цилиндра. В цилиндре 1 перемещается поршень 4, соединенный шатуном 2 с кривошипом коленчатого вала 3. В головке цилиндра предусмотрены впускной 5 и выпускной 6 клапаны, связывающие внутрицилиндровую полость с атмосферой. Поршень совершает возвратно-поступатель- ное движение, коленчатый вал — вращательное, причем одному обороту коленчатого вала соответствуют два хода поршня. Действительный рабочий цикл такого двигателя про- текает следующим образом. При перемещении поршня 4 от внутренней мертвой точки (ВМТ) к наружной (НМТ) в полости цилиндра создается разрежение, и при открытом впускном клапане 5 (точки аг и а2) происходит такт впуска (линия г — с); причем в дизеле в цилиндр поступает воз- дух, а в карбюраторном двигателе — горючая смесь. При перемещении поршня в обратном направлении при закрытых клапанах осуществляется такт сжатия (линия а — с); при этом давление и температура рабочего тела повышаются. В конце такта сжатия в цилиндр дизеля впрыскивается топливо (точка т), которое воспламеняется под действием высокой температуры (двигатель с воспламенением от сжа- 70
Рис. 30. Принципиальная схема четырехтактного пор- шневого ДВС и индикатор- ная диаграмма цикла: 1 — цилиндр; 3 — коленчатый шерь; 5 и 6 — ветственно впускной и выпуск' ной его рабочего нит вит 2 — шатун; вал; 4 — пор- клапаны соот- Va 4 тия); в карбюраторном двигателе воспламенение рабочей смеси осуществляется электрической искрой (двигатель с принудительным воспламенением). С этого мгновения начинается сгорание топлива. Давление в цилиндре вследствие выделяющейся теплоты резко повышается. Сгорание большей части топлива происходит почти мгно- венно, поэтому начальную фазу процесса сгорания (ли- ния с — г) считают изохорной. В действительности, осо- бенно в дизеле, в точке z сгорание не заканчивается, и часть топлива сгорает при увеличивающемся объеме. Под давлением рабочего тела (продуктов сгорания) поршень вновь перемещается к НМТ; совершается такт расширения (линия z — b), при этом давление и темпера- тура рабочего тела уменьшаются. Наконец, при перемещении поршня от НМТ к ВМТ при открытом выпускном клапане (точки bi и Ь2) совер- шается такт выпуска (линия b — г), т. е. происходит очист- ка цилиндров от отработавших газов. После этого начи- нается следующий цикл — всасывание очередной порции свёжего заряда и т. п. Таким образом, рабочий цикл четырехтактного дви- гателя осущест! ляется за четыре хода поршня (четыре такта), что соответствует двум оборотам коленчатого чала. 71
При продувке цилиндра сжатым свежим воздушным зарядом рабочий цикл двигателя можно осуществлять за два хода поршня. Такие двигатели называют двухтактны- ми. Рабочий цикл двухтактного двигателя состоит из тех же процессов, что и для четырехтактного, а название тактов определяется основными процессами, которые про- текают в цилиндре (такт расширения и такт сжатия). При этом процессы газообмена совершаются в конце такта рас- ширения и в начале такта сжатия. , Из рассмотренных этапов протекания реального рабо- чего цикла очевидно следующее: реальный рабочий цикл разомкнут — рабочее тело (свежий заряд) поступает в цилиндр извне, и по оконча- нии цикла оно (отработавший газ) выбрасывается в атмо- сферу; сгорание топлива происходит при изменяющихся давлении и объеме рабочего тела, количество и состав которого в течение цикла не остаются постоянными; вследствие теплообмена рабочего тела со стенками ци- линдров процессы сжатия и расширения являются поли- тропными. В реальном рабочем цикле имеют место различные по- тери, которые снижают эффективность использования теп- лоты по сравнению с теоретическим циклом. Осуществить термодинамический анализ реального цикла очень сложно. Поэтому в теории двигателей рассматривают замкнутые термодинамические (теоретические) циклы, состоящие из обратимых термодинамических процессов. Сопоставление значений КПД теоретического и реального (действитель- ного) Циклов позволит выяснить степень совершенства использования теплоты в реальном двигателе. При рассмотрении теоретических циклов принимаются следующие допущения. отсутствие смены рабочего тела от цикла к циклу; неизменность состава и количества рабочего тела; рабочее тело — идеальный газ, теплоемкость которого не завист от его температуры; процессы сжатия и расширения рабочего тела считают адиабатными, т. е. предполагают, что стенки цилиндров теплонепроницаемы; Действительные процессы сгорания топлива и удаления отработавших газов условно заменяются подводом тепло- ты от аккумулятора энергии с высокой температурой и от- 72
водом теплоты в аккумулятор энергии с низкой темпера- турой на соответствующих участках цикла. Исследуемые в термодинамике теоретические циклы поршневых ДВС отличаются способами подвода и отвода теплоты. Рассмотрим три основных вида циклов прршне- вых ДВС: с подводом теплоты к рабочему телу при постоянном объеме (цикл Отто), в котором рабочий цикл двигателей происходит с принудительным зажиганием; с подводом теплоты при постоянном давлении (цикл Дйзеля), являющийся расчетным циклом дизелей, в ко- торых распыливание топлива осуществляется сжатым воз- духом (компрессорные дизели); смешанный цикл (цикл Тринклера), соответствующий рабочим циклам дизелей. Отвод теплоты во всех случаях предполагается при постоянном объеме. § 1. цикл С ПОДВОДОМ ТЕПЛОТЫ ПРИ ПОСТОЯННОМ ОБЪЕМЕ На рис. 31 изображен цикл с подводом теплоты при постоянном объеме V = const в координатах р — V. Цикл протекает в такой последовательности. При пере- Рис. 31. Цикл поршневого двига- теля с подводом теплоты при V = = const в координатах р—V мещении поршня от НМТ к ВМТ осуществляется процесс сжатия (линия а — с) находящегося в цилиндре рабочего тела. В соответствии с при- нятыми допущениями про- цесс протекает без тепло- обмена с внешней средой (адиабатное сжатие). При положении порш- ня в ВМТ и постоянном объеме Vc = const (линия с — г) к рабочему телу извне подводится теплота в количестве При этом давление р и темпе- ратура Т рабочего тела повышаются. Процесс расширения рабочего тела (линия z — b) при движении поршня от ВМТ к НМТ протекает, 73
как и процесс сжатия, без теплообмена с внешней сре- дой (адиабатное расширение). Отвод теплоты от рабочего тела к холодному источнику в количестве AQ2 осуществляется при положении поршня в НМТ и постоянном объеме Va = const. Введем следующие основные обозначения: D — диаметр цилиндра; г — радиус кривошипа коленчатого вала; S — ход поршня, S = 2г, Vh — объем, освобождаемый поршнем при перемещении от ВМТ к НМТ (рабочий объем), Vft = 0,25nD2S; Vc — объем над поршнем при его положении в ВМТ (объем камеры сгорания); Va — полный объем цилиндра при положении поршня в НМТ; е — степень сжатия, 8 = Уа/Ус; к — степень повышения давления, % = pjpc, Ф — угол поворота коленчатого вала. Для двигателей, работающих по рассматриваемому циклу (в = 64-Ю, X = 34-5), термический КПД цикла с учетом формул (25) и (26) „ __ чикл ____ &Q1 — _ 1 _ AQa k AQi А<21 AQ1 ‘ Так как количество и теплоемкость рабочего тела неизменны, то „ ___ 1 _ МцСр (Ть — Та) _ | _ Ть — Тд /одд МцС„)Тг — Тс) Тг — Тс' Температуры рабочего тела в характерных точках цик- ла можно выразить через начальную температуру Та: для адиабатного процесса сжатия (линия а — с) Та — Ta(Va/Vc)k~l — Та^6-1; для изохорного процесса (линия с — z) Tt = Тс (PJPc) = для адиабатного процесса расширения (линия z — b) Ть = Тг (VjVb)k-' = = ТаК. [ После подстановки выражений для определения темпе- ратур в формулу (34) получаем = 1 — (35) Анализ формулы (35) для определения термического КПД цикла с подводом теплоты при V « const показы- 74
вает, что возрастает с увели- » чей и ем степени сжатия 8 и пока- зателя адиабаты k. Если в выра- 0,Ц жении (35) 84-1 заменить через отношение Тс1Та — TJTb, тогда о,г Tit — 1 — TJTe. Очевидно, что отношение TJT,. о равно отношению средних темпе- Рис. 32. Зависимости цикла с подводом теплоты при V = const от е при различных значениях k ратур на участках Ь — а (отвод теплоты) и с —г (подвод теплоты). Так как с увеличением степени сжатия е отношение TJTC, а сле- довательно, и отношение средних температур на участках подвода и отвода теплоты умень- шаются, то ти возрастает. Аналогично проявляется и влияние показателя адиа- баты k. Увеличение k при сохранении 8 и AQX постоянными приводит к уменьшению отношения T<JTt — Та1Ть, а сле- довательно, и отношения средних температур на участках отвода и подвода теплоты и повышению т](. Изменение степени повышения давления А при постоян- ных в и k не приводит к изменению средних температур на участках подвода и отвода теплоты и, следовательно, не влияет на тр. На рис. 32 представлены зависимости от 8 при раз- личных значениях k. Из графика видно, что увеличение е вызывает нелинейное возрастание т]г, причем при е — = const большему значению k соответствует большая ве- личина Повышение степени сжатия в двигателях, работаюших по циклу с подводом теплоты при V = const, ограничи- вается опасностью возникновения детонации, т. е. сго- рания топлива со скоростью взрыва, возможным увеличе- нием механических нагрузок от действия газовых сил, тепловых нагрузок на элементы кривошипно-шатунного механизма двигателя, а также допустимым содержанием токсичных веществ в отработавших газах. § 2. ЦИКЛ С ПОДВОДОМ ТЕПЛОТЫ ПРИ ПОСТОЯННОМ ДАВЛЕНИИ Цикл с подводом теплоты при постоянном дав- лении р = const в системе координат р — V (рис. 33) состоит из двух адиабатных (линии а — сиг — Ь), изо- 75
Рис. 33. Диаграмма р— V цикла порщневого двигателя с под- водом теплоты при р = const Рис. 34. Зависимость t]( цик- ла с подводом теплоты при р = const от в при ра 1Лич- ных р и k ~ const (я “ 1,35) барного (линия с — г) и изохорного (линия b — а) про- цессов. Для характеристики этого цикла наряду со сте- пенью сжатия введем отношение р = Vz/Vc — степень предварительного расширения. Двигатели, работающие по такому циклу, имеют е = 124-20, а р = 1,54-2,5. Термический КПД цикла _ 1 AQa . AfflCp (Ть — Т а) .__Ть — Tg — 1 MkpCv(Tz~Tc) ~ 1 k(Tz-Tc) ’ Учитывая, что Тс = Таък—1, Тг = Тс (Vz/Vc) = рТе == = Т^-'р, а Ть = Тг (VJVtf-' = 7\ (p/8)^i = Твр*. получим Анализ формулы (36) показывает, что термический КПД цикла с подводом теплоты при р = const увеличи- вается с повышением степени сжатия вис уменьшением степени предварительного расширения р. Изменение термического КПД при различных р и k = const для цикла с подводом теплоты при р — const показано на рис. 34. Возрастание т]( с повышением е объясняется1, как и для ранее рассмотренного цикла с под- водом теплоты при V = const, увеличением средней тем- пературы на участке подвода теплоты и соответственно уменьшением отношения средних температур на участ- ках b — а я с — г диаграммы. 76
Влияние р на Гц при Сохранении постоянной в опреде- ляется характером изменения отношения средних темпе- ратур на соответствующих участках подвода и отвода теп- лоты. С уменьшением этого отношения при переходе от цикла с большим значением р к циклу с меньшим .значе- нием р термический КПД тц увеличивается. Высокая степень сжатия е в дизелях обусловливает сравнительно высокую их экономичность и обеспечивает надежное самовоспламенение топлива. Значение е в дви- гателях этого типа ограничивается, как и в случае двига- телей с подводом теплоты при V = const, "юзрастайием давления и температуры рабочего тела и соответственно увеличившимися механическими и тепловыми нагрузками на детали кривошипно-шатунного механизма, допустимым содержанием токсичных составляющих в отработавших газах и т. п. § 3. ЦИКЛ СО СМЕШАННЫМ подводом ТЕПЛОТЫ Цикл со смешанным подводом теплоты в системе координат р — V (рис. 35) отличается от ранее рассмотрен- ных циклов тем, что в нем на участке с — у диаграммы к рабочему телу теплота в количестве AQI подводится при постоянном объеме V = const, а на участке у — г диа- граммы теплота в количестве AQi' подводится при постоян- ном давлении р = const. Для двигателей, работающих по этому циклу (в = = 124-20; X = 1,44-2,4; р = 1,14-1,6), термический КПД цикла ____ 1 _ AQa_______]____________Л4р.Ср (Ть — Т’о) __ «I* “ AQ,' + &Q" ~ MpCD (Ту - Тс) + MkpCc (Tz - Ти) ~ _ 1 _ Т'ъ — Та “ (Ty-Tc) + k(Tz-Ty) • Учитывая, что Тс — Tae,k~l, Ту = кТс = Таек~Ч,, T-z = = рТу — Taek-‘kp, аТь — Тг (р/е)*-1 = Ta}.pk, окончатель- но имеем т]| = 1 — т-j-. (37) в*-1 р,—1+а(р —1)] ’ Следует отметить, что цикл с изохорным и цикл с изо- барным подводом теплоты, рассмотренные выше, можно
Рис. 35. Диаграмма р—V цикла поршневого двигателя со сме- шанным подводом теплоты считать частными случая- ми смешанного цикла. Формула (37) в первом случае при р = 1 транс- формируется в формулу (35), а во втором при X = 1 — в формулу (36). Анализ формулы (37) по- казывает, что термиче- ский КПД г|( смешанного цикла возрастает с уве- личением е, X и с уменьшением р. Влияние 8 и р на >]( смешанного цикла в принципе такое же, как и для рас- смотренных выше циклов. § 4. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ТЕОРЕТИЧЕСКОГО ЦИКЛА При сравнительной оценке двигателей различ- ного типа работу, совершаемую газом внутри цилиндра за цикл ДГд, относят к единице рабочего объема цилиндра Vh — Va — Ve. Очевидно, что рп = Д1ГЦ/УЛ по физическому смыслу является удельным показателем цикловой работы, называемым средним цикловым давле- нием. Цикловая работа Д^ц соответствует заштрихованной площади а—с—у—г—b—а (рис. 35) диаграммы р — V цикла, которая условно может быть представлена в виде прямоугольника 1—2—3—4—1, равновеликого площади диаграммы цикла и имеющего то же основание Vh. Оче- видно, что ордината этого прямоугольника и будет опре- делять среднее цикловое давление /?ц. Цикловое давление рп можно определять и по параметрам рабочего тела в ха- рактерных точках цикла. Так как цикловая работа равна алгебраической сумме работ расширения Д117р и сжатия Д^сно то применительно к смешанному циклу Ve) + (P.V~PbVb)+ ГТ1 Ма - ₽Л)] 78
Используя известные термодинамические зависимости, после преобразований получаем 1-7=7 Pd = p<fik X(p-l)(fe 1 gft—1 Учитывая, что цикл с подводом теплоты при V = — const протекает при р — 1, /1--- k \ B.J Ри-Ра* (е-1)(Л-1) а для цикла с поводом теплоты при р — const (когда X = = 1) Рц = Ра84 / Р*-1 \ Л 1 \ (8— I) (ft— I) : Цикле вое давление рп численно равно некоторому ус- ловному постоянному давлению, действующему на пор- шень в течение времени его перемещения от ВМТ к НМТ, когда объем цилиндра изменяется на Vh. § 5. СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА ТЕОРЕТИЧЕСКИХ ЦИКЛОВ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Сравнение рассмотренных циклов — цикла с подводом теплоты при V = const (см. рис. 31), цикла с подводом теплоты при р — const (см. рис. 33) я цикла со смешанным подводом теплоты (см. рис. 35) — целесообраз- но прозести в равных условиях, т. е. при одинаковых сте- пенях сжатия е и одинаковых количествах теплоты AQ4, отведенной от рабочего тела. Учитывая, что смешанный цикл является промежуточным между циклами с подводом теплоты при V = const и р — const, можно ограничиться рассмотрением двух последних. Цикл со смешанным под- водом теплоты в одинаковых условиях сравнения имеет показатели с промежуточными значениями по отношению к циклам с подводом теплоты при V = const и р = const. Результаты проведенных исследований показывают, что при одинаковых степенях сжатия наиболее экономичен цикл с подводом теплоты при V — const, так как в этоы случае подвод теплоты осуществляется при наиболее зы- 79
сокой температуре и Сообщенная рабочему телу теплота обладает наибольшей начальной работоспособностью. Если степень повышения давления X = 1, т. е. когда цикл протекает с подводом теплоты при р — const, терми- ческий КПД тр имеет минимальное значение. Для цикла со смешанным подводол теплоты в рассматриваемых усло- виях сравнения л* будет иметь промежуточные значения между КПД циклов с подводом теплоты при V = const и р = const. При одинаковых степенях сжатия максимальное давле- ние цикла рг = рак наименьшее для цикла с подводом теплоты при р = cons) и наибольшее для цикла с подво- дом теплоты при V = const. Следовательно, увеличение Л. такого цикла сопровождается значительным повышением pz, а значит, й большими нагрузками от действия'сил дав- ления 'азов на элементы кривошипно-шатунного механиз- ма двигателя. Доэтому можно считать, что повышение максимального давления в цикле с подводом теплоты при •V = const не всегда компенсируется приростом ri(. Заметим, что сравнение циклов при одинаковых степе- нях сжатия е не соответствует действительным условиям работы двигателей. Поэтому циклы поршневых ДВС целе- сообразно сравнивать при одинаковых максимальных дав- лениях pz — рск и одинаковом количестве подведенной теплоты AQi. В этом случае при одинаковых pt максималь- ная степень сжатия е, следовательно, и наибольший тер- мический КПД T]t будут соответствовать циклу с подзодом теплоты при р — const; цикл с подводом теплоты при V = const окажется менее экономичным. Так как в реальных условиях смешанный цикл и цикл с подводом теплоты при р — const осуществляются с оди- наковыми степенями сжатия, максимальное давление и термический КПД смешанного цикла оказываются более высокими. Конкретные значения для термодинамического КПД т]( и для среднего давления цикла рц могут быть рас- считаны по приведенным выше формулам. Следует иметь в виду, что в тех случаях, когда процессы сжатия и рас- ширения политропные и теплоемкость рабочею тела не остается постоянной, необходимо пользоваться форму- лами соотношений параметров для политропного процесса, а КПД цикла определять по выражению (26), причем под значениями AQi и Д(?а следует понимать суммарные коли- чества соответственно подведенной и отведенной теплоты в течение цикла. 8Q
ГЛАВА 7. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Действительные рабочие циклы, протекающие при работе реальных поршневых ДВС, существенно от- личаются от теоретических или термодинамических цик- ловуЭти отличия определяются следующим: изменением химического состава рабочего тела в течение цикла; сме- ной рабочего тела от цикла к циклу, сообщением теплоты рабочему телу по сложным закономерностям, определяе- мым процессом сгорания; наличием теплообмена между рабочим телом и стенками цилиндра. Таким образом, в действительном цикле происходят процессы, вызывающие дополнительные по сравнению с теоретическим циклом потери теплоты. В результате КПД действительного цикла меньше КПД теоретиче- ского. Рабочий цикл в цилиндре двигателя характеризуется изменением температуры и давления рабочего тела. Йзме- нение давления газов за цикл может быть представлено графически в виде индикаторной диаграммы. Индикатор- ная диаграмма используется для изучения и анализа про- цессов, протекающих в цилиндре двигателей. Она может быть получена с помощью специального прибора — ин- дикатора давления, который регистрирует зависимость давления р в цилиндре от угла поворота коленчатого ва- ла <р. Такая диаграмма называется «развернутой». Полу- ченную индикаторную диаграмму можно с учетом связи между ходом поршня и углом поворота коленчатого вала перестроить в координатах р — V. В этом случае она на- зывается «свернутой». Типичная индикаторная диаграмма четырехтактного карбюраторного двигателя в координа- тах р — ф представлена на рис. 36, а в координатах р — V на рис. 37. Сплошными линиями на диаграмме р — ф по- казано изменение давления в цилиндре при подаче топли- ва, а штриховыми — без подачи топлива. Площадь «свернутой» диаграммы, ограниченная линиями сжатия, сгорания и расширения, соот- ветствует действительной индикаторной работе цик- ла &W{. Эффективность использования теплоты в действитель- ном цикле определяется индикаторным КПД т]г, представ- ляющим собой отношение теплоты, преобразованной в по- 81
Рис. 36. Индикаторная диаграмма че- тырехтактного карбюраторного дви- гателя в координатах р—<р: / — конец выпуска; 11 — конец впуска; 111 — начало выпуска; IV — начало впуска; at и а, - открытие и закрытие впускного клапана; т — подача искры; bi и bt — открытие и закрытие выпускного клапана; <Р8аж — угол опережения за- жигания Рис. 37. Индикаторные диаграммы че- тырехтактного карбюраторного двига- теля в координатах р—V: а — диаграмма цикла; б ~ диаграмма про» цессов газообмена лезную цикловую работу Д1^г, к в двигатель с топливом: теплоте AQj, введенной _ (AQX — Дф2 — Дф8) _ twt ~ ДС1 “ Д«! ’ где AQa — потери теплоты с отработавшими газами в атмо- сферу; AQS — потери теплоты через стенки цилиндра. Сравнительную оценку степени использования теплоты в действительном и теоретическом циклах обычно прово- дят по относительному КПД т]о == В автотракторных двигателях т|0 = 0,б5ч-0,8. § 1. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ ЦИКЛ ЧЕТЫРЕХТАКТНОГО КАРБЮРАТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ В четырехтактном карбюраторном двигателе рабочий цикл протекает в течение двух оборотов коленча- того вала. В карбюраторном двигателе (рис. 37) с момента начала открытия впускного клапана (точка ах) в надпоршневую полость цилиндра из карбюратора поступает горючая смесь. Процесс впуска горючей смеси заканчивается в момзнт за- 82
крытия впускного клапана (точка а^). В процессе впуска (линия —г—а—а?) давление понижается вследствие на- личия гидравлических сопротивлений при движении воз- духа и горючей смеси по впускной системе (воздухоЪчи- стителб, проточная часть карбюратора, впускной трубо- провод, впускной клапан), обусловливающих потери дав- ления. В цилиндре двигателя горючая смесь перемеши- вается с продуктами сгорания, оставшимися от предыду- щего цикла, и образуется рабочая смесь. Сжатие рабочей смеси осуществляется с момента закры- тия впускного клапана (линия а2 — с). В процессе сжатия вследствие того, что температура рабочей смеси отли- чается от температуры теплопередающих поверхностей (стенок цилиндра, камеры сгорания и днища поршня), происходит теплообмен между рабочей смесью и этими поверхностями. Воспламенение рабочей смеси в цилиндре карбюратор- ного двигателя осуществляется электрической искрой (см. рис. 36, точка т). Фронт пламени после воспламенения смеси с высокой скоростью (30—50 м/с) распространяется от свечи зажигания по всему объему камеры сгорания. Наибольший эффект использования теплоты достигается в момент, когда основная масса рабочей смеси сгорает при положении поршня вблизи ВМТ в начале такта расшире- ния. Поэтому смесь воспламеняют с некоторым опереже- нием, т. е. до прихода поршня в ВМТ. В этом случае про- цесс сгорания протекает с интенсивным выделением тепло- ты на участке, соответствующем повороту коленчатого вала на 10—15° до ВМТ и 15—20° после ВМТ. При этом темпе- ратура и давление в цилиндре быстро возрастают. Процесс расширения' (рабочий ход) значительно отли- чается от теоретического вследствие догорания топлива и теплообмена газов со стенками, в результате которого теп- лота отводится в охлаждающую среду. Процесс удаления отработавших газов из цилиндра двигателя начинается с момента открытия выпускного кла- пана (точка Ь]). При этом в начале выпуска давление газа значительно выше атмосферного, что обеспечивает его интенсивное истечение из цилиндра. В дальнейшем при перемещении поршня от НМТ к ВМТ происходит прину- дительное удаление отработавших газов. Определенное ко- личество отработавших газов (остаточных) остается в ци- линдре. Процесс выпуска заканчивается в момент, когда закроется выпускной клапан (точка bj. 83
§ 2. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ ^.ЦИКЛ ЧЕТЫРЕХТАКТНОГО ДИЗЕЛЯ Рабочий цикл четырехтактного дизеля (рис. 38)- включает те же процессы, что и цикл четырехтактного кар- бюраторного двигателя. Однако цикл дизеля имеет неко- торые отличительные особенности. В четырехтактном ди- Рис. 38. Индикаторные ди- аграммы четырехтактного диьетя без наддува в ко- ординатах р— V: зеле при открытии впускного клапана (точка а^) в цилйндр поступает только воздух. Про- цесс впуска заканчивается в точке а2, когда впускной кла- пан закрывается. После за- крытия впускного клапана в цилиндре дизеля (как и в карбюраторном двигателе) со- вершается процесс сжатия при движении поршня от НМТ к ВМТ. При этом наблюдается теплообмен между поступив- шим в цилиндр воздушным зарядом и стенками. В отли- чие от карбюраторного двига- теля в цилиндре дизеля сжи- мается воздух и остаточные газы. При приближении поршня к ВМТ (точка т) в камеру сгорания цилиндра дизеля впрыскивается топливо. К это- му моменту температура сжа- того воздуха достаточно вы- сока и превышает температуру самовоспламенения топлива. Впрыскивание топлива, как правило, заканчивается, когда а -= диаграмма цикла; б — диаграмма процессов газо- обмена в камере развивается процесс сгорания. Следовательно, усло- вия перемешивания топлива с воздухом в дизеле по срав- нению с карбюраторным дви- гателем значительно слож- нее. 84
Применение топливного насоса высокого давления и форсунок £ распылителями, имеющими отверстия малого диаметра, обеспечивает поступление к камеру сгорания мелкораспыленного топлива. После некоторого периода времени (период задержки воспламенения), в течение ко- торого впрыснутое топливо подготавливается к воспламе- нению, в зонах, где создаются благоприятные условия по составу смеси, происходит воспламенение, а затем интен- сивное горение топлива. Процесс сгорания сначала сопро- вождается резким повышением давления (линия с — у на диаграмме), а затем в течение небольшого промежутка времени на участке у — z протекает при почти постоянном давлении. Догорание топлива происходит при расшире- нии, во время которого наблюдается теплообмен между продуктами сгорания и стенками цилиндра. При открытии выпускного клапана (точка Ьх) начи- нается выпуск отработавших газов, который заканчи- вается, когда клапан закрывается (точка &в). § 3. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ НИКЛ ДВУХТАКТНОГО ДВИГАТЕЛЯ В двухтактных двигателях рабочий цикл осу- ществляется за один оборот коленчатого вала. Примене- ние двухтактного цикла наиболее целесообразно для ди- зелей. Индикаторная диаграмма такого дизеля представ- лена на рис. 39. Впрыскивание топлива, его распиливание, смешение с воздухом, воспламенение и сгорание протекают, как и в четырехтактном дизеле. В конце такта расширения за 40—50° до .НМТ открызаются выпускные клапаны (точка bj) при давлении в цилиндре 0,3—0,5 МПа, и начинается выпуск отработавших газов. Давление в цилиндре падает. В точке /?!, когда давление в цилиндре ниже давления продувки рпр, поршень открывает продувочные окна; в цилиндр через эти окна под давлением рпр начинает посту- пать воздух, вытесняющий продукты сгорания (прямоточ- ная продувка). При перемещении поршня к ВМТ проду- вочные окна закрываются (точка /7а), продувка прекра- щается, и до момента закрытия выпускных клапанов (точ- ка &2) продолжается очистка полости цилиндра от отрабо- тавших газов. В процессе продувки и после ее окончания, (до закрытия выпускных клапанов) часть свежего заряда «уходит» в выпускную систему. 85
р,МПа Рис.'39. Индикаторная диаграмма двухтактного дизеля с прямоточной клапанно-щелевой продувкой и схема продувки цилиндров: bi—П, - свободный выпуск; П,—П, « выпуск н впуск в период продувки; П,—Ьг •- выпуск после продувки В отдельных случаях выпуск отработавшего газа за- канчивается раньше, чем впуск. За период времени, когда открыты продувочные окна, происходит дозарядка (над- дув) цилиндра. С момента закрытия поршнем продувоч- ных окон начинается процесс сжатия. В двухтактных двигателях впуск свежего заряда и вы- пуск отработавшего газа (процесс газообмена) осуществ- ляется при приближении поршня к НМТ. Для очистки цилиндра от отработавшего газа используется воздух, по- ступающий от специального продувочного насоса (ком- прессора). Часть воздуха удаляется из цилиндра вместе с отработавшим газом. В двухтактных карбюраторных двигателях продувка цилиндров осуществляется топливовоздушной смесью, т. е. 86
Рис, 40. Схемы петлевых продувок двухтактных двигателей Рис, 41, Схемы прямоточных продувок двухтактных двигателей 87
вместе с воздухом из цилиндра выбрасывается несгорев- шее топливо. Эффективность процесса газообмена двухтактного дви- гателя зависит от вида продувочно-выпускной системы, т. е. от схемы продувки и конструктивного выполнения выпускного тракта. Применяемые схемы продувок в зависимости от распо- ложения элементов системы газообмена и направления газового потока в цилиндре разделяют на петлевые (рис. 40) и прямоточные (рис. 41). При петлевых схемах продувок продувочные и выпуск- ные окна расположены в нижней части цилиндра, откры- ваются и закрываются поршнем. Такие схемы применяются в некоторых автомобильных и мотоциклетньус двигателях. При прямоточной схеме продувки продувочные и вы- пускные органы расположены на противоположных концах цилиндра. В отдельных случаях (рис. 41, а) при исполь- зовании прямоточной двухпоршневой схемы продувки один поршень управляет продувочными окнами, а дру- гой — выпускными ,(йпр, йв — высота окон). Такая схема обеспечивает высокое качество очистки цилиндра от отра- ботавших газов и наполнение его свежим зарядом. При использовании прямоточной клапанно-щелевой схемы продувки (рис. 41, б) выпуск газа осуществляется через выпускные клапаны, а продувка — через окна. Такая схема использована в двигателе типа ЯМЗ. § 4. СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫХ циклов КАРБЮРАТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ И ДИЗЕЛЕЙ Действительные рабочие циклы поршневых ДВС обладают рядом особенностей, которые оказывают существенное влияние на свойства транспортных машин. В процессе эксплуатации автомобильные двигатели, как правило, работают на переменных режимах. Частота вращения коленчатого вала изменяется в широком диапа- зоне в зависимости от типа двигателя, а время, приходя- щееся на один цикл, составляет для четырехтактных дви- гателей 0,15—0,02 с, а для двухтактных в 2 раза меньше. Для обеспечения высокой эффективности рабочего цикла в этих условиях особое внимание уделяется процессам образования топливовоздушной смеси и ее сгоранию. 88.
' В двигателях с искровым зажиганием образование топ- ливовоздушной смеси начинается в процессе впуска в кар- бюраторе. При этом качество смеси определяется скоростью движения воздуха через карбюратор. Чем больше скорость воздуха, тем тоньше распиливание топлива, что в свою очередь ускоряет испарение распыленных частиц топлива. Период испарения топлива имеет большую продолжитель- ность в тактах впуска и сжатия и заканчивается к моменту появления электрической искры. Для лучшего испарения впускной трубопровод, как правило, обогревается тепло той отработавших газов или горячей водой, выходящей из двигателя. Качественное протекание процесса сгора- ния обеспечивается образованием однородной (гомоген- ной) топливовоздушной смеси по всему объему камеры сгорания. В дизеле процесс смесеобразования протекает в 20—40 раз быстрее, чем в карбюраторном двигателе. Топливо впрыскивается в камеру сгорания за 20—35° до ВМТ; а общая продолжительность впрыскивания не превышает 20—40° по углу поворота коленчатого вала. Процесс сме- сеобразования растягивается и продолжается при сгора- нии топлива. Для лучшего испарения топлива в камере сгорания, где в конце процесса сжатия температура воздушного за- ряда достигает 700—800 К, а давление 3—4 МПа (6—7 МПа у дизелей с наддувом), применяют высокие максимальные давления впрыскивания (50—100 МПа), что способствует формированию топливного факела из большого количе- ства мельчайших капель, интенсивному испарению топ- лива и распространению факела топлива цо всему про- странству камеры. При этом однако не обеспечивается равномерное распределение топлива по всему простран- ству камеры. Следовательно, на всех стадиях процесса смесеобразования в камере сгорания дизеля необходимо «организованное» движение воздушного заряда. Воспламенение топливовоздушной смеси и развитие процесса сгорания в карбюраторных двигателях и дизелях протекает по-разному. В камере сгорания карбюраторного двигателя, где топ- ливовоздушная смесь практически гомогенная, смесь вос- пламеняется электрической искрой. При образовании иск- ры небольшой объем топливовоздушной смеси, находящей- ся в зоне искрового промежутка, нагревается до темпера- туры 1000 К, что вызывает нагревание ближайших слоев
смеси и появление пламени, распространяющегося от оча- га воспламенения со скоростью 30—50 м/с по всему про- странству камеры. Давление в камере нарастает постепен- но, обеспечивая «мягкую» работу двигателя. Для более эффективного использования теплоты, выделяющейся при сгорании, процесс необходимо осуществлять вблизи ВМТ. Так как с момента образования искры до видимого раз- вития процесса сгорания проходит некоторое время, искра образуется за несколько градусов до ВМТ (опережение зажигания). Для дизеля, в камере сгорания-которого не может быть однородной топливовоздушной смеси, процесс сгорания протекает иначе. Очаги пламени возникают в зонах, где состав смеси обеспечивает ее воспламенение при высокой температуре после некоторого времени от начала впрыски- вания. Поэтому впрыскивание топлива в камеру осуще- ствляется за 20—35° до ВМТ, чтобы процесс сгорания про- текал вблизи ВМТ. После появления очагов воспламене- ния пламя быстро распространяется по всему простран- ству камеры. Вследствие многоочагового воспламенения скорость нарастания давления в камере сгорания дизеля значительно выше, чем скорость нарастания давления в ка- мере сгорания карбюраторного двигателя. В результате работа дизеля является «жесткой». Процессы газообмена в цилиндре четырехтактного дви- гателя независимо от способа смесеобразования и’методов воспламенения топливовоздушной смеси осуществляются за счет всасывающего и выталкивающего (насосного) дей- ствий поршня .и сопровождаются затратой цикловой ра- боты. Рабочий цикл двухтактного двигателя, как отмечалось выше, при одинаковой частоте вращения коленчатого вала протекает в 2 раза быстрее по сравнению с продолжитель- ностью цикла четырехтактного двигателя. Процессы га- зообмена осуществляются в конце такта расширения и в начале такта сжатия посредством продувки, что вызывает необходимость в специальном насосе и затратах энергии на его привод. Кроме того, при продувке наблюдаются потери части воздуха, уходящего вместе с отработавшими газами, что увеличивает-затраты энергии на привод на- соса. Снижение цикловой работы вследствие потери части хода поршня, затраты энергии на привод насоса, худшее наполнение цилиндров воздушну&зарядом, а также ухуд- 90
шение процесса сгорания из-за несовершенства очистки и наполнения цилиндров вызывают увеличение полезной работы двухтактного дизеля не в 2 раза вследствие удвое- ния числа циклов, а только на 40—60 % по сравнению с четырехтактным двигателем. В связи с меньшей продолжительностью цикла потери теплоты в систему охлаждения в двухтактном двигателе меньше, чем в четырехтактном. „ ГЛАВА 8. ПРОЦЕССЫ, ПРОТЕКАЮЩИЕ В ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЯХ § 1. ПРОЦЕСС ВПУСКА Для осуществления рабочего цикла в реальных двигателях необходимо периодически удалять из цилинд- ров образующиеся продукты сгорания и вводить в них свежий заряд. В четырехтактных двигателях процессы газообмена осуществляются за два хода поршня. В двухтактных двигателях специальных ходов поршня для очистки и наполнения цилиндров не предусмотрено. Процессы газообмена ограничены во времени и протекают в конце такта расширения и в начале такта сжатия. В этом случае очистка цилиндров осуществляется при заполнении их свежим зарядом специальным продувочным насосом (компрессором). Перед изучением процесса газообмена четырехтактных двигателей рассмотрим вопрос, связанный со значениями давлений рк и рр во впускном и выпускном трубопроводах двигателя (рис. 42). Гидравлическое сопротивление уст- ройств, подсоединенных к этим трубопроводам, таково, что давления рк и рр могут существенно отличаться от атмо- сферного давления р0. Рис. 42. Схема впускной а выпускной систем двигателя: i ш» воздухоочиститель (нагнетатель); 2 — глушитель (турбина) 91
В двигателях без наддува давление pk ниже давления окружающей, среды р0 на величину гидравлического со- противления впускной системы (воздушного фильтра, кар- бюратора, впускного трубопровода и т. п.) Рк — Ро АРвп> где Дрвп — падение давления, обусловленное сопротив- лением впускной системы. В двигателях с наддувом давление рк определяется степенью повышения давления в компрессоре (нагнетателе) и при отсутствии охладителя наддувочного воздуха прак- тически равно давлению на выходе из нагнетателя. При этом рк > По- давление в выпускном трубопроводе рр выше давления окружающей среды на величину сопротивления Дрвып, создаваемого выпускной системой (трубопроводом, глу- шителем, газовой турбиной и т. п.), т. е. Рр — Ро -Ь Дрвып- На рис, 43 представлен? индикаторная диаграмма про- цессов газообмена в четырехтактном карбюраторном дви- гателе для случая, когда воздух в двигатель поступает из атмосферы (давление воздуха р0, а его температура То). На рис. 44 показано протекание процессов газообмена для четырехтактного дизеля с наддувом. В компрессоре этого двигателя воздух сжимается до давления рк, при этом температура воздуха повышается до температуры Тк. В газовой турбине используется энергия отработавших газов, поступающих через выпускной клапан и ресивер на вход в турбину. Давление в ресивере рр всегда больше атмосферного р0, а соотношение рк и рр зависит от типа двигателя и принятой системы наддува. В двигателях с над- дувом от нагнетателя, механически связанного с колен- чатым валом, рк > рр. В двигателях с наддувом от турбо- компрессора обычно рк > рр- Однако в ряде случаев воз- можно соотношение рк < рр. В рассматриваемом примере P/t > Рр> поэтому на большей части диаграммы газообмена линия 01—г—Ьг, характеризующая процесс выпуска, про- ходит ниже линии впуска аг—а—а2. На этом участке ин- дикаторной диаграммы в процессе газообмена совершается положительная работа. Для дизеля без наддува, когда в процессе впуска воз- дух в цилиндры поступает из атмосферы, процессы газо- обмена протекают аналогично процессам, представленным 92 . ,
RMT > Рис. 43. Схема впускной и выпускной систем четырехтактного кар- бюраторного двигателя и диаграммы процессов газообмена и фаз газораспределения: 1 — воздухоочиститель; 2 — карбюратор; 3 — глушитель на рис. 43. При этом гидравлические потери и, следова- тельно, значение Дра в дизеле несколько меньше, чем в карбюраторном двигателе вследствие отсутствия кар- бюратора. Одноименные точки на диаграммах фаз газораспределе- ния и индикаторных соответствуют моментам открытия (точки Ь* и аг) и закрытия (точки Ьг и аг) соответственно выпускных и впускных клапанов. Открытие и закрытие клапанов газораспределения, как видно из рисунков, 93
Рис. 44. Схема впускной и выпускной систем четырехтактного дизеля с наддувом и диаграмма процессов газообмена и фазы газо- распределения: 1 воздухоочиститель; 2 —> компрессор;1 3 *- газовая турбина осуществляется при положениях поршня, отличных от его положений в ВМТ и НМТ. В современных четырехтактных двигателях впускные клапаны открываются со значитель- ным опережением и закрываются с запаздыванием, причем наблюдается довольно большое перекрытие клапанов (пе- рекрытие фаз). Наличие опережения и запаздывания, а также перекрытие клапанов создают условия для повыше- ния их эффективной пропускной способности, а следова- тельно, улучшения очистки и наполнения цилиндров. 94
Опережение открытия, например, выпускного клапана обеспечивает эффективную очистку цилиндра от отрабо- тавших газов вследствие предварения выпуска при ми- нимальных затратах работы на выталкивание отработав- ших газов. Запаздывание закрытия этого клапана позво- ляет дополнительно удалить из цилиндра некоторое коли- чество остаточных газов путем использования инерции движущихся через выпускной клапан масс газа и перепада давлений между цилиндром и окружающей средой. Кроме того, при опережении открытия и запаздывания закрытия клапана увеличивается его эффективное проходное сече- ние в течение всего процесса выпуска. Опережение открытия впускного клапана обеспечи- вает достаточное проходное сечение к началу поступления свежего заряда в цилиндр, что позволяет увеличить эф- фективную пропускную способность клапана в период всего впуска, а следовательно, и наполнение цилиндров. Запаздывание закрытия впускного клапана кроме по- вышения пропускной способности дает возможность ис- пользовать инерцию потока впускного воздуха для допол- нительной подачи заряда в цилиндр (дозарядка цилиндра). Перекрытие клапанов при правильном выборе обеспе- чивает лучшую очистку цилиндра вытеснением остаточных газов свежим зарядом в начале процесса наполнения (про- дувка камеры). Степень очистки цилиндра при продувке оценивается коэффициентом продувки т)г, учитывающим долю остаточ- ных газов, удаляемых из цилиндра за период перекрытия клапанов. Если обозначить через М'г — количество молей газов в конце выпуска без учета продувки; Мг — количество молей остаточных газов после продувки; АЛ4Г = Mr — — Мг — количество молей газов, удаляемых при про- дувке, то тр = ДМг/Мг. В зависимости от типа двигателя тр колеблется от О до 0,9. Для двигателей без наддува, у которых продувка практически отсутствует, ip = 0, в двигателях с наддувом тр > 0. Участок индикаторной диаграммы, характеризующий процессы газообмена двухтактного двигателя с прямоточ- ной клапанно-щелевой продувкой (двухтактные дизели ЯМЗ), а также его диаграмма фаз газораспределения по- 95
НМТ 0 Рис. 45. Характеристика процесса газообмена в двухтактном дизеле: а — схема впускного и выпускного трактов; б — диаграмма процессов газо- обмена и фазы газораспределения казаны на рис. 45. Выпускные клапаны двигателя откры- ваются в точке &1 (за 90° до ВМТ), и начинается свободный выпуск отработавших газов, так как в период движения поршня до точки Пх давление в цилиндре превышает атмосферное. В точке Пг поршнем открываются продувоч- ные окна, и в цилиндр начинает поступать воздух, пред- варительно сжатый в продувочном насосе до давления рк. Перемещаясь в направлении к выпускным клапанам, продувочный воздух вытесняет отработавшие газы, обе- спечивая продувку цилиндров. Часть воздуха в период продувки вместе с отработавшими газами выбрасывается в атмосферу. Выпускные клапаны закрываются при об- ратном движении поршня (точка bt). В этом время про- дувочные окна еще открыты, и до момента их закрытия (точка /72) воздух продолжает поступать в цилиндр (доза- рядка), так как давление пнем меньше рк. Параметры процесса впуска.. Количество свежего воз- духа, поступившего в процессе впуска в цилиндр двига- теля, определяется гидравлическим сопротивлением впуск- 96
ного тракта Арвй, количеством остаточных газов Мг в ци- линдре, а также подогревом заряда на АТ. Давление в цилиндре в процессе впуска. Начало про- цесса впуска приходится на период перекрытия клапанов. Развитие начальной стадии процесса зависит от соотноше- ний давлений в цилиндре и впускном патрубке. (Если Рр > Рк (рис. 46, а и в), то в начальный момент впуска в цилиндре происходит расширение остаточных газов (ли- ния г—Ьг). В этом случае впуск начинается с момента, когда давление в цилиндре станет несколько меньше дав- ления рк (точка Ьг). Если при открытии впускного кла- пана давление.в цилиндре меньше давления рк (рис. 46, б), то процесс впуска начинается именно с этого момента (точка Cj) и вызывает постепенное повышение давления в цилиндре (линия аг—г). В этом случае давление р, не- посредственно зависим от опережения открытия впуск- ного клапана. Из-за наличия гидравлического сопротивления впуск- ного тракта давление в цилиндре в процессе впуска ниже давления рк и изменяется вследствие изменения скорости поршня и проходного сечения впускного клапана. В конце впуска давление в цилиндре карбюраторного двигателя ра = (0,75—0,85) рк. Для дизелей ра — = (0,8—0,96) ,рк. Более высокие значения отношения ра1рк соответствуют двигателям с наддувом. В двухтакт- ных быстроходных двигателях с прямоточной продувкой ра = (0.35—0,98) рк. В НМТ процесс впуска не заканчивается. Продолжаю- щееся после НМТ наполнение цилиндра свежим зарядом на- зывается дозарядкой. Дозарядка цилиндра обусловлена тем, что в начале такта сжатия давление в цилиндре,
возрастая, остается ниже давления рк. Поэтому под дей- ствием перепада давления Др »=> рк — рвдл процесс впуска продолжается. Кроме того, наполнению цилиндра в на- чале такта сжатия способствует инерционный напор, соз- дающийся во впускном трубопроводе при уменьшении ско- рости движения свежего заряда. Инерционный напор спо- собствует повышению давления в клапанном патрубке, удлиняет период дозарядки и улучшает наполнение ци- линдра. Увеличение количества свежего заряда в цилиндре за счет дозарядки оценивается коэффициентом дозарядки Д = (38) где Ml — количество молей свежего заряда к моменту за- крытия впускного клапана (точка Oj); А41о — количество молей свежего заряда в конце такта впуска (при поло- жении поршня в НМТ). Коэффициент дозарядки зависит от частоты вращения коленчатого вала и фаз газораспределения. Для различ- ных двигателей на режиме максимальной мощности Д — «= 1,02-7-1,12. Остаточные газы. В процессе выпуска не удается пол- ностью удалить из цилиндра продукты сгорания, занима- ющие некоторый объем при соответствующих давлении рг и температуре Тт.' Остаточные газы, расширяясь и сме- шиваясь с поступающим свежим зарядом, ухудшают на- полнение цилиндров. Количество остаточных газов ха- рактеризуется коэффициентом остаточных газов Yf, рав- ным отношению количества молей остаточных газов Мг и свежего заряда т. е. Yr = M,/Ml. (39) На коэффициент остаточных газов при отсутствии про- дувки влияют степень сжатия е, давление рг и темпера- тура Тп а также степень наполнения цилиндра свежим зарядом. Чем больше 8, тем Меньше относительный объ- ем Ve, занимаемый остаточными газами, тем ниже уг. Давление рг н температура Тг оказывают влияние на коэффициент у, вследствие изменения плотности остаточ- ных газов. При повышении рг и уменьшении Тг плотность остаточных газов в объеме Уе увеличивается, что и опре- деляет соответствующее повышение уг. Следовательно, возрастание сопротивления выпускной системы (например, при установке глушителя, турбины и т. п.), а также уве- 98
личение частоты вращения п коленчатого вала вызывают повышение уг. При отсутствии продувки коэффициент остаточных газов на режиме максимальной мощности изменяется в пределах 0,05—0,12 для карбюраторных дви- гателей и 0,02—0,06 для дизелей. Продувка цилиндров, уменьшая количество остаточ- ных газов и увеличивая наполнение цилиндров свежим за- рядом, вызывает снижение уг. Температура подогрева свежего заряда. Свежий заряд, перемещаясь по впускному тракту, соприкасается с горя- чими стенками; при этом его температура увеличивается на ДТ. Степень подогрева заряда зависит от скорости дви- жения, продолжительности впуска, а также от разности температур стенок и заряда. С повышением температуры заряда его плотность уменьшается, поэтому специальный подогрев впускной системы карбюраторного двигателя це- лесообразен лишь в пределах, когда подводимая теплота используется для испарения топлива. Чрезмерный подо- грев отрицательно влияет на наполнение цилиндра. Влия- ние подогрева на наполнение оценивается степенью подо- грева 6П свежего заряда - Тк ~ ~ Тк ’ °п ~ т0 - т0 • где Т'к и То — температура заряда на входе в цилиндр. Подогрев свежего заряда ДТ при расчетах принимают на основании статистических данных. При рационально сконструированной системе газообмена для дизелей без наддува ДТ = 204-40 К, для карбюраторных двигателей ДТ = 04-20 К- Температура конца процесса впуска. В процессах газо- обмена все факторы, определяющие их протекание, дей- ствуют одновременно. В двухтактном двигателе впуск свежего заряда осуществляется одновременно с выпуском отработавшего газа. В четырехтактном двигателе, несмо- тря на то, что выпуск отработавшего газа в основном за- канчивается до начала впуска, последний сопровождается подогревом заряда от стенок и перемешиванием его с оста- точными газами. Все это приводит к повышению темпера- туры заряда, которая к концу впуска будет выше тем- пературы атмосферного воздуха, но ниже температуры ос- таточных газов. Температура смеси свежего заряда с остаточными га- зами в конце впуска может быть определена на основании 4» 99
следующего. Если допустить отсутствие теплообмена со стенками цилиндра и пренебречь работой газа при впуске, то уравнение баланса внутренних энергий свежего за- ряда и остаточных Газов до и после смешения будет иметь вид Ua = Ur-\-Ula, где Uа — внутренняя энергия смеси в конце впуска; 1/г — внутренняя энергия остаточных газов; Ula — внут- ренняя энергия свежего заряда на входе в цилиндр. На входе в цилиндр температура свежего заряда То (Т'к) выше исходной То (Тк) на ДТ вследствие подогрева. В соответствии с выражением (40) То = Tq + ДТ = 6пТо. С учетом последнего уравнение баланса внутренних энергий та ТГ То Ма ([J-Cja | Ta = -/Иг (рСц)г j Тг Л11а(Н^о)1а | Tq, Га Тг Т'о где (рС0)а | , (pCJ, I и (pC0)la I — средние мольные теп- 0 0 о лоемкости смеси, остаточных газов и свежего заряда при V = const. Если в приведенном выше выражении пренебречь различием теплоемкостей, тогда MaTa^MrTr+MlaTo. (41) С учетом выражений (38)—(40) имеем Ма = Мг (1/Д + + fr), Мг = угМъ а То == 6ПТО. После подстановки в выражение (41) и соответствующих преобразований Т =- (1/А) ДпТр + УгТг (Л9\ (1/Д) + Yr • Таким образом, температура конца впуска Та опреде- ляется подогревом заряда ДТ, температурой остаточных газов Тг и коэффициентом остаточных газов уг. Для четырехтактных двигателей без наддува То = = 3104-350 К; для четырехтактных и двухтактных дви- гателей с наддувом Та = 3204-400 К. Коэффициент наполнения т|с является показателем, характеризующим совершенство процессов газообмена. Коэффициентом наполнения называют отношение коли- чества свежего заряда в килограммах (GJ или киломо- лях (All), поступившего в цилиндр к началу действитель- ное
ного сжатия, т. е. к моменту закрытия впускных клапанов, к тому количеству свежего заряда в килограммах GJ или киломолях Afi, которое могло бы заполнить рабочий объем цилиндра по условиям на впуске. В этом случае условиями на впуске для четырехтактных двигателей без наддува (см. рис. 43) условимся считать давление рк = = Ро и температуру Тк = То окружающей среды, для двухтактных и четырехтактных двигателей с наддувом (см. рис. 44) — давление рк и температуру Тк после на- гнетателя. Следовательно, Ио = 6ц/0'т = Mi/Mi. (43) В карбюраторных двигателях свежий заряд представ- ляет смесь воздуха с парами топлива. Учитывая, чт'о доля топлива в свежем заряде мала, в дальнейшем ко- эффициент наполнения карбюраторных двигателей будем исчислять только по воздушной части заряда. В четырехтактных двигателях с продувкой цилиндра в период перекрытия клапанов и в двухтактных двигате- лях часть поступившего свежего заряда расходуется на продувку и не участвует в процессах сжатия и сгорания. Количество заряда, израсходованного на продувку, оце- нивается коэффициентом расхода Фрасх = ^оВщ/^д» где О0бщ — общее количество свежего заряда, поступив- шего в цилиндр за цикл. Для четырехтактных двигателей с перекрытием кла- панов, не превышающим 40—50°, обычно принимают Фрасх = !• Для вывода уравнения коэффициента наполнения ис- пользуем уравнение баланса количества газов в конце впуска. При положении поршня в НМТ (точка а на рис. 46) в цилиндре находится Ма киломолей рабочего тела, со- стоящего из М1а киломолей свежего заряда и Mt кило- молей остаточных газов, т. е. Ma = Mia + Mr. В соответствии с выражениями (38) и (39) М1а = Ali/Д; Mr = Mifr. Следовательно, Л*в == + ч,мi = мх (4- + ъ. 101
Согласно уравнению (9) для конца процесса впуска общее количество свежего заряда и остаточных газов < М = . 8314Л, • Из формулы (43) для определения т]п количество све- жего заряда All — Я»А1т = И» £3*47^ • Тогда PgVg ____п PtVh ( 1 8314ГО 8314Т0 \ Д Учитывая, что V±___Va___________е_ vk ~ Уа-Vc - {8-1) ’ получаем YI _ 6 Ра. 2-°______1 ('44'1 И»- 8-1 р0 Та (1/Д) + ъ • Для двигателей с наддувом р0 = рк, а То = Тк, поэтому п — е .£я. ?к 1 !Ь- «-> о. 4.+>- Из уравнения (42) 7’»(4-+^)=-гбп7’»+^- Подставив в уравнение (44) значение Та получим „ — 8 Ра т* 8-1 Рв-ъ-ЪТо + ъТг’ а при ро = рк, Т9 = Тк По = 8 Ра Тк е~1 Рк ^.6пГк+ТгТ/ Иг), (45) (46) При выводе уравнений (45) и (46) не использовались ограничения, определяемые особенностями рабочего про- цесса двигателей различного типа. Следовательно, полу- ченные уравнения справедливы как для четырехтактных, так и для двухтактных двигателей. Для последних в этих уравнениях необходимо использовать действительную степень сжатия вд, температуру Тк и давление продувоч- 102
ного воздуха рк, а коэффициент дозарядки Д принимать равным 1. Факторы, влияющие на наполнение цилиндра. Из уравнений (45) и (46) следует, что коэффициент напол- нения т)0 определяется давлением ра и температурой Та в конце впуска, подогревом заряда 6Ц, коэффициентом остаточных газов температурой Т„ а также степенью сжатия е. При этом наибольшее влияние на q0 оказывает отношение ра/р0 или ра1рк. Подогрев свежего заряда, Температура свежего за- ряда, поступившего в цилиндр, выше его температуры в ис- ходном состоянии на величину подогрева ДТ во впускной системе двигателя. Подогрев уменьшает коэффициент на- полнения. В карбюраторном двигателе на ДТ оказывает влияние как передача теплоты от элементов впускной системы, так и затраты части теплоты на испарение топлива в карбю- раторе и впускном трубопроводе. Если впускной трубо- провод не имеет интенсивного подогрева, то считают, что эти два фактора компенсируют один другой, т. е. ДТ = 0. Для более интенсивного испарения топлива в карбюра- торных двигателях обычно применяют подогрев впускного трубопровода Теплоносителем системы охлаждения или отработавшим газом.В этом случае ДТ > 0. Степень подо- грева целесообразно увеличить до тех пор, пока повышение мощности и топливной экономичности двигателя путем лучшего испарения топлива будет компенсировать сниже- ние этих показателей вследствие уменьшения коэффи- циента наполнения. Гидравлическое сопротивление впускной и выпускной систем. Влияние гидравлического сопротивления впуск- ной и выпускной систем на т]0 проявляется соответственно через давления ра и pr. С ростом гидравлического сопро- тивления впускной и выпускной систем ра уменьшается,' a рг увеличивается. От гидравлического сопротивления Дрвп впускной системы коэффициент зависит больше, чем от сопротивления Дрвып выпускной системы, так как Дрвп влияет на наполнение цилиндров непосредственно, а Дрвып — косвенно, через количество остаточных газов (более высокое давление рг при неизменной температуре Тт соответствует большему количеству остаточных газов в цилиндре). В результате при движении поршня от ВМТ на расширение остаточных газов затрачивается большая часть хода поршня, и впуск начинается позже, а т]0 умепь- 103
Рис. 47. Зависимость давления, коэффициентов остаточных га- зов и наполнения от нагрузоч- ного режима карбюраторного двигателя при п = const: J - ₽e: а - пв; з-уг Рис. 48. Изменение коэф- фициента наполнения г)0 и подогрева воздуха ДТ нагрузки дизеля при п = « const шается. Для увеличения t]0 особое внимание уделяется конструктивной отработке элементов впускной и выпу- скной систем. Влияние нагрузки на наполнение при постоянной ча- стоте вращения коленчатого вала. Изменение нагрузки В. карбюраторных двигателях при постоянной частоте вращения коленчатого вала достигается перемещением дроссельной заслонки, а у дизеля — зубчатой рейки топ- ливного насоса. При этом соответственно изменяется ко- личество поступающей в цилиндр горючей смеси или топ- лива. Для получения максимальной мощности карбюратор- ного двигателя заслонку открывают полностью, в цилиндр поступает наибольшее количество горючей смеси, коэффи- циент наполнения имеет максимальное значение. При снижении нагрузки дроссельную заслонку прикрывают, проходное сечение уменьшается, гидравлическое сопро- тивление впускной системы возрастает, что приводит к понижению давления ра, а следовательно, и t]0. Изме- нение коэффициентов остаточных газов у, и наполнения т|0, а также давления ра в зависимости от степени откры- тия дроссельной заслонки <ротк в карбюраторном двига- теле показано на рис. 47. Дизели во впускной системе не имеют устройств для изменения количества подаваемого В цилиндр воздуха, так как изменение их мощности достигается путем регули- рования цикловой подачи топлива. Следовательно, при постоянной частоте вращения коленчатого вала гидравли- ки
ческие сопротивления впусклой. системы с изменением на- грузки не меняются. Коэффициент t]0 в этом случае изме- няется только вследствие влияния подогрева воздуха из-за изменения температур стенок цилиндра, днища поршня, головки цилиндра. На рис. 48 приведена зависимость ть и АТ от нагрузки транспортного дизеля. С увеличением нагрузки т]0 уменьшается незначительно из-за подогрева. Влияние частоты вращения коленчатого вала. При из- менении частоты вращения коленчатого вала и работе двигателя с полной нагрузкой на качество наполнения влияет сопротивление в впускной системе, подогрев за- ряда и наличие остаточных газов. Кроме того, значитель- ное влияние оказывают фазы газораспределения и волно- вые процессы во впускной и выпускной системах. На рис. 49 показано изменение отдельных факторов, влияющих на t]0, в зависимости от частоты п вращения коленчатого вала. С повышением п сопротивление впускной системы возра- стает пропорционально квадрату частоты вращения вала, в результате давление ра (кривая <3) снижается. Темпера- тура подогрева заряда ДТ (кривая 4) уменьшается вслед- ствие сокращения времени теплообмена. Коэффициент остаточных газов несколько увеличивается. В результате влияния всех этих факторов на скоростном режиме, для которого фазы газораспределения являются оптималь- ными, т)0 имеет максимальное значение. С повышением частоты вращения г]0 (кривая 1) растет, а затем, после. Рис. 49. Изменение показа- телей, влияющих на процесс наполнения, от частоты вра- щения п при оптимальных фазах газораспределения и постоянной нагрузке Рис. 50. Изменение коэф- фициента наполнения в зависимости от частоты вращения п при различ- ных нагрузочных режи- мах 105
достижения максимального значения, снижается, Анало- гично изменяется и количество воздушного заряда Ge (кривая 2), поступающего в цилиндры двигателя. Умень- шение т]р от максимального значения при снижении частоты вращения объясняется несоответствием выбранных фаз скоростному режиму и выталкиванием заряда в конце впуска обратно' во впускную систему, а при повышении частоты вращения — увеличением сопротивления на впуске и влиянием других факторов. Коэффициент остаточных газов уг (кривая 5) при по- вышении частоты вращения линейно растет. На рис. 50 показана зависимость ть — f (п) для дизеля и карбюра- торного двигателя. Кривая 3 характеризует изменение ть для карбюраторного двигателя при полностью открытой дроссельной заслонке. При уменьшении нагрузки, когда дроссельная заслонка прикрыта, а сопротивление впуск- ной системы увеличивается, с повышением частоты вра- щения коэффициент ть уменьшается более интенсивно (кривые 4 и 5). Для дизеля при полной нагрузке коэффициент напол- нения больше (кривая 2), чем для карбюраторного дви- гателя, а характер изменения ть более плавный. На ре- жиме холостого хода из-за меньшего подогрева заряда т|0 дизеля больше (кривая 1), чем при работе под нагрузкой. В определенном диапазоне частот вращения коленча- того вала коэффициент наполнения ть можно повысить при использовании колебательного движения воздуха и газа во впускном и выпускном трубопроводах, приводя- щего к изменению давления. При настройке выпускной системы таким образом, чтобы к концу выпуска (в момент перекрытия клапанов) в ней образовалось разрежение, количество отработавших газов, удаляемых из цилиндра, увеличится, а уг уменьшится. При этом в цилиндры поступит большее количество свежего заряда. Аналогич- ччй эффект можно получить, если к концу впуска в тру- бопроводе у впускного клапана давление будет выше ат- мосферного. Такой метод увеличения массы заряда по- лучил название инерционного наддува. Влияние степени сжатия. Как видно из уравнений (45) и (46), повышение степени сжатия в при сохранении дру- гих показателей без изменения приводит к возрастанию коэффициента наполнения. Заметим, что при увеличении в меняются и другие параметры (коэффициент и температура остаточных газов, температура заряда и т. п.). В зависи- 106
Рис, 51. Влияние момента закры- тия впускного клапана на вависи- мость коэффициента наполнения т)0 от. 'гаСтота вращения п коленчатого вала при постоянной нагрузке: 1 и 2 кривые, соответствующие ран- нему и яоеднему закрытию впускного клапана мости от того, какой из факторов оказывает большее влия- ние, т]р с изменением 8 может увеличиться или умень- шиться. Экспериментальные исследования показывают, что степень сжатия на т]0 влияет незначительно. Влияние диаметра цилиндра и расположения клапанов. Цилиндр большого диаметра позволяет, осуществить раз- мещение клапанов с большими проходными сечениями, что способствует снижению гидравлических потерь и повышению коэффициента наполнения. Получившие в на- стоящее время широкое распространение короткоходные двигатели (двигатели, в которых отношение хода поршня к диаметру цилиндра меньше единицы) имеют сравни- тельно большой диаметр цилиндра. Это позволяет разме- щать в головках цилиндров клапаны большого диаметра при их верхнем расположении. Верхнее расположение клапанов и аэродинамическая форма впускных каналов дают возможность снизить гидравлическое сопротивление, а следовательно, и увеличить коэффициент наполнения. Влияние фаз газораспределения. Рассмотрим влияние фаз газораспределения на характер зависимости т]0 = = f (п). Оно проявляется главным образом через угол запаздывания закрытия впускного клапана. ' Известно, что на повышенных скоростных режимах при определенном угле закрытия впускного клапана происхо- дит дозаряд цилиндра, .увеличивающий т)ю. При низких частотах вращения коленчатого вала при том же угле возможно выталкивание части свежего заряда из цилинд- ра, что снижает коэффициент наполнения. Следовательно, изменение угла запаздывания закрытия впускного кла- пана, изменяя интенсивность дозарядки и выталкивания, оказывает влияние на характер протекания кривой = = f(n). На рис. 51 приведены зависимости от частоты п вращения коленчатого вала при раннем (кривая 1) и позд- нем (кривая 2) закрытии впускного клапана. В последнем случае максимум г)0 смещается в сторону высоких п. WI
Таблица 2 Двигатели об/мин Впускной клапан Выпускной клапан Продол- житель- ность фазы, 0 Перекрытие клапанов, ° нажало откры- тия (до ВМТ) конец откры- тия (после НМТ) начало откры- тия (до НМТ) конец закрытия (после ВМТ) впуска выпуска Карбюраторные двигатели > ЗИЛ-131 3200 31° 83° 67° 47° 294 294 78 ЗИЛ-157КД 2800 12° 30' 59° 30' 44° 30' 27° 30' 252 252 40 ЗИЛ-130 3200 31° 83° 67° 47° 294 294 78 ВАЗ-2101 5600 12° 40° 42° 10° 232 232 22 ГАЗ-21 4000 24° 64° 58° 30° 268 268 54 АЗЛК-408 4500 21° 55° 57° 19° 256 256 40 АЗЛК-412 5800 27° 65° 75° 18° 272 273 45 МеМЗ-966 4000 10° 46° 46° 10° 236 236 20 Дизели Я М3-236 2100 20° 46° 66° 20° 246 266 40 ЯМЗ 740 2600 13° 49° 66° 10° 242 255 23 Выбор фаз экспериментальным путем обеспечивает оп- тимальные условия наполнения цилиндра свежим зарядом только для определенного интервала изменения скорост- ного режима двигателя. В табл. 2 приведены фазы газораспределения отдель- ных автомобильных двигателей. § 2. ПРОЦЕСС СЖАТИЯ Рабочее тело, представляющее к концу про- цесса наполнения смесь свежего заряда с остаточными га- зами, в процессе развития рабочего цикла подвергается сжатию. Сжатие рабочего тела предшествует процессу сгорания топлива. 1 Одним из основных параметров, определяющие раз- витие процесса сжатия и всего цикла в целом, является степень сжатия е. Чем выше степень сжатия, тем при про- чих равных условиях выше степень расширения газов, 108
образующихся в процессе сгорания топлива. Соответ- ственно этому расширяются пределы изменения состояния рабочего тела, что повышает степень преобразования теплоты в работу. Для повышения термодинамических показателей цикла степень сжатия стремятся увеличивать. Однако в реаль- ных условиях е ограничена в зависимости от типа двига- теля, его конструкции и условий применения. Для кар- бюраторных двигателей степень сжатия ограничивается детонацией, вероятность возникновения которой повыша- ется с ростом температуры и давления конца сжатия и в процессе сгорания топлива. Для карбюраторных дви- гателей 8 = 6-7-10; для дизелей в = 134-23,5. Минималь- ное значение степени сжатия дизеля определяется усло- виями надежного воспламенения топлива. Поэтому необ- ходимо, чтобы температура рабочего тела в конце сжатия (определяемая в) превышала температуру самовоспламе- нения топлива не менее чем на 200—300 К. Максимальное значение в для дизелей определяется выполнением усло- вий обеспечения заданной надежности двигателя. При рассмотрении теоретических циклов предполагали, что процесс сжатия рабочего тела развивается без тепло- обмена (адиабатически). В реальных двигателях процесс сжатия носит сложный характер и сопровождается пере- менным теплообменом между рабочим телом и стенками цилиндра. Кроме того, в процессе сжатия происходит утечка рабочего тела через неплотности поршневых ко- лец и клапанов, а в карбюраторном двигателе — испаре- ние частиц топлива, поступившего в цилиндр в капельно- жидком состоянии. В этих условиях процесс сжатия явля- емся политропным с переменным показателем поли- тропы п'. Изменение п' во время процесса сжатия приведено на рис. 52 (здесь показано также изменение температуры рабочего тела и показателя адиабаты k). В начальный период Сжатия Температура рабочего тела ниже темпера- туры стенок цилиндра. На рассматриваемом участке про- цесса повышение температуры и внутренней энергии ра- бочего тела происходит не только в результате подвода теплоты от стенок, но и за Счет работы сжатия, причем показатель политропы п'- больше показателя адиабаты k. По мере повышения температуры рабочего тела интенсив- ность подвода теплоты снижается, показатель политропы сжатия уменЬшабтся, причем его значение приближается 109
Рис. 53. Характер протекания процесса сжатия в действитель- ном цикле четырехтактного дви- гателя Рио. 52. Изменение температуры рабочего теяа, показателя адиабаты k и показателя политропы п' в процессе сжатия для транспортного дизеля: Iх* отход теплоты в стенке: II — подвод теплоты к газу к значению показателя адиаСаты k. В момент, когда тем- пература рабочего тела сравняется с температурой сте- нок, теплообмен на мгновение прекратится. При дальнейшей сжатии температура рабочего тела превышает температуру стенок. Тепловой поток изменяет направление •— рабочее тело отдает теплоту стенкам, показатель политропы становится меньше показателя ади- абаты (n' < k) и непрерывно уменьшается с повышением температуры рабочего тела. Для упрощения расчета цикла переменный по ходу сжатия показатель п' заменяют некоторым средним, по- стоянным по значению показателем nJ при рУ"1 = const. Характер протекания процесса сжатия в действитель- ном цикле четырехтактного двигателя показан на рис. 53. Параметры рабочего тела в конце сжатия определяются с учетом среднего значения показателя политропы п{, постоянного для всего процесса. Принимая, что начало сжатия совпадает с НМТ, имеем Гс^Лв"1”1. НО
Прн расчете рабочего цикла последует назначать ис- ходя чз особенностей проектируемого двигателя с учетом факторов, влияющих на развитие процесса сжатия; § 3. ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ Сгорание топлива начинается в конце сжатия и осуществляется в основном в начальный период расши- рения. При сгорании химическая энергия топлива превра- щается в тепловую. В процессе расширения тепловая энергия, воспринятая рабочим телом, частично преобра- зуется в механическую. От полноты сгорания топлива и своевременного подвода теплоты к рабочему телу в значи- тельной мере зависят, энергетические и экономические показатели двигателя. Топлива для ДВС. Топлива, применяемые в автомо- бильных и тракторных ДВС, должны отвечать опреде- лены! ш требованиям, зависящим от типа и конструктив- ных особенностей двигателя, параметров рабочего цикла и условий эксплуатации. Для двигателей с принудительным воспламенением применяют бензины прямой перегонки и крекинг-процесса, а также их смеси. Наименьшие значения октановых чисел автомобильных бензинов в соответствии с ГОСТ 2084—77* приведены в табл. 3. Автомобильные бензины, за исключением бензина АИ-98, подразделяют на следующие виды: летние—для использования во всех районах страны (кроме северных и северо-восточных) в период с 1 апреля до 1 октября; зимние — для применения круглогодично в северных и северо-восточных районах страны (в остальных районах с 1 октября no 1 апреля). Таблица 3 Метод определеквж октановых чисел Беваввы А-72 А-76 АИ-93 АИ-9в Моторный 72 76 85 89 Исследовательский Не нормируется 93 98 111
Таблица 4 Показатели Марка топлива А 3 л Цетановое число, не менее 45 45 45 Фракционный состав: 50 % перегоняется при температуре, К, не 528 553 553 выше 90 % перегоняется при температуре (конец 603 613 633 перегонки), К, не выше Температура вспышки, определяемая в закры- том тигле (К, не ниже) для дизелей: тепловозных и судовых 308 313 334 общего назначения 309 308 313 Основным показателем автомобильных бензинов явля- ется октановое число, характеризующее антидетонацион- ные качества бензина и определяющее максимально допу- стимую степень сжатия двигателя. Для двигателей с воспламенением от сжатия использу- ется дизельное топливо, получаемое прямой перегонкой или смешением продуктов прямой перегонки с каталити- ческим газойлем (не более 20 % в составе смеси): По ГОСТ 305—82 различают дизельное автотракторное топ- ливо следующих марок: А — арктическое для двигателей, работающих при тем- пературе окружающей среды 223 К и выше; 3 — зимнее для двигателей, работающих при температуре окружающей среды 243 К и выше; Л — летнее для двигателей, работающих при темпера- туре окружающей среды 273 К и выше; С — специгльное. Основным показателем, характеризующим дизельное топливо, является цетановое число. Цетановое число ха- рактеризует способность топлива к воспламенению в ка- мере сгорания двигателя и равно объемному содержанию цетана в смеси с а-ме<илнафталином, которая в стандарт- ных условиях имеет одинаковую воспламеняемость с ис- следуемым топливом. Дизельное топливо должно соответствовать опреде- ленным требованиям (табл. 4). Кроме бензиновых и дизельных топлив для автотрак- торных двигателей могут быть использованы природные и 112
промышленные горючие газы. Газообразные топлива тран- спортируются в сжатом или сжиженном состоянии, а в двигатель подаются через подогреватель (теплообменник- испаритель), редуктор в смеситель, т. е. в двигатель не- посредственно поступает газовоздушная смесь. Используемые в автотракторных двигателях топлива представляют собой смесь различных углеводородов и от- личаются элементарным составом, который выражается в единицах массы (кг), а газообразных — в объемных еди- ницах (м3 или кмоль). Для жидких топлив С + Н + О = 1, где С, Н и О — массовые доли углерода, водорода и кислорода в 1 кг топлива. Для газообразных топлив Еспятог+лга = 1, где Сп, Нт и Ог — объемные доли каждого газа в 1 м3 или в 1 киломоле газообразного топлива; N2 — объемная доля азота. Средний элементарный состав жидких совых долях) приведен ниже. с Бензин ............................ 0,855 Дизельное топливо................... 0,870 топлив н 0,145 0,125 (в мас- о 0,005 Состав газообразных топлив указан в табл. 5. Таблица 5 Составляющие Газообразные топлива, м1 (моль) природ- ный газ синтетиче- ский газ светильный газ Метан СН4 90,0 52,0 16,2 Этан С,Н. 2,96 — — Пропан С,Нв 0,-47 — — Бутан С4Н10 0,55 — ' — Тяжелые углеводороды CnHm 0,42 3,4 8,6 Водород Н, 0,28 9.0 27,8 Окись углерода СО 0,28 11,0 20,2 ~ Углекислый газ СО, 0,47 — 5,0 Азот N, 5,15 24,6 22,2
Химические реакции при сгорании топлива. Для пол- ного сгорания массовой или объемной единицы топлива необходимо определенное количество воздуха, которое называют теоретически необходимы*". Теоретически необ- ходимое количество воздуха определяется элементарным составом топлива по следующим уравнениям: для жидких топлив '•=w(tc+8H-°) или ~ 0.21 \ 12 4 32 / (причем /0 = pBL0); для газообразных топлив U - оЖ S (” + Т—г) где /0—теоретически необходимое количество воздуха в кг. Для сгорания 1 кг топлива; Lo — теоретически необходи- мое количество воздуха в киломолях для сгорания 1 кг топлива; 0,23 — массовое содержание кислорода в 1 кг воздуха; 0,21 — объемное содержание кислорода в 1 кг воздуха; рв = 28,96 — масса 1 кмоль воздуха; Lq — тео- ретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кмоль или 1 м8 топлива. Действительное количество воздуха I или L, приходя- щегося на 1 кг топлива, может быть больше или меньше теоретически необходимого. Отношейие действительного количества воздуха к теоретически необходимому для полного сгорания 1 кг топлива называется коэффициентом избытка воздуха а а = lll9 = LJL9. Значения а для различного типа двигателей на номи- нальном режиме приведены ниже. Карбюраторные двигатели ................0,8—0,36 Дизели: с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразованием..............1,5—1,7 с разделенными камерами.................1,3—1,6 с наддувом..............................1,3—2,2 Горючая смесь в карбюраторных двигателях состоит из воздуха и паров топлива. Количество смеси Mi = aL9 -j--——, 114
где Mi — количество горючей смеси, кмоль гор. см/кг топ л.; рт - молекулярная масса паров топлива (i кг/кмоль); рг равно 110—120 кг/кмоль для автомобиль* ных бензинов и 180—200 кг/кмоль для дизельных топлив. Горючая смесь для дизелей Mi = aLt; для двигателей, работающих на газовом топливе, 'М[ = aLg, где MI — количество горючей смеси. Количество кмолей Mt продуктов сгорания, приходя- щееся на 1 кг топлива: при <х 1 М4 = -j-j -f- (ос — 0,21) Lgt при а< 1 Ма = + 0,79а£в. Сгорание топлива при а > 1 условно считают пол- ным, однако практически полное сгорание не происходит; при а < 1 сгорание считают неполным. Отношение числа молей М4 продуктов сгорания к чи- слу молей Mi свежего заряда называется теоретическим коэффициентом молекулярного изменения, т. е. Ро Л44/Л41* Отношение суммы числа молей продуктов сгорания Мэ й остаточных газов М, к сумме числа молей свежего за- ряда Mi и остаточных газов Мг называется действитель- ным коэффициентом молекулярного изменения, т. е. __ Mi + МТ _ Ро + **“ Mx + Mr 1 + Yr ’ Для рассмотренных выше топлив и значений а р = - 1,024-1,14. Теплота сгорания топлива, Качество топлива опреде- ляется теплотой сгорания, т. е. количеством выделившейся теплоты при полном сгорании массовой (для жидкого) или объемной (для газообразного) единицы топлива. Раз- личают высшую Но и низшую Ни теплоту сгорания топ- лива. Под высшей теплотой сгорания понимают то коли- чество теплоты, которое выделяется при полном сгорании топлива, включая теплоту конденсации водяных паров при охлаждении продуктов сгорания. 115
Низшая теплота сгорания соответствует тому количе- ству теплоты, которое выделяется при полном сгорании топлива, без учета теплоты конденсации водяного пара. Так как в ДВС выпуск отработавших газов происходит при температуре выше температуры конденсации водя- ного пара, для практической оценки топлива обычно используется низшая теплота сгорания. Для определения низшей теплоты сгорания твердого топлива Ни (в МДж/кг) при известном элементарном соста- ве обычно используется формула Менделеева Ни = 34.013С + 125,6Я — 10,9 (0 — S) — — 2,512 (9Я + №), где W — количество водяных паров в продуктах сгора- ния массовой или объемной единицы топлива. . Для газообразного топлива (Ни в МДж/м3) Ни = 12.8СО 4- 10,8На 4- 35,8СН4 4- 4- 56,0С2Н2 4- 59,5С2Н4 4- 63,4СаНв 4- 4- 91С3Н8 4- 120С4Н10 4- 144С5Н12, где СО, Н2 и другие компоненты газообразного топлива — объемные доли компонентов газовой смеси. Примерные значения низшей теплоты сгорания Ни в МДж/кг автотракторных топлив приведены ниже. Бензин.....................................’ 44,0 Дизельное топливо ......................... 42,5 Природный газ.............................. 45,0 Пропан..................................... 85,5 Бутан ..................................... 112,0 При неполном сгорании топлива (а < 1) количество теплоты ДЯи, ^недовыделяющейся при сгорании 1 кг топлива, ДЯЦ = 119,95 (1 — a) Lo. Коэффициент, учитывающий количество теплоты недо- выделившейся при неполном сгорании, = Яц-ДДи„ = j _ Ми. 1>4а _ о,4. П ц , П и Зависимость Еа от а приведена нк рис. 54. Процесс сгорания в карбюраторном двигателе. Эффек- тивность процесса сгорания зависит от многих факторов и прежде всего от способов смесеобразования и воспламе- 16
Рис. 54. Зависимость ко- эффициента от коэф- фициента избытка возду- ха а Рис. 55. Фазы процесса сго- рания на индикаторной диа- грамме карбюраторного дви- гателя нения топлива. В отличие от процессов газообмена и сжатия процесс сгорания следует рассматривать раздельно для карбюраторных двигателей и дизелей. Процесс сгорания топлива включает ряд сложных последовательных реакций, скорость протекания которых зависит от температуры рабочей смеси, ее состава, т. е. от коэффициента избытка воздуха, и т. п. Воспламенение однородной горючей смеси возможно только в определен- ных пределах изменения коэффициента избытка воздуха (от amin 0,6 до ашах « 1,2). При наличии в смеси оста- точных газов пределы воспламеняемости сужаются. По этой причине при изменении нагрузочного режима для карбюраторного двигателя необходимо такое одновремен- ное изменение количества поступающего в цилиндр топ- лива и воздуха, при котором горючая смесь находилась бы в пределах воспламеняемости. Количество смеси в кар- бюраторном двигателе изменяется с помощью дроссельной заслонки, при одновременном изменении состава смеси (а = 0,84-1,15) в зависимости от нагрузки. При анализе процесса сгорания в карбюраторном двигателе на индикаторной диаграмме (рис. 55) можно выделить три фазы. Первая фаза 0j — начальная фаза сгорания, или фаза формирования фронта пламени. Начальным моментом фазы считается момент возникновения электрической ис- кры (точка т), а конечным — резкое повышение давления в цилиндре в результате выделения теплоты. На продол- жительность фазы 9i по углу поворота коленчатого вала 117
влияет состав смеси, степень сжатия, частота вращения* нагрузка двигателя, характеристики искрового разряда. Наименьшая продолжительность фазы 0Х отмечается при использовании смеси с а = 0,84-0,9. Обеднение смеси увеличивает продолжительность фазы Oj и ухудшает стабильность воспламенения. С возрастанием степени сжатия в повышаются температура и давление рабочей смеси, что способствует увеличению скорости сгорания и сокращению продолжительности фазы 0Х. Аналогичный результат наблюдается и при уменьшении угла опереже- ния зажигания <род. Обычно 0Г пт, где показатель т <= = 0,5-j-1Д Чем выше мелкомасштабные пульсации , при повышении частоты вращения п, тем больше показатель т. По мере открытия дроссельной заслонки с возрастанием нагрузки на двигатель повышается относительное коли- чество остаточных газов и уменьшается давление рабочей смеси, что приводит к увеличению продолжительности фазы 0j и к ухудшению стабильности воспламенения. Чем выше пробивное напряжение, длительность и стабильность искрового разряда, тем короче фаза 0Г. Использование электронных (транзисторных) систем за- жигания по сравнению с классическими батарейными системами позволяет улучшить параметры процессов вос- пламенения и сгорания, особенно на режимах разгона. Вторая фаза 0П — основная фаза сгорания. Ее про- должительность отсчитывается от конца первой фазы до момента достижения максимального давления сгорания и зависит от закономерностей крупномасштабного турбу- лентного горения. С ростом п продолжительность второй фазы по времени уменьшается в соответствии с изменением продолжитель- ности всего цикла, т. е. продолжительность фазы Од в градусах поворота коленчатого вала практически не меняется, так как интенсивность турбулизации заряда в цилиндре пропорциональна частоте вращения. Снижение продолжительности 0П достигается расположением свечи зажигания ближе к центру камеры сгорания, а также уси- лением турбулизации заряда. Третья фаза 0Ш — фаза догорания — начинается в момент достижения максимального давления цикла. В этой фазе смесь горит в пристеночных слоях, где турбу- лентных пульсаций значительно меньше, чем в основном объеме камеры сгорания. Отдельные элементарные объемы смеси догорает за фронтом пламени, особенно когда зона 118
горения имеет большую глубину. На продолжительность фазы 0Ш идентичным образом влияют те же факторы, которые воздействуют на продолжительность фазы ©i, т. е. те, от которых зависит скорость турбулентного горе- ния. С ростом степени сжатия в возрастает доля смеси, догорающей в пристеночных объемах, что оказывает влия- ние на увеличение продолжительности третьей фазы. Опре- делить момент окончания фазы догорания без специальных расчетов и обработки индикаторных диаграмм невозмо- жно. Условия эксплуатации автомобильных двигателей ха- рактеризуются частой сменой скоростных и нагрузочных режимов. Уменьшение нагрузки и повышение частоты вращения коленчатого вала влияют на продолжительность основной фазы сгорания 0П несущественно, но вызывают возрастание продолжительности первой 0Х и третьей 0ш фаз. Для компенсации возрастающей продолжительности фаз 0Г и 0Ш возникает необходимость увеличения угла опережения зажигания. Для этого в системе зажигания карбюраторных двигателей предусмотрены специальные регуляторы (вакуумные и центробежные). Вакуумный регулятор позволяет увеличить угол опережения зажига- ния по мере снижения нагрузочного режима, а центро- бежный — при возрастании скоростного режима. Детонационное сгорание возможно в двигателях с вос- пламенением от электрической искры при определенных условиях. При этом работа двигателя сопровождается металлическими стуками, снижением мощности, неустой- чивостью частоты вращения коленчатого вала, появлением черного дыма в отработавших газах и перегревом. Дли- тельная работа двигателя с детонацией недопустима, так как может привести к прогоранию поршней; кроме того, в этом случае детали кривошипно-шатунного механизма воспринимают повышенные ударные нагрузки. Развитие процесса детонационного сгорания проте- кает следующим образом. Под воздействием высоких тем- ператур и давлений в сжимаемой несгоревшей рабочей смеси в результате реакций окисления образуются соеди- нения, называемые пероксидами. Скорость протекания этих реакций при высоких давлениях и температурах мо- жет возрасти настолько, что до прихода фронта пламенч в эту зону в ней возникает очаг воспламенения, который с высокой скоростью распространяется к соседним слоям, подготовленным к сгоранию прошедшими предпламенными 119
Рис. 56. Индикаторная диа- грамма карбюраторного дви- гателя при детонационном сгорании реакциями окисления. В ре- зультате появляются ударные волны, которые распростра- няются по камере сгорания со скоростью 1200—2300 м/с. По- падая в зоны, где предпламен- ные реакции близки к завер- шению, ударная волна вызы- вает детонационный взрыв. При этом полнота сгорания значи- тельно уменьшается. На инди- каторной диаграмме (рис. 56) линия расширения с—г—г' вблизи ВМТ имеет импульсный характер. Стуки двигателя при дето- национном сгорании возни- кают при ударах поршней о стенки цилиндров, а также при вибрации этих стенок в результате воздействия взрывных волн. Дым в отработавших газах появляется вследствие вы- горания масла при высокой температуре, термического разложения углеводородов и диссоциации продуктов сгорания, а перегрев двигателя и возможное прогорание поршней объясняются высокими давлениями и темпера- турами при больших скоростях движения газо~ в камере сгорания. Повышенная теплоотдача в стенки цилиндров и увеличение потерь энергии на диссоциацию продуктов сго- рания вызывают падение мощности двигателя. На детона- цию оказывают влияние: степень сжатия, форма камеры сгорания и расположение свечи зажигания, угол опереже- ния, состав смеси, материал поршня й головки цилиндров, частота вращения коленчатого вала, нагрузка двигателя, свойства топлива, нагарообразование, тепловое состояние двигателя, условия на впуске и выпуске, размер и число цилиндров. При увеличении степени сжатия повышаются давление и температура рабочей смеси в конце сжатия, что спо- собствует возникновению детонации Допустимое значе- ние е зависит от многих факторов; поэтому его выбор осу- ществляется с учетом антидетон ационных свойств топлива и конструктивных особенностей двигателя. В компактных камерах сгорания с центральным рас- положением свечи, зажигания длина пути распространения 120
пламени сокращается, опасность появления детонации уменьшается и допустимое значение е увеличивается. Сзечу зажигания в камере сгорания целесообразно разме- щать так, чтобы расстояние от электродов свечи до наи- более удаленных зон камеры было по возможности не- большим. При раннем зажигании в результате быстрого нараста- ния давления и температуры в цилиндре в начале сгора- ния, т. е. вследствие ускорения предпламенных реакций перед фронтом пламени опасность появления детонации возрастает. Коэффициент избытка воздуха, при котором наиболее вероятна детонация, зависит от свойств топлива и конст- руктивных особённостей двигателя. С учетом изменения оптимального угла опережения зажигания при изменении а, зависимость детонации от а значительно усложняется. Изготовление поршня и головки цилиндров из матери- ала с высоким коэффициентом теплопроводности снижает опасность детонации вследствие возрастания теплоотвода. Применение поршней из алюминиевого сплава (вместо чугунных) позволяет повысить а на 0,4—0,7; аналогичная замена материала головки цилиндров дает возможность дополнительно увеличить а на 0,5—0,6. При повышении частоты вращения коленчатого вала увеличивается коэффициент остаточных газов уг, воз- растает турбулизация свежего заряда и повышается ско- рость распространения пламени, следовательно, сокра- щается время на предпламенное окисление, возрастает скорость распространения пламени, снижается склонность двигателя к детонации. С уменьшением нагрузки и соответствующем прикры- тии дроссельной заслонки карбюратора увеличивается коэффициент остаточных газов) снижается давление4ра- бочей смеси в конце сжатия, что уменьшает опасность возникновения детонационного сгорания. При возрастании октанового числа допустимое значе- ние степени сжатия повышается. Для увеличения анти- детонационных свойств жидких топлив в них добавляют антидетонаторы. При отложении нагара на внутренних поверхностях стенок головки цилиндров и днищах поршней увеличива- ется степень сжатия и уменьшается отвод теплоты в стенки. По этой причине давление и температура смеси в конце сжатия повышаются, и опасность детонации усиливается. 121
При увеличении температуры охлаждающей жидкости возрастает температура внутренних поверхностей цилинд- ров, повышаются температура и давление смеси в конце сжатия, что увеличивает возможность возникновения детонации. Повышение гидравлических сопротивлений (дроссели- рование) на впуске и выпуске вызывает увеличение коэффи- циента остаточных газов и уменьшение возможность воз- никновения детонации. Повышение давления и температу- ры свежего заряда на впуске, а также подогрев горючей смеси обусловливают возникновение детонации. Поэтому при использовании наддува требования к антидетонаци- онным свойствам топлива повышаются. При больших диаметрах цилиндра путь пламени от свечи зажигания до наиболее удаленных зон камеры сго- рания увеличивается, возрастает возможность возникно- вения детонации. Многоцилиндровые двигатели имеют большую склон- ность к детонации, чем одноцилиндровые. Эго объясня- ется неравномерным распределением топлива по цилинд- рам, в цилиндрах, где a = 0,84-0,9, вероятность возни- кновения детонации повышается. В условиях эксплуатации детонацию устраняют при* крытием дроссельной заслонки, уменьшением угла one* режения зажигания или путем перехода на более высокий скоростной режим. Процесс сгорания в дизеле. Необходимым условием для совершенного протекания реакций горения в дизеле явля- ется тщательное предварительное смешение топлива с воз- духом. Наилучшее смешение обеспечивается, когда топ- ливо находится в газообразном или парообразном состоя- нии. Для получения качественной смеси из жидкого топ- лива необходимо осуществить его предварительное рас- пыл иванне и испарение. Распыленные частицы топлива, находящиеся в среде горячего воздуха, быстро нагрева- ются и испаряются. Пары топлива, возникающие при испарении частиц, диффундируют в окружающее про- странство, в результате чего образуется горючая смесь. Начальное воспламенение топлива в дизеле (само- воспламенение) — сложный процесс. Согласно одной из современных теорий, самовоспламенение происходит вследствие быстрого распада активных продуктов, обра- зующихся в топливовоздушной смеси в результате пред- варительного окисления углеводорода и последующего раз- 122
Рис. 57. Индикаторная диа- грамма дизеля, характери- стики ввода о и сгорания % топлива особенность рабочего часть топлива, nocrv- вития цепных реакций. При этом види лому пламени пред- шествует ряд предпламенных реакций, протекающих с по- глощением теплоты. Первичные очаги пламени в камере сгорания дизеля одновременно появляются в нескольких точках камеры, т. е. воспламенение топлива в дизеле является многооча- говым. Возникновение первич- ных очагов вызывает нагрев близлежащих участков смеси и общее повышение темпе- ратуры в цилиндре, что уско- ряет испарение остальных ча- стиц топлива и протекание предпламенных реакций в об- разующейся горючей смеси. Большая скорость сгорания топлива в первый период, обусловленная многоочаговым воспламенением, — характерная цикла дизеля. В дальнейшем пающего в среду горящего факела, воспламеняется прак- тически мгновенно. Однако условия горения этого топ- лива менее благоприятны, так как в процессе сгорания происходит постепенное загрязнение среды образующи- мися инертными газами. Скорость сгорания при этом за- висит от интенсивности подачи топлива в цилиндр и усло- вий поступления кислорода в зону горения. Последняя часть подаваемого топлива обычно сгорает на линии рас- ширения в условиях недостатка кислорода. Процесс сго- рания разделяют на периоды (фазы), которые целесооб- разна анализировать по индикаторным диаграммам в ко- ординатах р—<р. На рис. 57 представлены индикаторная диаграмма дизеля, закономерности изменения подачи о и сгорания % топлива, а также температуры Т рабочего тела по углу поворота коленчатого вала. Ординаты кри- вой и — f (<р) характеризуют количество топлива, по- данного в цилиндр к определенному моменту (в долях цик- ловой подачи), а ординаты кривой х = f (ф) — долю топ- лива, сгоревшего к данному моменту. 123
Первая фаза горения 0Г — период задержки воспла- менения — определяется углом поворота коленчатого вала от начала впрыскивания фя.впр (точка /) до момента, когда давление в цилиндре в результате выделения теп- лоты превышает давление при сжатии воздуха без впры- скивания топлива (точка 2 на диаграмме). В продолжительность периода задержки воспламене- ния входит время, необходимое для распада струи впры- скиваемого жидкого топлива на частицы, перемещения частиц в объеме камеры сгорания, нагрева, частичного испарения и перемешивания паров топлива с воздухом, а также время протекания предпламенных химических реакций. Образующаяся в камере сгорания смесь неодно- родна, что предопределяет наличие локальных объемов, в которых существуют благоприятные условия для вос- пламенения. Когда продолжительность периода задержки воспламе- нения превышает продолжительность впрыскивания топ- лива, в цилиндр до начала воспламенения подается все топливо, большая часть которого испаряется и перемеши- вается с воздухом. В результате объемного воспламенения этого топлива в цилиндре развивается высокое давление, чем и обусловлены большие нагрузки на элементы криво- шипно-шатунного механизма двигателя. На продолжительность первой фазы 0j влияют следу- ющие факторы: воспламеняемость топлива, оцениваемая цетановым числом (чем больше цетановое число, тем лучше воспла- меняемость топлива); давление и температура воздушного заряда, увеличение которых сокращает длительность 0t; тип камеры сгорания, определяющий условия распре- деления топлива по объему заряда и в пристеночных зо- нах камеры; интенсивность направленного движения заряда в ка- мере; увеличение интенсивности движения сокращает длительность 0j; тип распылителя, форсунки (форсунки закрытого типа, как правило, сокращают продолжительности фа- зы 0j); изменение скоростного и нагрузочного режимов ра- боты двигателя (с увеличением частоты вращения сокраща- ется время Tj задержки воспламенения, так как при этом повышаются давление и температура заряда, улучшается 124
процесс распиливания топлива; по углу поворота колен- чатого вала продолжительность фазы 0j растет). При увеличении нагрузки возрастает максимальная и средняя температура цикла, а следовательно, повышается температура двигателя, что приводит к уменьшению пе- риода задержки воспламенения (фазы 0j) и более плавному повышению давления в цилиндре при сгорании. Вторая фаза 0П — фаза быстрого горения — начина- ется с момента воспламенения и продолжается до дости- жения максимума давления (точка г на диаграмме). Фаза быстрого горения может рассматриваться как состоящая из двух периодов: в течение первого (линия 2—3) сгорает топливовоздушная смесь, подготовленная к воспламенению за 6Р При этом происходит быстрое тепловыделение и на- растание давления. Процесс сгорания во втором периоде (линия 3—г) лимитируется характером смешения топлива и воздуха и их соотношением в цилиндре двигателя. На развитие и длительность второй фазы сгорания ока- зывают влияние следующие факторы: количество и состояние топлива, поступающего в ци- линдр за фазы 0j и 0П (чем тоньше распиливание и выше скорость распространения частиц топлива по объему заряда, тем ’ интенсивнее тепловыделение и нарастание давления во второй фазе); скорость движения заряда (увеличение скорости за- ряда до оптимального значения способствует повышению тепловыделения во второй фазе; чрезмерное «перезавих- рение» уменьшает количество теплоты, выделяющейся за 0П); тип камеры сгорания; камера сгорания оказывает зна- чительное влияние на характер горения топлива во вто- рой фазе, что обусловлено количеством смеси, приготов- ленной к воспламенению за фазу 0j и после начала воспла- менения; изменение нагрузочного и скоростного режимов работы двигателя. При снижении нагрузки уменьшается продолжитель- ность второго периода фазы 0ц (линия 3--z), что обу- словлено уменьшением количества впрыскиваемого топ- лива и продолжительности его подачи. При увеличении частоты вращения сокращается время тп, так как при этом повышается качество распыливания, уменьшается продолжительность впрыскивания, по времени, возрастают давление и температура заряда. J25
Третья фаза 0Ш — горение при интенсивном смеши- вании воздуха с топливом — начинается в момент дости- жения максимального давления рг и завершается в момент максимума температуры 7\ цикла (точка 4). В третьей фазе топливо подается в пламя. Период задержки воспла- менения впрыскиваемых порций топлива сравнительно невелик. Горение развивается при увеличивающемся объеме рабочего тела, поэтому давление в цилиндре па- дает медленно. На развитие третьей фазы горения влияют следующие факторы: качество распыливания и количество топлива, впрыски- ваемого после начала горения. Если впрыскивание топ- лива завершается до начала третьей фазы, то количество теплоты, выделяемой в этой фазе, незначительно; скорость движения воздушного заряда. Увеличение скорости движения заряда до оптимального значения по- вышает тепловыделение в третьей фазе. При большем зна- чении этой скорости в связи с неравномерным распределе- нием топлива по объему заряда и переносом продуктов сгорания из одной зоны горения в другую тепловыделе- ние в третьей фазе снижается, повышаются неполнота сгорания и степень дымления двигателя; наддув, который позволяет увеличить тепловыделение в фазе 0Ш, причем количество теплоты, выделяющейся в этой фазе, может превышать количество теплоты, выде- ляющейся во второй фазе; частота вращения коленчатого вала. Повышение ча- стоты вращения интенсифицирует подачу и распыливание топлива, увеличивает скорость движения заряда. Продол- жительность третьей фазы по времени сокращается. Четвертая физа 0iv — догорание — начинается с мо- мента достижения максимальной температуры цикла до окончания тепловыделения (точка 5 диаграммы). В этой фазе взаимное столкновение частиц топлива и окислителя затруднено. В заряде содержится много сажи, образовав- шейся в течение первых двух фаз сгорания. На развитие четвертой фазы влияют следующие фак- торы: турбулентное движение заряда, увеличение которого повышает вероятность контакта частиц топлива и окисли- теля, т. е. снижает продолжительность догорания; неоднородность распыливания порций топлива, впры- скиваемых в конце процесса, нечеткое завершение про- 128
о ВИТ л Рис. 58. Схема определения жесткости IFp по индикатор- ной диаграмме: -----— при сгорании топли- ва; _____ беа сгорания топлива цесса спрыскивания, а также дополнительное впрыскивание топлива задерживают процесс горения. При этсч не только ухудшается использование теп- лоты, но и снижается надеж- ность работы двигателя; попадание топлива на «хо- лодные» поверхности внутрици- линдрового пространства обыч- но вызывает «затягивание» до- горания топлива. Поэтому уве- личение нагрузки двигателя до его прогрева нежелательно; наддув, как правило, при- водит к «затягиванию» до- горания из-за увеличения про- должительности впрыскивания увеличенной цикловой подачи топлива, неизбежной при использовании наддува. Жесткость работы двигателя. Под жесткой работой двигателя понимают работу, при которой давление сгора- ния в цилиндре нарастает чрезвычайно быстро. Такой характер изменения давления сгорания, сопровождаю- щийся значительным увеличением максимального давле- ния цикла рг, позволяет увеличить мощность и улуч- шить топливную экономичность двигателя. Однако при этом элементы кривошипно-шатунного механизма подвергаются значительным ударным воздействиям, воз- растает механическая нагруженность двигателя, сни- жается его надежность, при работе появляются стуки. Скорость повышения давления при сгорании оценива- ется приращением давления Др в МПа на градус поворота <р коленчатого вала Др/Д<р == Ц7р. Жесткость Wp на раз- вернутой индикаторной диаграмме (рис. 58) можно пред- ставить как тангенс угла наклона касательной к линии сгорания. Максимальное значение Wp для дизелей составляет 1,0—1,5 МПа/0; для карбюраторных двигателей < < 0,24-0,3 МПа/0. Для дизелей Wp зависит от продолжительности периода задержки воспламенения Л<рмд и количества топлива Овед, поступающего в цилиндр за этот период. 1ЯГ
Чем больше топлива скапливается в цилиндре до на- чала воспламенения, тем полнее завершаются процессы смесеобразования и предпламенных реакций окисления, тем больше выделяется теплоты во время второй фазы сгорания и тем выше Wp. Одновременно с возрастанием Wp при повышении озад увеличиваются максимальное давление сгорания рг и степень повышения давления Ь ~.Рг1рс- При большой жесткости работы двигателя возможна поломка поршневых колец, нарушение смазки подшипни- ков7^ и другие явления, ведущие к аварии. Уменьшение жесткости работы возможно при снижении количества топлива ст8ад и сокращении периода задержки воспламенения Дфзад. Термодинамический расчет процесса сгорания. Подвод теплоты к рабочему телу в действительном цикле про- исходит по сложной закономерности £ = / (ф). определяе- мой развитием процесса сгорания во времени. Расчет про- цесса сгорания, основанный на этой зависимости, очень сложен. Для практических целей действительная законо- мерность подвода теплоты заменяется условной, характер- ной для типичных термодинамических циклов. Для карбюраторных двигателей сгорание основного количества топлива происходит при относительно малом изменении объема цилиндра, а общая продолжительность процесса сгорания, как показывают исследования, срав- нительно невелика. Поэтому расчет процесса сгорания для карбюраторного двигателя осуществляется в предполо- жении подвода теплоты только при постоянном объеме (рис. 59, а). Для дизелей процесс сгорания рассчитывается в пред- положении смешанного подвода теплоты (рис. 59, б). При этом принимают, что часть теплоты (Q^) подводит- ся к рабочему телу при постоянном объёме, а часть (Qy~z) — при постоянном давлении. Использование упрощенных способов подвода теплоты оправдано лишь в тех случаях, когда расчетный цикл близок к действительному. Степень сходимости расчетного и действитетьного циклов зависит от того, насколько пра- вильно выбран коэффициент подвода теплоты для точ- ки г расчетного цикла. Значения коэффициента подвода теплоты изменя- ются для карбюраторного двигателя в пределах 0,85— 0,95; а для дизелей — 0,7—0,88. 128
Рис. 59. Индикаторные диаграммы процесса сгорания: а — карбюраторного двигателя; б — дизеля; -----расчетные;--------— действительные При < 1 количество теплоты подведенной к рабочему телу и расходуемое на повышение внутренней энергии и совершение работы, всегда меньше теплотвор- ной способности Ни топлива, введенного в цилиндр. Это объясняется незавершенностью процесса сгорания к мо- менту, когда поршень находится в ВМТ, и наличием теп- ловых потерь. При расчете процесса сгорания назначается на ос- новании экспериментальных данных, полученных при испытаниях однотипных двигателей. При выборе необходимо учитывать тип двигателя, частоту вращения, способ и качество смесеобразования и другие факторы, определяющие процесс сго- рания. Уравнение сгорания для расчетного цикла с подводом теплоты при V = const. В соответствии с расчетной схемой цикла (рис. 60) под- веденная теплота расхо- дуется только на увеличение внутренней энергии рабочего тела на участке с—z цикла, т. е. Qi = Ut - Uc. (47) Расчетный цикл с подво- дом теплоты при V = const Б Богданов С. Н. и др. Рис. 60. Расчетная схема про- цесса сгорания с подводом теп- лоты при V = const 129
является прототипом действительного цикла карбюратор- ного двигателя. На определенных режимах эти двигатели работают при а < 1, причем количество теплоты, выделя- емой при сгорании 1 кг топлива На, в этих условиях мень- ше теплотворной способности топлива Ни за счет теорети- ческой неполноты сгорания. При этом количество теп- лоты Q1( подведенное к рабочему телу, Qi = ЪНа, где На = а Еа — коэффициент, учитывающий мень- шее выделение теплоты при сгорании топлива, когда а < < 1. С учетом предыдущего выражения имеем Qi = &Л (48) Изменение внутренней энергии рабочего тела Uz — — Ue определим без учета внутренней энергии паров топ- лива в свежем заряде, считая, что внутренняя энергия 1 кмоля смеси свежего заряда и остаточных газов U' равна внутренней энергии 1 кмоля воздуха U Цо, т. е. Ut-Uc^MzU"^-MeU'[ae^ А = (Mt + М,) U" f 4- Mr) и f, (49) где Mz -— количество киломолей рабочего тела в точке г цикла, равное сумме соответствующих количеств продук- тов сгорания Мг и остаточных газов Мг, Mz — М2 4- Л4Г; U* |о* — внутренняя энергия 1 кмоля продуктов сгора- ния при температуре Т,; Ме — количество киломолей рабочего тела в момент с цикла, равное сумме соответству- ющих количеств свежего заряда и остаточных газов М,, Мс = Л4Х + Mr; {7|qc — внутренняя энергия 1 ки- ломоля рабочего тела при температуре Тс. После подстановки выражении (48) и (49) в выражение (47) имеем Ши == (М2 + Mr) U” f + Мг) и |JC. Решив полученное выражение относительно U- Н*, получим уравнение сгорания для цикла с подводом теплоты при V — const Г + и Гс 1 — = U" Гх. (501 L М,. (1 + уг) J |o J н |о 4 f 130
Рис. 61. Изменение внут- ренней энергии U | о воз- духа Рис. 62, Изменение внутренней энергии продуктов сгорания жид- ких топлив нефтяного происхожде- ния U" | J при а 1 количество теплоты Qu г впт v Рис. 63. Расчетная схема процесса сгорания при сме- шанном подводе теплоты Уравнение (50) используем для определения максималь- ной температуры цикла Тг. Для этого внутреннюю энер- гию свежего заряда U |о° при температуре Те вычисляют для воздуха по графику (рис. 61). Определив численное значение левой части уравнения, находят тем самым внутреннюю энергию 1 киломоля продуктов сгорания По графику U" |о = f (Т, а) (рис. 62) опреде- ляют величину Тг. Уравнение сгорания для расчетного цикла с подводом теплоты при V — const up — const-Щля принятого рас- четного цикла (рис. 63) общее подведенной к рабочему телу за цикл, суммируется из теп- лоты Qe_y, подведенной на участке с — у, и теплоты Qw, подведенной на участке y—zt т. е. Ql = Q.c-y + Qjr-z- Подведенная теплота рас- ходуется на увеличение энер- гии рабочего тела на участке с—у—z цикла и на соверше- ние работы расширения на участке у—z. 5* 131
В соответствии с первым законом термодинамики Q1^Uz-Ue-Wll.z, (51) где Ut и Ua — внутренняя энергия рабочего тела в точ- ках соответственно г и с цикла: — работа, совер- шаемая рабочим телом на участке у—г цикла и количест- венно пропорциональная заштрихованному участку диа- граммы. Количество теплоты, подведенной к рабочему телу, Qi = ^u. (52) Изменение внутренней энергии рабочего тела на ли- нии с—у—г иг-ие~мги"^-меи[ас. Учитывая, что Mz = М2 4- Мг, а Ме = Л1Г + Мт, имеем ^-^с = (Л1а + Л4г)£/"|ог-(^1 + ^)^|оС- (53) Работа, совершаемая рабочим телом на участке у—г цикла, Wu_z = Pz (К - Ус) = pzV г - pzVe = pzVz - kpeVc, где X = pz/pe — степень повышения давления при сгора- нии. Выражая произведения pzVz и pcVe по уравнению Менделеева, получаем Wy_z = 8314МгТг - 8314ХЛ4 с7\ = = 8314 (Л4а + Mr) Т. - 8314 (Мх + Мг) Те. (54) Подставив полученные выражения (52)—(54) в урав- нение (5.1), имеем &Ни = (М2 + Л1Г) U" - (Мх + Мг) и + + 8314 (М2 + Л4Г) Тг - 8314 (Л4Х + Мг) Тс. После преобразований последнего выражения получим + и + 83'4^' - н (У-+ 83147.). Заменив Мг + Мг = Л4Х (1 + у,) и имея в виду, что в общем случае t/”|^ + 8314Tz= /"|^, 132
Рис. 64. Изменение теплосодержания Г | J продуктов сгорания жид- ких топлив нефтяного происхождения при а 1 и теплосодержания 1|о воздуха где J" |q* — теплосодержание 1 кмоля продуктов сгора- нр:я при температуре Tz, получим Г WL* и |-с+8,314ХТС1 — = Г Гг. (55) I Мл (1 + уг) ~ Io J М 10 ' Уравнение (55) называется уравнением сгорания рас- четного цикла со смешанным подводом теплоты. Макси- мальная температура цикла Tz рассчитывается по урав- нению (55) так же, как и для цикла с подводом теплоты при V = const. Определяем численное значение левой части уравнения; значения и X выбирают в соответствии с типом и особенностями двигателя, а внутреннюю энер- гию воздуха U\r<r = f(T) определяют, используя гра- фик (см. рис. 61). Численное значение левой части уравнения (55) равно теплосодержанию 1 киломоля продуктов сгорания Г С помощью графика /" = f (Т, а) (рис. 64) по известному теплосодержанию можно определить тем- пературу Tz. Положение точки г расчетного цикла с под- водом теплоты при V = const и р = const (см. рис. 63) зависит от давления pz и объема Vz. 133
Максимальное давление цикла Рг = *-Рс' Для определения объема V, необходимо рассчитать степень предварительного расширения • Р = V_/Vo = (ИД) (Тг/Тс), откуда Уг = PVC= (-pzX)(7\/Te)Vc. Для расчетного цикла с подводом теплоты при V = «= const (см, рис. 60) объем Vz = Vc, р = 1. Давление pz для данного цикла Рг = Ар0 = [Л (TJTC) рс. Расчетные значения параметров процесса сгорания на номинальном режиме приведены ниже. а................................ Р................................................. Рг, МПа........................................... Tz, К ........................................... Карбюратор’ ные дви- гатели 0,8—0,95 0,85—0,95 3—4,5 1 3—6 2300—2900 Дизели (без над» дува) 1,2—1,8 0,7—0,88 1,4—2,4 1,6—1,1 6—9 1900—2400 При работе двигателей с наддувом рг и Тг возрастают пропорционально степени наддува и температуре сжатого свежего заряда, подаваемого в цилиндр двигателя. § 4. ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ При расширении часть тепловой энергии, под- веденной к рабочему телу при сгорании топлива, преобра- зуется в механическую и расходуется на совершение ра- боты. В реальных условиях расширение начинается в ВМТ и в начальной стадии протекает одновременно о процессом сгорания. При рассмотрении расчетных циклов исследо- вание процесса расширения ограничивают участком г—b цикла (см. рис. 60 и 63). К числу факторов, определяющих развитие процесса расширения, относятся продолжающееся после точки г цикла тепловыделение, обусловленное догоранием топ- лива, и теплоотдача в стенки цилиндра. При этом соот- ношение между количеством теплоты, подведенной к ра- 134
бочему телу и отведенной от него, непрерывно меняется. На процесс расширения влияют также утечка газа, выз- ванная неплотностями, изменение интенсивности диссо- циации и теплоемкости рабочего тела. Таким образом, расширение рабочего тела следует рассматривать как политропный процесс с переменным показателем политропы п'. Однако вследствие трудностей, возникающих при использовании переменных значений п', при расчетах действительный процесс расширения заме- няют условным с некоторым средним по значению пока- зателем Пг- В зависимости от типа двигателя и режима его работы средние показатели политропы расширения = 1,18-5- -5-1,32. Начальные и конечные параметры рабочего тела в про- цессе расширения расчетного цикла связаны рзвестными *, термодинамическими соотношениями Учитывая, что v2- = р в р/е> У а У а получаем Для карбюраторных двигателей р =s 1, поэтому Рг . у______Tz 1Ь Ориентировочные значения параметров рабочего тела 9 конце расширения карбюраторного двигателя и для Четырехтактного дизеля без наддува приведены в табл. 6. Таблица 6 Двигатели pfj, МПа ть, К Карбюраторные 1,24-1,32 0,4—0,5 1300—1700 Дизели 1,18—1,26 0,3-0,4 1000-1300 $
§ 5. ПРОЦЕСС ВЫПУСКА В процессе выпуска отработавших газов внут- рицилиндровую полость необходимо сообщать с атмо- сферой. Для этой цели используются выпускные устрой- ства (клапаны). В четырехтактных двигателях выпускные клапаны открываются в такте расширения за 30—70° до НМТ (см. рис. 46, точка bi). В первый период выпуска, начинающийся в точке и заканчивающийся после НМТ, происходит свободное истечение газов под действием больших перепадов давления (Ар = рциЛ — рр). Вслед- ствие высоких скоростей истечения и больших проходных сечений в результате опережения открытия выпускного клапана в этот период из цилиндра удаляется значитель- ная часть (до 60—70 %) отработавших газов. Опережение открытия выпускного клапана выбирают не только из соображений лучшей очистки цилиндра, но и для уменьшения энергетических потерь цикла (рис. 65). Чрезмерно раннее открытие клапана уменьшает полезную работу цикла (см. штрихпунктирную кривую от точки Ы). Слишком позднее открытие клапана (напри- мер, в НМТ точка bi) обусловливает повышение потерь на совершение такта выпуска (штриховая линия от точки Ь'{). Оптимальному значению угла опережения открытия выпускного клапана (сплошная линия от точки соот- ветствует минимальная площадь (заштрихованная часть диаграммы). Угол подбирают экспериментально. Чем быстроходнее двигатель, тем больше угол опережения от- крытия выпускного клапана. Второй период выпуска характеризуется принудитель- ным вытеснением газов из цилиндра поршнем, движущимся к ВМТ. Закрывается выпускной кла- пан обычно с некоторым запазды- ванием относительно ВМТ (см. рис. 46, точка Ь2). Для двига- телей без наддува запаздывание закрытия выпускного клапана составляет 5—40°, что улучшает очистку цилиндров (большие про- ходные сечения к концу вытал- кивающего действия поршня, использование инерционности по- тока на участке г—Ь2). Рис. 65. Влияние момента открытия выпускного кла- пана на протекание линии выпуска 136
В процессе выпуска часть газов (остаточное газы) остается в цилиндре, перемешивается с воздушным заря- дом и участвует в совершении следующего цикла. Пара- метры остаточных газов с некоторым допущением можно считать одинаковыми с параметрами газов, соответствую- щими точке г. Отработавшие газы удаляются из цилиндра двигателя с большой скоростью, что создает шум. Для уменьшения уровня шума на выпускном трубопроводе устанавливают глушитель, в котором газы расширяются, скорость их уменьшается, и они выбрасываются в атмосферу с меньшим уровнем шума. Использование глушителя создает допол- нительное сопротивление на выпуске. В момент открытия выпускных устройств отработав- шие газы имеют сравнительно высокие температуру и давление (для дизелей Тт =» 8004-1100 К; для карбю- раторных двигателей Тг = 1000ч-1300 К). Давление опре- деляется гидравлическим сопротивлением выпускных устройств. С отработавшими газами теряется большое количество теплоты, часть которой можно использовать при наддуве. Для этого в выпускной тракт двигателя уста- навливают турбину; ее мощность достаточна, для привода нагнетателя. Использование турбины увеличивает со- противление на выходе из двигателя, однако это компен- сируется эффектом от применения наддува. § 6. УМЕНЬШЕНИЕ ЗАГРЯЗНЕННОСТИ АТМОСФЕРЫ ОТРАБОТАВШИМИ ГАЗАМИ ' Отработавшие газы двигателей, выбрасываемые в атмосферу, содержат следующие компоненты, вредные для здоровья человека: окись углерода СО, образующаяся в результате не- полного сгорания топлива. В карбюраторных двигателях при работе на обогащенной смеси (а < 1) количество СО по объему от общего количества продуктов сгорания составляет 6 %. В дизелях (когда на всех режимах а > 1) СО образуется значительно меньше (0,2—0,5 %); окись NO, двуокись NO2 и другие оксиды азота, со- ставляющие в карбюраторных двигателях до 0,5 % и в дизелях до 0,25 %; сернистый ангидрид SO2, который в зависимости от содержания серы в топливе, составляет в карбюраторных двигателях до 0,008 % и в дизелях до 0,03 %; 137
альдегиды, которые в карбюраторных двигателях со- ставляют до 0,03 %, а в дизелях до 0,002 %; бензопирен (в очень малых концентрациях). По воз- действию на организм человека он не менее опасен, чем другие токсичные компоненты в большом количестве; соединения свинца, образующиеся при работе двига- теля на этилированном бензине; сажа — продукт крекинга (разложения) молекул топ- лива под воздействием высокой температуры при недо- статке кислорода, составляющая в карбюраторных дви- гателях до 0,05 %, а в дизелях —до 0,25 %. Для снижения количества выбрасываемых в атмосферу вредных соединений применяют различные методы улуч- шения процессов смесеобразования, воспламенения и сгорания, уменьшающие образование токсичных компо- нентов, и методы обезвреживания отработавших газов. Улучшение процессов смесеобразования, направлен- ное на обеспечение необходимого состава горючей смеси, соответствующего режиму работы двигателя, и равномер- ного распределения топлива в воздухе достигается совер- шенствованием конструкции карбюраторов, в том числе многокамерных, а также применением пневматического распиливания топлива под давлением, ультразвука и различных механических устройств. Для улучшения рас- пиливания топлива в карбюраторе использую^ электрон- ные системы регулирования, подогрев топлива или топ- ливовоздушной смеси на различных участках впускной системы. Количество выбрасываемых отработавших газов умень- шается при применении в карбюраторах экономайзера принудительного холостого хода с электронным управ- лением, который включает подачу топлива при пере- ключении передач и на режимах торможения. Процессы воспламенения и сгорания улучшаются при форкамерно-факельном зажигании, при котором достига- ется устойчивая работа двигателя на бедных смесях. При этом не только повышается экономичность двигателя, но и уменьшается количество токсичных компонентов в составе отработавших газов. Токсичность отработавших газов в значительной сте- пени зависит от регулировки карбюратора й системы за- жигания в карбюраторных двигателях или насоса и фор- сунок в дизелях. Для обезвреживания отработавших газов в выпускной системе применяют дополнительные 138
устройства, которые улавливают или нейтрализуют ток- сичные компоненты, одновременно выполняя функции глушителя. • Устранение выбросов картерных газов в атмосферу достигается использованием замкнутых систем вентиля- ции с отводом картерных газов во впускную систему двигателя. ГЛАВА 9. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ И ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ Для оценки степени совершенства рабочего цикла и работы двигателя, а также для сравнения двига- телей по их экономичности и эффективности использо- вания рабочего объема цилиндра используются различные показатели. § 1. ПОКАЗАТЕЛИ, ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ РАБОЧИЙ ЦИКЛ Оценка эффективности использования рабочего объема цилиндров двигателя и степени преобразования выделяемой теплоты в полезную работу внутри цилиндров осуществляется с помощью индикаторных показателей. Часть тепловой энергии, выделяющейся при сгорании топ- лива, в процессе расширения при осуществлении рабочего цикла преобразуется в полезную работу газа внутри цилиндра двигателя. Такую работу называют индикатор- ной. Индикаторная работа соответствует площади инди- каторной диаграммы (рис. 66), заключенной между ли- ниями сжатия и расширения (сплошные линии). Индика- торная диаграмма расчетного цикла строится по парамет- рам рабочего тела в характерных точках, полученным из теплового расчета. Площадь индикаторной диаграммы, заключенная ме- жду линиями, соответствующими тактам впуска и выпу- ска, эквивалентна работе, затраченной на процесс га- зообмена («насосные» потери). Эти потери относятся к ме- ханическим. Отличия расчетных индикаторных диаграмм (сплошные линии) от действительных (штриховые линии) учитываются специальным коэффициентом скругления <р( индикаторной диаграммы. «Скругление» диаграмм рас- 139
Рис. 66. Действительные и расчетные индикаторные диаграммы: а — карбюраторного двигателя; б — дизеля; — — расчетный цикл; — —------реальный цикл четного цикла вблизи характерных точек вызывает умень- шение площади индикаторных диаграмм за процессы сжатия и расширения. В этом случае Wt = <ptW'h где Wt и Wi — индикаторная работа соответственно дей- ствительного и расчетного циклов за процесс сжатия и расширения, Дж/ц. Коэффициент скругления <рг зависит от типа двигателя и изменяется от 0,92 до 0,97. Более низкие значения <pf соответствуют дизелям и высокооборотным карбюратор- ным двигателям. Индикаторная работа Wt зависит от размеров ци- линдра, степени сжатия, частоты вращения коленчатого вала, способа смесеобразования и т. п. Работа Wt не ха- рактеризует эффективность использования рабочего объ- ема двигателя. < Среднее индикаторное давление pt (в МПа) представ- ляет собой индикаторную работу за цикл Wt (в Дж), отнесенную к единице рабочего объема цилиндра УЛ (в л), т. е. Pi = 10-3(^/Vft)- (56) В практике этот показатель удобно-использовать для оценки степени эффективности использования рабочего объема цилиндра. но
Среднее индикаторное давление р{ можно получить пу- тем обработки индикаторных диаграмм. Для этого опре- деляют площадь а—с'—г'—Ьг—Ь'—а диаграммы, равную площади Г, прямоугольника 1—2—3—4—1, которую де- лят на длину I основания диаграммы. Полученная вели- чина представляет собой с учетом масштаба среднее инди- каторное давление pt, т. е. • Pi = где pt — в МПа; тр — масштаб диаграммы по оси орди- нат, (в МПа/мм). Величина может быть определена по параметрам рабочего тела в характерных точках расчетного цикла. Работа в процессе сжатия и расширения W'J = Wp — ^ож = - Wz_b - Wa-C. (57) Работа политропного расширения Wp с некоторым средним показателем политропы применительно к ци- клу со смешанным подводом теплоты (рис. 66) Wp = + Wz~b = (pzVz - pzVc) + + -zv-L j- (РУ* ~ PbVb) = С учетом известных соотношений, получим = We (р - 1) + (1 - (р/е)^-1]. (58) Работа политропного сжатия = ^а-с = -~^—{Рсуа - PaVa) = РсУс / < _ РдУа \ «1 — 1 V PcVc )’ Учитывая, что Ра Уд _ Рд __ / Ус _____ 1 PcVc . Те ~ \ Уд / “ е«{-1 ’ получаем »f=r). <59) 1 I ei / Подставив выражения (58) и (59) в формулу (57) после соответствующих преобразований, получим урав- 141
некие для определения pt цикла со смешанным подводом теплоты, т. е. Для расчетного цикла с сообщением теплоты при V = = const (р = 1) имеем ра г / * 1 \ Pi ~ ф«Т-Гр; -1 у (60) После преобразований формула (60) примет вид — 1 (1 — 1° 1 «1—1 k1 T7/J- Ниже приведены значения среднего индикаторного давления (в МПа) для двигателей без наддува: Карбюраторные двигатели ..................0,75—1,1 Дизелю четырехтактные ...........................0,75—1,0 двухтактные...........................0,6—0,8 Индикаторная мощность Р{ — это мощность, разви- ваемая газами в цилиндрах двигателя. Работа 1F? (в Дж) газов за один цикл во всех i-x ци- линдрах W? = 103PiVhi = 103PiVn, где Ул — рабочий объем двигатедя (в л), a Pt в МПа. При переходе от работы за один цикл к мощности необходимо последнее выражение умножить на число циклов в секунду, тогда индикаторная мощность Pt (в кВт) п ___ twS п______PtVgn J-l ~ Wl 30т ~ 30т 1де т — коэффициент тактности цикла (для четырехтакт- ного цикла т = 4, для двухтактного т = 2); pt в МПа; Ул в л. 142
Индикаторный КПД r)t, характеризующий экономич- ность действительного цикла, представляет собой отно- шение количества теплоты эквивалентной индикатор- ной работе Wlt ко всей теплоте Qo топлива, затраченной на получение этой работы, т. е. 3/ = Qt/Q0= №г/(ДОт.цЯи), _ (61) где Дбт. ц —цикловая подача топлива, кг; Wt в Дж; Ии в Дж/кг. Индикаторный КПД г]; всегда меньше термодинами- ческого КПД гн вследствие дополнительных потерь в действительном им кле, не учитываемых при определе- нии T]f. К таким потерям относятся теплоотдача в пере- городке, потери теплоты, обусловленные неполным и не- своевременным сгоранием топлива, диссоциацией про- дуктов сгорания. Для оценки степени уменьшения использования теп- лоты в действительном цикле по сравнению с термодина- мическим вводится относительный КПД т)0 = пЛь. Кроме индикаторного КПД экономичность действи- тельного цикла характеризуется индикаторным удель- ным расходом топлива (в г/(кВт-ч)] gi = 103GT/P{, где GT — часовой расход топлива, кг/ч. Связь между т]| и gi устанавливается с помощью вы- ражения (61), представленного в виде = VWW = з,б. ю3/(ад, где W4{ — индикаторная работа за 1 ч (МДж/ч); Ни — в МДж/кг; GT в кг/ч. Основными факторами, влияющими на г|(, являются степень сжатйя, коэффициент избытка воздуха, степень повышения давления при сгорании , а также закономер- ность сообщения теплоты рабочему телу. Уравнение связи pt с т)*, а и т|0А, имеет большое зна- чение в теории двигателя, так как оно позволяет проана- лизировать влияние того или иного показателя как на среднее индикаторное давление, так и на экономичность рабочего цикла. Для установления этой связи используем выраже- ние (61) в виде Wt = Ни AGT,4iqt. 143
Подставив последнее выражение в уравнение (56), по- лучим Pi — (Ни AG?, q(\i)/Vft. Выразим цикловую подачу топлива ДОТ. ц в зависи- мости от цикловой подачи воздуха AGB, п и коэффициента избытка воздуха а и, подставив полученное выражение в предыдущее уравнение, получим Pt = (62) При использовании уравнения (62) для анализа влияния входящих в него показателен на среднее инди- каторное давление pt следует учитыат что Hulat0 ха- рактеризует количество теплоты, приходящееся на еди- ницу массы свежего заряда. Это отношение определяется коэффициентом избытка воздуха а, так как отношение HJln для различных жидких топлив изменяется незна- чительно. Уменьшение а вызывает увеличение количества теп- лоты, подводимой к единице массы воздушного заряда, а при прочих равных условиях повышение pt. Произведение коэффициента наполнения т]ок на плот- ность свежего заряда рк представляет собой удельное количество свежего заряда, приходящегося на единицу рабочего объема цилиндра. Возрастание произведения т]0/срк, зависящего как от совершенства процесса впуска, так и от параметров рк и Тк свежего заряда, приводит к пропорциональному возрастанию pt при постоянных значениях коэффициента избытка воздуха а и индикатор- ного КПД iqt. Увеличение гр при прочих равных усло- виях повышает среднее индикаторное давление. При рассмотрении в конкретных условиях влияния того или иного показателя на pi необходимо учитывать взаимосвязь данного показателя с другими. Так, умень- шение а, повышая отношение Ни/(а1п), однбвременно приводит к снижению индикаторного КПД т]г, что объ- ясняется ухудшением условий процесса сгорания топлива, а также увеличением потерь теплоты в систему охлажде- ния и с отработавшими газами. Анализируя влияние а на величину среднего индикаторного давления, необхо- димо учитывать не только прямое влияние а на pit но и косвенное (через изменение зависимой от а величины пр). Влияние т]ок на pt следует рассматривать, учитывая тип двигателя. Для карбюраторного двигателя измене- 144
ние T]OfC непосредственно влияет на ph так как при этом изменяется количество горючей смеси, подаваемой в ци- линдр двигателя. Для дизеля изменение коэффициента наполнения т]ок при постоянной цикловой подаче топлива вызывает изменение pt в основном за счет некоторого уменьшения или увеличения r]f вследствие изменения коэффициента избытка воздуха а. Значения индикаторного КПД г], и индикаторного рас- хода воздуха gt карбюраторных двигателей и дизелей без наддува приведены ниже. пг Si Карбюраторные двигатели............ 0,25—0,38 220—300 Дизели.............................0,38у0,5 170—220 § 2. ПОКАЗАТЕЛИ, ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ РАБОТУ ДВИГАТЕЛЯ Часть индикаторной мощности Pt двигателя, расходуемая на преодоление различных сопротивлений внутри двигателями на привод вспомогательных агрегатов (водяного, масляного, топливного насосов и т. п.), назы- вается мощностью механических потерь РП; другая часть индикаторной мощности, снимаемой с коленчатого вала двигателя, называется эффективной мощностью Рв и расходуется на совершение внешней работы, т. е. Pe = Pt- Рм. (63) По аналогии со средним индикаторным давлением pt эффективной мощности Ре и мощности механических потерь Рм соответствуют средние удельные давления, определяемые из соотношений п __ Ре^лп „ п ____ Рм^л71 ----зоГ~ И м-------зот~’ где рв — среднее эффективное давление (в МПа); рм — среднее давление механических потерь (в МПа). В соответствии с формулой (63) Ре = Pi - Рм- Мощность механических потерь состоит из следую- щих мощностей: мощности Р'к, затрачиваемой на преодоление трения в элементах кривошипно-шатунного механизма, на при- вод вспомогательных агрегатов, а также на преодоление 145
аэродинамического сопротивления движению элементов двигателя; мощности РНас» затрачиваемой на осуществление про- цессов газообмена; мощности Рнаг) затрачиваемой на привод нагнета- теля (для двигателей с наддувом) или продувочного на- соса (для двухтактных двигателей). Мощность механических потерь Ры — РЫ + Рнас Н- Рнаг или Рм ~ Ри Рнас Ч~ Рпаг> где р'ы, рНас и рНаг — средние давления, соответству- ющие Р'и, р нас И Рнаг • Относительное уменьшение индикаторной мощности Pt за счет мощности механических потерь Рм оценивается механическим КПД, причем Численные значения мощности механических потерь Рм определяются экспериментально и расчетом. Из числа экспериментальных методов определения Рм наиболее распространены индикаторный метод, метод прокручива- ния коленчатого вала двигателя и метод выключения цилиндров. Первый метод определения механических потерь за- ключается в определении мощности Ры по разности инди- каторной и эффективной мощностей. Индикаторная мощ- ность вычисляется по результатам обработки индикатор- ной диаграммы, полученной при испытаниях двигателя. Второй метод определения Ры основан на прокручи- вании коленчатого вала двигателя от постороннего источ- ника при выключенном зажигании (или выключенной подаче топлива). Мощность механических потерь опре- деляется затратами энергии на прокручивание коленча- того вала. “ Третий метод определения Рм основан на последова- тельном выключении отдельных цилиндров. Мощность механических потерь определяется по изменению эффек- тивной мощности двигателя при последовательном вы- ключении отдельных его цилиндров. При определении Ри обычно применяют второй и тре- тий методы. При индикаторном методе определения Рм наблюдаются большие погрешности. 146
Эффективный КПД i]e и удельный эффективный рас- ход топлива ge. Эффективная топливная экономичность двигателя в целом оценивается эффективным КПД т]в или удельным эффективным расходом топлива ge. Эффективным КПД называют отношение количества теплоты Qe, преобразованной в эффективную работу 1Уе, ко всей подведенной теплоте Qo, т. е. 9 Qo Афг. xjHи После преобразований полученного выражения окон- чательно т]в = 3,6- 10«/(Яи(?е), где ga — (GT/Pt) 103 [в_г/(кВт-ч)] — удельный эффектив. ный расход топлива. Выразив эффективную мощность Ра через Pjt|M, полу- чим связь между всеми КПД двигателя = 3,6.103(Р,Ям)/(ДиСт) = ТЬЯм = 1ЬЯоЯм> где т]4, т]0 и Ям — соответственно термодинамический, относительный и механический КПД двигателя. Уравнение связи ра с г]в, т]рк и а можно получить из уравнения (62), выразив pt через рв/цм, т. е. Рв = ПгПмПокРк- (64) Уравнение (64) справедливо как для четырехтактных, так и для двухтактных двигателей. Литровая мощность. Для оценки эффективности ис- пользования рабочего объема цилиндра применяют ли- тровую мощность Рл (в кВт/л), представляющую собой отношение эффективной мощности Ра к рабочему объему (в л) р*<65> Уравнение (65) показывает, что литровая мощность, определяющая степень форсирования двигателя, может быть увеличена при повышении среднего эффективного давления ре, частоты вращения коленчатого вала п. В табл. 7 приведены эффективные показатели дизелей и карбюраторных двигателей без наддува при работе на режиме максимальной нагрузки. 147
Таблица 7 Двигатель ов, МПа п. % йе, г/(кВт. ч) 1м- % Карбюраторный 0,65—1,0 23—29 290—350 75-85 Дизель 0,6—0,9 29—40 230—280 70—82 § 3. ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ Йз общего количества теплоты, вводимой в дви- гатель, только часть ее (20—40 %) расходуется на совер- шение полезной работы, остальная часть теплоты (60— 80 %) рассеивается в окружающую среду. Распределение количества теплоты на полезно используемую и на теряе- мую теплоту характеризуется эффективным тепловым ба- лансом (рис. 67). Составляющие члены теплового баланса могут быть указаны в тепловых единицах (МДж) на еди- ницу времени работы двигателя или в процентах по отношению ко всему количеству теплоты топлива. Уравнение теплового баланса в общем виде п Qo = Q. + S Qi пот — Qe + Qoxn + Qo. г + Qm + i=l + Qh. cr + QOCT* (66) Рассмотрим отдельные составляющие теплового ба- ланса. Располагаемая теплота топлива Qo, т. е. количество теплоты, подведенное с топливом, равно произведению расхода топлива и теплотворной способности, т. е. Qo — = Я„ОТ. Эффективная теплота Qe (количество теплоты, преоб- разованной в полезную работу) определяется эффективной работой за 1 ч при мощности двигателя Рв, т. е. Qa = = 3,6Ре. Теплота, отведенная в систему охлаждения (?01л, определяется температурами охладителя, на входе в дви- гатель и на выходе из него, а также расходом охладителя через систему охлаждения бохл с учетом теплоемкости СОХЛ> Т‘ е« Qoxn = СОХЛ (Т'вых-вх) Qoxn- 148
Рис. 67. Схема теплового балан- са поршневого двигателя вну- треннего сгорания: Qo — теплота, полученная в резуль- тате сгорания топлива; Qe — теп- лота, эквивалентная эффективной работе; <>охл <— теплота, отданная охлаждающей жидкости; Q0Tp. г теплота, уносимая отработавшими газами; QM — теплота, отданная в масло; Q0CT — остаточный член; QTp. и и $тр. п ~ теплота, пере- данная соответственно охлаждаю- щей жидкости и маслу вследствие трения поршня и колец; Q3ap — теплота, переданная свежему за- ряду; Qjjyq — теплота, теряемая- вследствие лучеиспускания В теплоту Q0XJI входит не только теплота, переданная рабочим телом в течение цикла, но и основная часть теп- лоты, затраченной на преодоление механических потерь, а также теплота, получаемая от отработавших газов при прохождении их через выпускную систему двигателя. Количество теплоты Qo. г, отводимой с отработавшими газами, определяется с помощью калориметра или рас- считывав! ся по разности теплосодержаний отработавших газов I |> г и свежего заряда I £ о с учетом теплоты, внесенной с топливом cTOnToG^, т. е. Qo.. = [AfeZ |>г |оГ° - Стоп7о] бт, где Af2 и — количество киломолей соответственно продуктов сгорания и свежего заряда, приходящееся на, 1 кг топлива; То.р и То —температуры соответственно отработавших газов и свежего заряда; стоп — теплоем- кость топлива; GT — часовой расход топлива. Количество теплоты, отданной масляной системе, со- стоит из теплоты трения и теплоты, полученной от вну- тренних поверхностей двигателя. Теплота QM подсчиты- вается аналогично Q0IJI. Количество теплоты, соответствующее теоретической неполноте сгорания топлива Qn сг, определяется только при работе двигателя, когда а < 1, т. е. Qh. сг ~ 120 (1 — а) LqGt, где Lo — количество воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания топлива. 149
Рис. 68. Изменение составляющих теплового баланса в зависимости от нагрузки и числа оборотов коленчатого вала двигателя Теплота фост — это тепловые потери, не учтенные первыми пятью членами первой части уравнения (66), т. е. Фост = Фо — Фе— 2Фпот- К неучтенным потерям относятся теплота, излучаемая наружными поверхностями двигателя; теплота, эквива- лентная кинетической энергии отработавших газов; теп- лота при несовершенном сгорании топлива и т. п. При выражений составляющих теплового баланса в процентах имеем Яв + ?охл + Яо. Р + Ям 4" Яв. СР + Я ост = 100 % » где qe = (ф.7(?0) 100 %; ^охл = (QOIJi/Q0) 100 % и т, п. Если тепловой баланс составляют для двигателя, ра- ботающего с использованием энергии отработавших газов, то утилизируемая теплота отработавшего газа включается в качестве дополнительного члена баланса. Использова- ние энергии отработавшего газа может осуществляться, например, в газовой турбине. Тепловой баланс составляют при различных нагрузоч- ных и скоростных режимах работы двигателя. На рис. 68 приведены зависимости составляющих теплового баланса от нагрузки и частоты вращения коленчатого вала для карбюраторного двигателя и дизеля с наддувом. С повышением частоты вращения для карбюраторного двигателя (рис. 68, а) эффективная теплота qe повы- шается с 20 до 25 %, а доля теплоты, отведенной в систему 150
охлаждения, <70ХЛ снижается на 10 %. При этом значи- тельно увеличивается теплота q0. г. Количество теплоты Яв. сг достигает максимального значения на режиме п = = 1500 об/мин. На этом режиме остаточный член тепло- вого баланса qQCT имеет минимальное значение; при сни- жении или увеличении п значение qoa,e повышается. Изменение составляющих теплового баланса для этого же двигателя по нагрузочной характеристике показано на рис. 68, б. С ростом нагрузки эффективная теплота qe увеличивается, достигая максимума при а = 1,09. Изменение теплового баланса по нагрузочной харак- теристике для дизеля представлено на рис. 68, в, а по скоростной характеристике на рис. 68, г. При изменении нагрузки от 0,5Ретах до Ретах при п = 2100 об/мин доля эффективной теплоты изменяется незначительно (до 2—3 %); количество теплоты, отведенной в систему охлаждения в том же диапазоне изменения нагрузки, меняется от 23 до 17 %; с отработавшими газами отво- дитсй 33—39 % располагаемой теплоты. При изменении частоты вращения qe достигает макси- мума при п = 1500 об/мин, причем с увеличением или уменьшением п доля эффективной теплоты уменьшается. Изменение составляющих теплового баланса для кар- бюраторных двигателей и дизелей (в процентах) предста- влено в табл. 8. Таблица 8 Двигатель Составляющие, % "е ?охл *О. г ^н. е ?ост Карбюраторный Дизель: 20—28 13—27 35—50 0—45 3-8 без наддува 30—43 17—35 25-45 0—5 2—5 с наддувом 35—45 12—25 25-40 0—5 2—5 ГЛАВА 10. ГИДРОДИНАМИКА Гидродинамика — это один из разделов ги- дравлики, в котором рассматриваются законы движения жидкости в трубах и каналах, процессы истечения жид- кости через отверстия и насадки, а также закономерности обтекания жидкостью твердых тел. 151
Законы гидродинамики лежат в основе процессов исте- чения топлива в карбюраторах двигателей с принудитель- ным зажиганием, подачи и впрыскивания топлива в ци- линдры дизелей, а также используются при расчете сма- зочной системы и системы охлаждения двигателей. Наиболее характерной особенностью жидкости с точки зрения гидродинамики является ее подвижность или текучесть. С помощью уравнений гидродинамики опре- деляют скорость, давление и другие параметры жидкости в любой точке занятого ею объема. Уравнения движения жидкости, учитывающие физи- ческие ее свойства, сложны и не всегда разрешимы. Упрощение теоретических исследований при достаточной для практики точностью достигается путем пренебреже- ния некоторыми несущественными для данных условий движения свойствами жидкости. В частности, для реше- ния многих гидродинамических задач используется мо- дель идеальной жидкости, не обладающей свойствами температурного расширения, сжимаемости и вязкости. В природе таких идеальных жидкостей не существует. Все реальные жидкости обладают этими свойствами, но. во многих жидкостях они выражены слабо, и ими можно пренебречь, т. е. можно рассматривать реальную жидкость как идеальную. Уравнения гидродинамики могут быть использованы также для исследования движения газов, если скорость их движения значительно меньше скорости звука. При дости- жении скорости звука необходимо учитывать сжимае- мость газа, в этом случае методы гидродинамики неприем- лемы. Такое движение газа исследуется в газовой дина- мике. § 1. ФИЗИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА ЖИДКОСТИ К основным физическим параметрам и свой- ствам жидкостей, рассматриваемых в гидродинамике, относятся плотность, удельный вес, удельный объем, температурное расширение, сжимаемость и вязкость. Плотностью жидкости р называется масса единицы объема этой жидкости, т. е. р = m/V. На плотность жидкости незначительное влияние ока- зывают ее температура и давление, однако это влияние в гидродинамических расчетах не учитывается. 152
Значения плотностей (в кг/м3) некоторых жидкостей приведены ниже. Вода........................................ 1000 Низкозамерзающая жидкость (антифриз) .... 1070 Бензин........................................ 750 Керосин ...................................... 800 Дизельное топливо ........................... 870 Масло АМГ-10 ........................: . . . 850 Веретенное масло............................. 880 Масло МТ-16П ................................. 900 Индустриальное масло......................... 900 Нефть ....................................... 900 Ацетон....................................... 700 Спирт......................................... 800 Глицерин....................................1260 Ртуть...................................... 13600 Удельным весом жидкости у называется отношение ее веса к занимаемому объему. Так как вес жидкости равен произведению массы т на ускорение свободного паде- ния g, то те у = —£. = pg. Сдельным объемом жидкости и называется объем еди- ницы массы этой жидкости. Удельный объем обратно пропорционален плотности, т. е. > v = Vim = 1/р. Температурным расширением называется свойство жид- кости изменять свой объем при изменении температуры. При нагревании объем жидкости увеличивается, а при охлаждении уменьшается. Изменение объема жидкости зависит от ее свойств, характеризуемых коэффициентом температурного расширения рг, а также от начального объема Уо жидкости и изменения ее температуры ДТ. При этом ДУ = ргУ0ДТ. Коэффициент температурного расширения характери- зует изменение единицы объема жидкости при измене- нии ее температуры на один, кельвин. Для определенной жидкости коэффициент температурного расширения не- постоянен, он зависит от условий нагревания или охла- ждения, давления и начальной температуры.' Однако в условиях, при которых применяются жидкости в дви- гателях, коэффициент температурного расширения с до- статочной степенью точности можно принять постоянным. 153
Рис. 69. Изменение скорости жидкости, заключенной меж- ду неподвижной и подвиж- ной пластинами Для воды Рг = 2-Ю"1 1/К; для низкозамерзающей жид- кости рг = 5-10"4 1/К; для нефти рг = 8-Ю-4 1/К; для ртути рг = 1,8-10-4 1/К- В большинстве случаев тем- пературное расширение жид- кости незначительно, и в гид- равлических расчетах оно не учитывается. Сжимаемостью жидкости называется ее свойство из- менять объем при изменении давления. Изменение объема жидкости ДУ = ₽РУО Др, где РР — коэффициент объемного сжатия; Уо — началь- ный объем жидкости. Коэффициент объемного сжатия показывает изменение единицы объема жидкости при изменении давления на 1 Па. Величина рр зависит от условий сжатия: темпера- туры и начального давления. Однако эта зависимость слабая, и при практических расчетах ею часто пренебре- гают. Для воды Рр = 5-Ю~4 1/Па; для нефтепродуктов рр = 7-Ю-4 1/Па; для ртути рр = 0,3-10“4 1/Па. Приведенные значения коэффициентов рр показывают, чао сжимаемость жидкостей незначительна, и поэтому в обычных гидравлических расчетах жидкости прини- маются несжимаемыми. Вязкостью жидкости называется свойство оказывать сопротивление перемещению одной ее части относительно другой. Пусть одну из двух пластин, которые расположены на расстоянии 6 и между которыми находится жидкость, начинают перемещать со скоростью п0 (рис. 69). Так как между пластинами и прилегающими к ним слоями жидко- сти действуют силы межмолекулярного сцепления, по- верхностные слои жидкости «прилипают» к пластинам. При этом скорость жидкости относительно пластины в непосредственной близости от нее очень мала и на пла- стине обращается в нуль. Скорость жидкости в потоке изменяется от нуля (на неподвижной пластине) до и0 (на движущейся пластине). При упорядоченном движении жидкости без перемешивания ее слоев, при ламинарном 154
движении, скорость в потоке изменяется по линейному закону и отношение v0/6 представляет собой градиент скорости. При скольжении одного слоя жидкости относительно другого возникают силы трения, направленные в сторону, противоположную направлению движения. Эти силы являются силами сопротивления движению и называются силами внутреннего трения. Для обеспечения движения жидкости силы внутреннего трения необходимо преодо- левать путем приложения внешних сил. В рассмотренном случае к движущейся пластине приложена сила F. Сила внутреннего трения зависит от свойств жидкости; она пропорциональна площади поверхности трения и гра- диенту скорости, т. е. F = о где р — динамический коэффициент вязкости жидкости, Н-с/м2; S — площадь трения жидкости о пластину или площадь трения соседних слоев жидкости, м2. Динамический коэффициент вязкости р учитывает свойства жидкости и является по существу коэффициен- том внутреннего трения. Он характеризует силу трения, приходящуюся на единицу поверхности двух скользящих слоев жидкости при градиенте скорости, равном единице. Часто в гидравлике пользуются также кинематическим коэффициентом вязкости жидкости, равным отношению динамического коэффициента вязкости к плотности жид- кости, т. е. v = р/р. § 2. ПАРАМЕТРЫ ПОТОКА ЖИДКОСТИ К основным параметрам, характеризующим движение жидкости, относятся площадь живого сечения S, расход жидкости Q (G) и средняя скорость движения и. Живым сечением потока жидкости называется такое сечение, которое перпендикулярно в каждой точке ско- рости частиц потока жидкости. В общем-случае живое сечение потока представляет собой некоторую криволи- нейную поверхность I—I (рис. 70). Обычно векторы скорости частиц имеют небольшое расхождение в потоке жидкости, и за живое сечение в этом случае принимается плоскость, расположенная перпендикулярно к скорости движения жидкости в Средней точке потока. 155
Рис. 70. Векторы скорости потока жидкости и живое сечение потока z а) 6) Рис.. 71. Распределение скоро- стей движения жидкости в жи- вом сечении трубы при течении: а — турбулентном; б — ламинарном Расходом жидкости (объемным Q или массовым G) называют объем или массу жидкости, протекающей через живое сечение потока в единицу времени. Средняя скорость движения жидкости vcp — осред- ненная скорость частиц в рассматриваемом живом сече- нии потока. Построив векторы скорости частиц, напри- мер, в живом сечении трубы (рис. 71), и соединив концы этих векторов, получим график изменения скоростей, называемый эпюрой скоростей. Если площадь Sg эпюры местных скоростей разделить на диаметр трубы d, то полу- ченный отрезок будет соответствовать средней скорости движения жидкости в данном сечении трубы, т. е. ^ср == SJd. Произведение площади SG живого сечения потока на среднюю скорость движения vcp представляет собой объем жидкости, проходящей черкез данное живое сечение в еди- ницу времени. Таким образом, объемный расход жидкости Q — ^с^ср' От параметров потока зависит движение жидкости, которое может быть: установившимся и неустановив- шимся; равномерным и неравномерным; неразрывным и кавитационным; ламинарным и турбулентным. Установившимся называется такое движение, при котором его параметры не изменяются во времени. При- мером установившегося движения является истечение жидкости из резервуара, в котором поддерживается постоянный уровень жидкости, в среду с неизменными параметрами. Скорость истечения жидкости в этом слу- чае постоянна. Если уровень жидкости в резервуаре или параметры среды изменяются, то скорость истечения жидкости 156
будет переменной, и движение становится неустано- вившимся. Равномерным движением называется такое движение, при котором параметры потока не меняются по длине трубопровода или канала. Примером равномерного дви- жения может служить движение жидкости в трубе по- стоянного диаметра. Движение жидкости по трубе с изме- няющимся диаметром будет неравномерным. С изменением диаметра трубы скорость потока жидкости также изме- няется. Неразрывным движением называется движение, при котором жидкость перемещается сплошным потоком, за- полняющим весь объем трубопровода. При движении жидкости неразрывность потока может быть нарушена. Отрыв потока от стенок трубопровода или от обтекаемого жидкостью тела связан с возникновением кавитации. Кавитационное движение характеризуется образованием в потоке пузырьков газа или пара. Пузырьки возникают в зоне давлений ниже некоторого критического давления рвр, значение которого зависит от температуры. Так, для воды при температуре Т = 373 К ркр = 101,3 кПа; при Т = 323 К ркр =?= 12,18 кПа; при Т = 283 К рКр = = 1,013 кПа. При попадании в зону давления свыше критического пары в пузырьке газа почти мгновенно конденсируются, а газы растворяются в жидкости. В образовавшиеся пу- стоты с большой скоростью устремляются частицы жид- кости, что приводит к резкому повышению местного дав- ления до 10—100 МПа и температуры до 1300—1800 К. Кавитация вредна для гидравлических систем, так как она приводит к неравномерной работе этих систем и раз- рушению (кавитационной эрозии) элементов гидравличе- ских устройств. Ламинарным называется упорядоченное движение жид- кости без перемешивания ее отдельных струек и слоев. Для ламинарного течения характерны сравнительно не- высокая скорость, пренебрежимо малые силы инерции и значительное влияние сил трения. С возрастанием ско- рости движения жидкости силы инерции увеличиваются, а влияние сил трения уменьшается. При достижении определенной скорости режим движения переходит от ламинарного к турбулентному, при котором жидкость интенсивно перемешивается, траектории движения частиц становятся случайными, частицы жидкости сталкиваются 157
между собой. Движение жидкости при турбулентном течении становится беспорядочным, хаотическим. Скорость течения, при которой происходит переход от ламинарного движения к турбулентному, зависит от диаметра трубопровода и ряда параметров жидкости. О моменте перехода от одного режима течения к другому для всех условий движения и независимо от вида и пара- метров жидкости можно судить пр числу (критерию) Рейнольдса Re = — = dvp V р ’ где d — диаметр трубопровода или другой характерный линейный размер, м. На основании многочисленных опытов определено численное значение критического числа Рейнольдса: ReKp = 20004-2500. Если число Рейнольдса меньше кри- тического, то режим течения ламинарный, если больше критического, то турбулентный. В общем случае число Рейнольдса характеризует соотношение между силами трения и инерции и значение этих сил для движения жидкости. С повышением числа Рейнольдса влияние силы инерции возрастает, а значение силы трения умень- шается. В гидродинамике обычно рассматривают ограничен- ные потоки. Границами потоков служат стенки труб, каналов, открытая поверхность жидкости, а также поверх- ности тел, обтекаемых потоком жидкости. Давление в движущемся потоке подразделяют на ста- тическое р, полное р* и динамическое рл. Статическое давление в невозмущенном потоке можно определить как давление, которое действовало бы на стенку тела, движу- щегося вместе с потоком. Полным давлением называется давление заторможенного без потерь потока. Динамиче- ское давление представляет собой разность между пол- ным и статическим давлениями: рп = р* — р = 0,5ро2. Для измерения статического и полного давлений пред- назначены датчики давления (рис. 72). При измерении статического давления непосредственно на стенке трубо- провода или датчика, установленного в потоке (рис, 73), выполняют 'отверстие, расположенное перпендикулярно поверхности датчика. Датчик соединяют с измеритель- ным прибором. 158
Одним из основных законов гидродинамики является закон не- прерывности потока, в соответ- ствии с которым при установив- шемся движении жидкости про- изведение средней скорости дви- жения на площадь живого сечения является постоянным, т. е. vS = const. (67) При установившемся движении жидкости через любое живое се- чение потока в единицу времени проходит одинаковое количество жидкости, т. е. для любых двух совый расход Ci = G2. Рис. 72. Схема установ- ки датчиков давления: 1 и 2 — датчики соответ- ственно статического и пол- ного давлений сечений потока мас- В общем виде для всех сечений G ~ const. Массовый расход G можно представить как произве- дение объемного расхода Q на плотность жидкости, т. е. G = Qp = vSp. Рис. 73. Типы датчиков давления: а — датчик статического давления — насадок Прандтля; б — датчик стати, ческого давления с конической головкой; в — датчик статического давления с головкой оживальной формы; с — датчик полного давления; Э — скорос+НЙЯ трубка для измерения динамического давления (трубка Прандтля) 169
Таким образом, в любых двух сечениях потока = ^ЗгРа! (68) при рг = р2, что характерно для жидкости, UjSi = VjSj. Уравнения (67) и (68) называются уравнениями не- прерывности потока. Используя эти уравнения, при известном секундном расходе можно определить скорость движения жидкости в любом сечении потока, а также рас- ход жидкости при известной скорости ее движения. Основным уравнением гидродинамики,выражающим за- кон движения идеальной жидкости, является уравнение Бернулли, в соответствии с которым для двух произ- вольно взятых живых сечений 1 ' Pg ' 2g pg + 2g ’ где zx и z2 — напор соответственно первого и второго сечений, определяемой высотой расположения жидкости. В общем виде для любых живых сечений z+-£-+-s-“c°nst В уравнении Бернулли второй член представляет собой напор, создаваемый давлением, третий член — ско- ростной напор, который может быть получен при затор- моженном потоке. Напор жидкости измеряют в метрах, т. е. он эквивалентен напору, который создается опреде- ленной высотой столба этой жидкости. Если полученное уравнение Бернулли умножить на вес жидкости F, то члены полученного уравнения F2 + -FT + t4 = const будут представлять собой энергию (первые два члена — потенциальную энергию, а третий член — кинетическую энергию). При движении реальной жидкости неизбежны потери энергии или напора на преодоление сил внутреннего трения, возникающего из-за неодинаковой скорости дви- жения слоев жидкости, и трения о стенки трубопровода или канала. В этом случае общий напор в некотором живом сечении меньше, чем при движении идеальной 160
жидкости, на величину hn, равную потерям напора. С учетом потерь напора йп суммарный напор z+-Jj-+v+/ln = const Потери напора состоят из потерь двух видов — потерь напора по длине трубопровода /гд и потерь напора в мест- ных сопротивлениях йм. Следовательно, Ил — Лд Ли' Потери напора по длине трубопровода пропорцио- нальны длине I трубопровода, квадрату скорости v жидко- сти и обратно пропорциональны диаметру d трубопровода. Местные сопротивления при движении жидкости со- здаются изгибами (коленами), резкими сужениями и рас- ширениями трубопроводов, отводами (тройниками), кра- нами, фильтрами и т. п. Потери в местных сопротивле- ниях, называемые местными потерями, определяются по формуле — В 2g ’ где g — коэффициент местного сопротивления (опреде- ляется экспериментально). Уравнение Бернулли имеет большое практическое значение. Оно позволяет определить давление жидкости в заданном живом сечении при известной скорости ее течения, скорость истечения жидкости из резервуара с заданным уровнем жидкости в нем, давление жидкости на тело, установленное в ее потоке, а также потери напора при известных давлениях и скоростях в заданных сече- ниях. § 3. ИСТЕЧЕНИЕ ЖИДКОСТИ ИЗ ОТВЕРСТИЙ И НАСАДОК Рассмотрим истечение жидкости через отвер- стие диаметром d из резервуара, в котором поддерживается постоянный уровень жидкости, а следовательно, постоян- ный напор h (рис. 74). При истечении жидкости 'через отверстие происходит сжатие струи, и площадь живого сечения ее становится меньше площади отверстия. Это объясняется тем, что частицы жидкости при входе в от- верстие имеют скорости, направленные под углом к его оси. 6 Богданов С. Н. и др. 161
Сжатие струи характеризуется коэффициентом сжа- тия, равным отношению площади живого сечения струи So к площади отверстия S, т. е. е' = Sc/S. Этот коэффициент определяется экспериментально; для круглых отверстий е' = 0,64. Для определения скорости истечения жидкости вос- пбльзуемся уравнением Бернулли для двух сечений: сечения 1—1 по уровню жидкости в резервуаре и сече- ния 2—2 — самого узкого сечения. С учетом местного сопротивления, создаваемого отвер- стием, Так как Zi = Л; z2 = 0; р± = р2; = 0; и2 = ve и Лм = g имеем й и2 t/2 A=< + Sv = (1+S)^ где vc — скорость жидкости в струе. Отсюда ое — ——1 / 2gh. с /1 + 6 v * --1.., обозначаемая <р, называется коэф- Величина фициентом скорости. Слеров&телыю, ос = Ф /2^Л. Объемный расход жидкости Q = Scve = е'Хф 7/2gh. • Произведение коэффициентов сжатия г' и скорости ф обозначается и называется коэффициентом расхода. Тогда Q = p'S Y2gh. Массовый расход ____ G = pi'pS /2#Л. На практике часто приходится встречаться с истече- нием жидкости не через отверстие, а через насадку 162
Рис. 74. Истечение жид- кости через отверстие Рис. 75. Истечение жидкости через насадку (рис. 75) — короткую трубку, длина которой, как пра- вило, I = (2ч-4) dH, где dH— диаметр насадки. При движении жидкости через насадку так же, как и при истечении через отверстие, происходит сжатие струи. Минимальное живое сечение струи расположено внутои насадки, а у стенок насадки образуется разрежение. Из-за наличия разрежения насадка работает как свое- образный насос, дополнительно подсасывая жидкость из резервуара. Поэтому расход жидкости через насадку по сравнению с расходом через отверстие увеличивается. Обычно применяются насадки (рис. 76) различных конструкций: цилиндрические, конические и коноидаль- ные. внешняя и внутренняя; в и г « конические 'сходя- д -о коногдальная Рис. 76. Насадки: а и б — цилиндрические щаяся и расх'дящаяся; 6* 163
Цилиндрические насадки могут быть внешними (рис. 76, а) и внутренними (рис. 76, б). Конические насадки применяются двух типов: сходя- щиеся (рис. 76, в) и расходящиеся (рис. 76, а). Сходя- щиеся насадки используются в тех случаях, когда необ- ходимо получить высокие скорости истечения жидкости, а расходящиеся — для уменьшения скорости. Коноидальные насадки (рис. 76, д) выполняют по фор- ме вытекающей струи. При этом потери напора в насадке становятся минимальными, а расход жидкости макси- мальным. Расчёт истечения жидкости через насадки осуществ- ляется по тем же формулам, которые получены для рас- чета истечения жидкости через отверстия, однако значе- ния коэффициентов истечения принимают другие (табл. 9). Таблица 9 Наименова ние Коэффи- циент сжатия е* Коэффициент местного со- противления £ Коэффи- циент скоро- сти ф Коэффи- циент расхода И' Отверстие в стенке 0,64 0,06 0,97 0,62 Насадки: цилиндрическая: 1,0 0,5 внешняя 0,82 0,82 внутренняя 1,0 1,0 0,71 0,71 коническая: сходящаяся 0,98 0,06 0,97 0,95 расходящаяся 1,0 3,94 0,45 0,45 коноидальная 1,0 0,06 0,98 0,98 ГЛАВА 11. КАРБЮРАЦИЯ И КАРБЮРАТОРЫ § 1. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К КАРБЮРАТОРУ Карбюрацией называется процесс приготовле- ния в карбюраторе горючей смеси из топлива и воздуха. Основным назначением карбюратора является регули- рование количества горючей смеси и ее качества в зависи- мости от режима работы двигателя. 164
Карбюратор двигателя должен обеспечить! приготовление горючей смеси при мелком распилива- нии топлива, его испарении и хорошем перемешивании с воздухом; изменение состава смеси в соответствии с нагрузкой и частотой вращения коленчатого вала двигателя, т. е. обеспечение такого дозирования топлива, при котором коэффициент избытка воздуха а на всех режимах работы двигателя был бы оптимальным; быстрый переход на любой из возможных режимов работы двигателя; надежный пуск холодного двигателя и устойчивую его работу на минимальной частоте вращения в режиме холостого хода; небольшое сопротивление на впуске при работе дви- гателя с полной нагрузкой; стабильную регулировку всех систем карбюратора в течение длительного времени эксплуатации двигателя. При этом карбюратор должен быть надежным, простым и удобным в эксплуатации. Процессу карбюрации поддаются только легко испа- ряющиеся топлива; их свойства, влияющие на смесе- образование, называются карбюрационными. Основные из них — испаряемость и плотность, а также теплота парообразования и поверхностное натяжение, влияющие на испаряемость. Например, бензин, представляющий собой смесь различных углеводородов, выкипающих в ин- тервале температур 300—550 К, имеет плотность р = == 0,69-4-0,75 г/см8 и теплоту парообразования г = 250-4- -4-300 кДж/кг. Распыливание топлива в карбюраторе происходит вследствие разности скоростей движения топлива и воз- духа. В современных карбюраторах скорость истечения топлива составляет 5—6 м/с, а скорость воздуха 150— 200 м/с. Испарение топлива начинается в карбюраторе, про- должается во впускном трубопроводе и заканчивается в цилиндре двигателя. Количество испаряющегося топ- лива в единицу времени возрастает с увеличением поверх- ности испарения (тонкости распыливания топлива), с по- вышением испаряемости топлива и его температуры, а также с уменьшением давления топливовоздушной смеси, т. е. возрастанием ее скорости во впускном трубо- проводе. 165
Несмотря на высокие скорости движения смеси, часть топлива (на некоторых режимах до 20—30 %) оседает в виде пленки на стенках впускного трубопровода, что вызывает неравномерное распределение топлива по ци- линдрам, увеличение количества топлива, поступающего в цилиндры в жидком виде, а следовательно, приводит к ухудшению энергетических и экономических показа- телей двигателя. Для улучшения процесса карбюрации наряду с повы- шением скорости свежего заряда на впуске прибегают к подогреву впускного трубопровода посредством отрабо- тавших газов или охлаждающей жидкости, что уменьшает долю неиспарившегося топлива на входе в цилиндры. Однако подогрев горючей смеси должен быть умеренным, так как чрезмерный подогрев уменьшает коэффициент наполнения и способствует возникновению детонацион- ного сгорания. § 2. ЭЛЕМЕНТАРНЫЙ КАРБЮРАТОР К основным элементам простейшего карбюра- тора (рис. 77) относятся диффузор 5, распылитель 4, дроссельная заслонка 6, жиклер 7, поплавковая камера 8 с поплавком 2 и запорным клапаном 1. Образование смеси топлива с воздухом в карбюраторе основано на создании разрежения в горловине диф- Вадих Рис. 77. Схема простейшего карбюратора и изменение давления по длине его воздушного тракта: 1 — запорный клапан; 2 — поплавок; 3 — Салаисировочиая трубка; 4 шя распылитель; J — диффузор; 6 — дроссельная заслЗИка; 7 ж жиклер Зж поплавковая камера 166
фузора, что является следствием ускорения воздушного потока в таком узком сечении. Согласно уравнению Бернулли, которое применимо и для движения воздуха при сравнительно небольших скоростях, для сечений I—I на входе в карбюратор и II—II в горловине диффузора, пренебрегая разностью высот расположения этих сечений, Ра । _£о___Рд , g РД Pag Рв£ "Г 2g' Т5 2g ’ где рд — давление в диффузоре; — скорость воздуха в диффузоре. В последнем выражении p0/pBg, pa/pvg— статические и v%/2g, v%/2g — скоростные напоры соответственно в се- чениях I—I и II—II, a £u£/2g—потерянный напор, обусловленный сопротивлением движению воздуха на рассматриваемом участке канала при коэффициенте со- противления g. Если пренебречь скоростью воздуха на входе в кар- бюратор, т. е. принять v0 = 0, то разрежение в диф- фузоре Ард = Ро'-Рд = -^(1+В)- Отсюда скорость воздуха в диффузоре цд= (69) К 1 т 6 ’• Рв F Рь где q> —коэффициент скорости; ф = 0,754-0,90. При скорости воздуха ид = 1504-200 м/с разрежение в диффузоре Дрд = 204-35 кПа. Таким образом, давление ря, действующее на топливо в распылителе, становится меньше давления р0 в поплав- ковой камере. Под действием разности этих давлений р0 — ра = Дря происходит истечение топлива из распы- лителя со скоростью примерно в 25 раз меньшей скорости воздуха. При этом воздушный поток распиливает топливо, поступающее в диффузор, и начинается процесс приго- товления горючей смеси. Скорость истечения топлива цт определяется также по уравнению Бернулли и окончательно имеет выражение, аналогичное выражению (69), т. е. от = фж |/ > г рт 167
где <рж — коэффициент скорости топлива, проходящего через жиклер; <рж = 0,7-у 0,85; рт = 760 кг/м8. Дозирование топлива, подаваемого в двигатель, осу- ществляется жиклером 7, установленным в трубке рас- пылителя 4. С помощью поплавка 2 и игольчатого кла- пана 1 в поплавковой камере 8 поддерживается примерно постоянный уровень топлива, что обеспечивает практи- чески неизменные условия работы карбюратора при уста- новившемся режиме работы двигателя. Для предотвращения вытекания топлива через рас- пылитель при неработающем двигателе, особенно при кренах автомобиля, устье распылителя располагается выше уровня топлива в поплавковой камере на Д/г = = 2ч-8 мм. Поплавковая камера может сообщаться как непосред- ственно с. окружающей средой, так и с полостью входного патрубка карбюратора (балансировочной трубкой 5), перед которым обычно расположен воздухоочиститель. Если давление воздуха в поплавковой камере равно дав- лению перед диффузором, то камера называется сбалан- сированной. В такой камере устраняется влияние сопро- тивления на впуске на состав смеси, например, исклю- чается переобогащение смеси при загрязнении воздухо- очистителя. Балансировка карбюратора необходима.в дви- гателях с наддувом при установке нагнетателя перед карбюратором. Количество горючей смеси, поступающей в цилиндры двигателя, регулируется дроссельной заслонкой. При прикрытии заслонки уменьшается скорость воздушного потока, снижается разрежение в диффузоре и уменьшается количество распыливаемого топлива. При открытии дрос- сельной заслонки количество горючей смеси увеличи- вается. При работе двигателя в режиме холостого хода (при малых частотах вращения коленчатого вала), когда дрос- сельная заслонка прикрыта, разрежение в диффузоре карбюратора оказывается недостаточным для засасыва- ния топлива из распылителя. Сравнительно высокое разрежение в этих условиях создается за дроссельной заслонкой, что и используется для дозирования топлива в режиме холостого хода двигателя. В зависимости от направления потока горючей смеси различают карбюраторы с восходящим, с падающим и с горизонтальным потоком. Наибольшее распространение 168
получили карбюраторы с падающим потоком, .так как они ,> обеспечивают более равномерное распределение горючей смеси по цилиндрам, позволяют получить более рацио- нальную форму впускного трубопровода, а также облег- чить доступ к карбюратору. Основным недостатком элементарного карбюратора. является то, что он не обеспечивает необходимого состава смеси на различных режимах работы двигателя, т. е. он имеет характеристику, неприемлемую для всережим- , ной работы двигателя. Характеристикой карбюратора называется зависи- мость коэффициента избытка воздуха от разрежения в диффузоре карбюратора (или расхода воздуха через карбюратор). Коэффициент избытка воздуха где G8 — расход воздуха через карбюратор; GT — расход топлива в двигателе; /0 — теоретически необходимое коли- чество воздуха для сжигания 1 кг топлива. Расход воздуха GB — Рд/д 2ДРдРв» расход топлива ____ GT = 2Дрдрв, где рд — коэффициент расхода диффузора, рд = 0,74-0,8; /д — площадь проходного сечения горловины диффу- зора; рв = p0/(RT0) — плотность воздуха на входе в диф- фузор; рж — коэффициент расхода' жиклера^ рж = 0,74- 4-0,85; /ж — площадь проходного сечения я&клера. Таким образом, ______ а _ Рд/д VЗДрдРв ^оРжАк V2Дрдрт Так как в последнем выражении - = const и ____ >/’рв/рт можно принять практически неизменным, то a = c’TTL’ где с = ~ТТ~ Рж *о‘ж Г Рт Экспериментами установлено, что по мере увеличения разрежения в диффузоре коэффициент расхода диффу- зора рд в осноном диапазоне изменения расхода воз- 169
Рис. 78. Зависимости кп^ • фициентов расхода диффу- зора (Ад, жиклера (1ж и от- ношения (1д/(1ж от разреже- ния Дрд в диффузоре элемен- тарного карбюратора духа изменяется незначительно, а коэффициент расхода жиклера увеличивается. Поэтому при повышении разрежения в диффузоре, т. е. при увеличении расхода воздуха, отиошецие коэффициентов а следова- тельно, и коэффициент избытка воздуха а уменьшаются. Изменение коэффициентов рд, рж и их отношения приведены на рис. 78. По мере возрастания нагрузки дви- гателя горючая смесь непрерывно обогащается, что не соответствует требованиям, предъявляемым к ее составу. § 3. ХАРАКТЕРИСТИКА идеального КАРБЮРАТОРА Для определения рациональной характеристики карбюратора используются регулировочные характери- стики двигателя по часовому расходу топлива, т. е. по составу смеси при постоянной частоте вращения и неиз- менных положениях дроссельной заслонки. На регу- лировочных характеристиках (рис. 79) кривые I—Г соот- ветствуют работе двигателя при полном открытии дрос- сельной заслонки, а кривые II—1Г и III—ИГ — при частичной. Из рассмотрения приведенных характеристик выте- кает следующее. 1. Наибольшая мощность двигателя при различных положениях дроссельной заслонки карбюратора наблю- дается при ссм < 1, причем с уменьшением угла открытия дроссельной заслонки ссм, соответствующая наибольшей мощности, уменьшается. 2. Наиболее экономичная работа двигателя при пол- ностью и частично открытой дроссельной заслонке дости- гается при аэ > 1, а при незначительном ее открытии — при ссэ < 1; причем на всех режимах аэ>аы. , Причиной уменьшения ам и а8 при частичном зак- рытии заслонки является ухудшение процесса сгорания в связи с увеличением содержания в рабочей смеси, оста- точных газов. 170
Рис. 80. Характеристика карбюратора: ад — характеристика, обеспечивающая наи- более экономичную работу двигателя; ам — характеристика, при которой достигается наи- большая мощность; аопт — оптимальная ха- рактеристика, обеспечивающая устойчивую экономичную работу двигателя на частичных нагрузках и максимальную мощность на пол- ной нагрузке Рис. 79. Регулировочные характеристики карбюраторного двигателя по составу смеси при п = const Если на кривых I—III соединить точки 1—3, соот- ветствующие наибольшим мощностям, и точки 4—6, соответствующие наиболее экономичной работе двигателя, то получим две кривые изменения состава смеси: кри- вую а, соответствующую регулировке карбюратора на наибольшую мощность, и кривую б, соответствующую его регулировке на наиболее экономичную оаботу. Область, заключенная между этими кривыми, является областью рациональных значений а, так как вне ее на- блюдается понижение мощности и снижение экономич- ности. Так как при полном открытии дроссельной заслонки необходима наибольшая мощность двигателя, то в этом случае рабочая смесь должна обогащаться (а должно быть равно ам). На частичных нагрузках двигатель должен работать наиболее экономично, т. е. рабочая смесь должна обедняться (а = а8). Устойчивая работа двигателя обеспечивается при аопт < аэ; рациональная характеристика карбюратора имеет вид, показанный штри- ховой линией на рис. 80. Аналогичным образом можно построить идеальные характеристики карбюратора для других скоростных режимов. Если характеристики карбюратора для раз- личных частот вращения коленчатого вала совместить на одном чертеже (рис. 81) и провести огибающуго их кривую, получим характеристику карбюратора (кривая /), 171
Рис. 81. Обобщенная характери- стика карбюратора обеспечивающего работу двигателя с наилучшей экономичностью при пол- ностью открытой дрос- сельной заслонке во всем диапазоне частот враще- ния коленчатого вала. При соединении плавной кривой всех точек, соот- ветствующих максималь- ной мощности, получим характеристику карбюра- тора (кривая 2), обеспечивающего работу двигателя с наибольшей мощностью также во всем диапазоне скоростных режимов. Очевидно рациональной характе- ристикой карбюратора будет характеристика, соответ- ствующая кривой 1, при которой на частичных нагруз- ках обеспечивается экономичный состав рабочей смеси, а на полной нагрузке достигается максимальная мощность. Для сравнения с желаемой рациональной характери- стикой карбюратора приведена характеристика элемен- тарного карбюратора (линия 3). Для корректирования характеристики элементарного карбюратора и обеспечения рационального состава смеси в зависимости от нагрузки, а также для улучшения приемистости двигателя, обеспечения возможности работы на режиме холостого хода и улучшения его пусковых качеств в карбюраторе предусмотрены главная дозиру- ющая система; обогатитель (экономайзер); система холо- стого хода; ускорительный насос; пусковое устройство. § 4. ГЛАВНАЯ ДОЗИРУЮЩАЯ СИСТЕМА Главная дозирующая система предназначена для подачи основного количества топлива на всех режи- мах работы двигателя под нагрузкой. Она обеспечивает корректирование характеристики элементарного карбю- ратора, т. е. обеднение смеси при работе на. неполных нагрузках. С этой целью применяются компенсационные системы с пневматическим торможением топлива, с регу- лированием разрежения в диффузоре, с регулированием проходного сечения жиклера. Система с пневматическим торможением топлива получила наиболее широкое применение благодаря про- 172
стоте конструкции, высокой надежности и хорошему распиливанию топлива (карбюраторы К-88АМ, К-88АЖ, К-126Б, К-126Г, К-126Н, К-127, устанавливаемые соответ- ственно на двигателях автомобилей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-131, ЗИЛ-157КД, ГАЗ-66 и ГАЗ-53, ГАЗ-24, «Москвич»). Под действием разрежения, создаваемого в диффузоре, в канал главной дозирующей системы из поплавковой камеры через топливный (главный) жиклер 4 (рис. 82, а) поступает топливо, а через воздушный жиклер 2 — воз- дух. При этом образуется топливная эмульсия, которая через распылитель 3 поступает в смесительную камеру карбюратора. Такие карбюраторы называются эмуль- сионными. Основание воздушного колодца 1 расположено на h мм ниже устья распылителя, а устье распылителя — на АЛ мм выше уровня топлива в поплавковой камере. При неработающем двигателе уровни топлива в поплав- ковой камере, воздушной колодце и распылителе оди- наковы. Во время работы двигателя истечение топлива через распылитель начинается при Ард > AhpTg, причем, если Ард < hpTg, то через распылитель в диффузор поступает только топливо. С ростом нагрузки и увеличением разрежения в диф- фузоре расход топлива возрастает; если разрежение пре- 173
Рис. 83. Схемы карбюраторов с регулированием разрежения в диффузоре и их характеристика: а — с упругими пластинами между стенками смесительной камеры и диффузором; б — с переменным проходным сечением диффузора; в— характеристика; 1 — упругие пла- стины; 2 — диффузор; 3 смеси- тельная камера высит значение hpTg, го вместе с топливом через распыли- тель будет поступать воздух Поступающий через воз- душный жиклер воздух уменьшает разрежение у топлив- ного жиклера, поэтому по мере открытия дроссельной заслонки расход топлива ьозрастсгт в меньшей степени, чем в элементарном карбюраторе. В некоторых карбюраторах в трубке распылителя (так называемом эмульсионном колодце) устанавливают труб- ку 5 (рис.82, б) с отверстиями. По мере открытия др<с- сельной заслонки через 'постепенно открвдающиеся от- верстия эмульсионной трубки поступает все большее количество воздуха, который, притормаживал поток топ- лива, обеспечивает необходимое обеднение смеси. В системах с регулированием разреженил в диффузоре компенсация состава рабочей смеси может осуществляться пу,см перепуска части воздухi минуя диффузор или путем установки диффузора переменного сечения. В первом случае между стенками смесительной ка- меры 3 (рис. 83, п) карбюратора и диффузором 2 преду- смотрены упругие пластины 1, которые при неработа- ющем двигателе и малых нагрузках прижаты к наруж- ной поверхности диффузора. По мере открытия дрос- сельной заслонки скорость воздуха во вгодном патрубке 174
карбюратора увеличивается, упругие пластины под дей- ствием возрастающего скоростного напора воздуха рас- ходятся, и часть воздуха проходит минуя диффузор. При этом скорость воздуха в диффузоре и разрежение в нем возрастают менее интенсивно, чем при прохождении всего воздуха через диффузор. Таким образом, при малых расходах воздуха карбюратор работает как простейший. С возрастанием нагрузки по мере отклонения упругих пластин большая часть воздуха проходит минуя диф- фузор, и смесь постепенно обедняется. Аналогичный эффект достигается и в карбюраторах, в которых в зависимости от режима работы двигателя изменяется проходное сечение диффузора (рис. 83, б) В этом случае при повышении расхода воздуха проходное сечение диффузора, образованное подвижными пласти- нами, увеличивается, и разрежение возрастает менее интенсивно, чем при неизменном проходном сечении диффузора. § 5. ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА КАРБЮРАТОРОВ Обогатитель, Обогатитель (экономайзер) пред- назначен для обогащения смеси в целях обеспечения максимальной мощности при полном откоытии дрос- сельной заслонки. С переходом на режим полйой нагрузки обогащение смеси достигается увеличением расхода топ- лива посредством специального клапана, который начи- нает открываться при почти полном открытии дроссель- ной заслонки. Дополнительное топливо подается через жиклер обо- гатчтеля, установленный параллельно с главным жик- лером, или через главный жиклер совместно е топливом, поступающим через жиклер экономичного состава смеси. В первом случае с переходом к полной нагрузке откры- вается клапан 4 (рис. 84, а), и топливо поступает в рас- пылитель 1 одновременно через главный жиклер 6 и жик- лер 5 обогатителя. Сечение жиклера обогатителя значи- тельно меньше по сравнена' j с сечением главного жиклера. Во втором случае (ркс. 84, б) на режиме частичных нагрузок, когда клапан 4 закрыт, топливо подаетсг в рас- пылитель после прохождения через жиклер 7 экономич- ного состава смеси и главный жиклер. При открытом клапане 4 через главный > гикаер к распылителю 1 посту- 175
a) <0 Рис. 84. Схемы обогатителей: а — с пневматическим приводом и параллельным включением жиклеров; б — с механическим приводом и последовательным включением жиклеров; 1 — распылитель; 2 — пружина поршня; 3 — поршень; 4 — клапан обога- тителя; 5 — жиклер обогатителя; 6 — главный жиклер; 7 — жиклер эконо- мичного состава смеси пает топливо, прошедшее через жиклер 7 и открытый клапан 4. Привод клапана обогатителя может быть механиче- ским (например, карбюраторы К-88А, К-126 и их моди- фикации), или пневматическим (например, карбюра- тор 2105 «Озон»). Наибольшее распространение получил механический привод обогатителя (рис. 84, б), отличающийся просто- той конструкции и высокой надежностью. Недостатком механического привода обогатителя является возмож- ность его включения только в зависимости от положения дроссельной заслонки, без учета разрежения за ней при различных скоростных режимах. При пневматическом приводе положение клапана 4 (рис. 84, а) зависит от разрежения за дроссельной заслон- кой. В этой системе клапан 4 с помощью штока соединен с поршнем 3, установленным в цилиндре. Подпоршневая полость цилиндра сообщается с входным патрубком карбюратора, а надпоршневая — с задроссельным про- странством. При режимах частичной нагрузки вслед- ствие разрежения, создаваемого в задроссельном про- странстве, а следовательно, и над поршнем, давление воздуха под поршнем оказывается достаточным для сжатия пружины 2, установленной на штоке, и удержа- ния, таким образом, поршня в верхнем положении, при котором клапан 4 закрыт. При работе двигателя с нагрузками, близкими к пол- ным, разрежение за дроссельной заслонкой снижается, 176
под действием пружины поршень опускается вниз, и кла- пан 4 открывается. Обогатитель с пневматическим при- водом включается тем раньше, чем меньше частота вра- щения коленчатого вала двигателя. Поэтому при исполь- зовании пневматического привода обогатителя разгон автомобиля улучшается. В некоторых карбюраторах наряду с экономайзером для обогащения горючей смеси при больших расходах воздуха, когда двигатель работает в режиме полной на- грузки, применяется обогатитель, называемый эконоста- том. Эконостат представляет собой трубку (канал), соединяющую поплавкую камеру с входным воздушным патрубком карбюратора, расположенным на значитель- ном расстоянии от диффузора. На конце трубки, нахо- дящемся в поплавковой камере, установлен жиклер. Топливо через эконостат поступает во входной патрубок, обогащая горючую смесь, только при больших расходах воздуха, при которых в патрубке создается необходимое разрежение. Ускорительный насос. Резкое открытие дроссельной заслонки для быстрого изменения режима работы двига- теля сопровождается заметным обеднением горючей смеси, приводящим к падению мощности и ухудшению приеми- стости двигателя. Обеднение горючей смеси объясняется тем, что скорость воздуха в карбюраторе растет более интенсивно, чем скорость истечения топлива. Это способ- ствует ухудшению испарения топлива при уменьшении подогрева увеличившейся массы поступающего воздуха. Предотвращение обеднения горючей смеси при резком открытии дроссельной заслонки достигается с помощью ускорительного насоса, подающего дополнительное топ- ливо. Обычно насосы изготовляют с механическим при- водом (рис. 85), так как при пневматическом приводе не обеспечивается достаточная быстрота действия. Для обес- печения более продолжительной подачи топлива пор- шень 5 насоса связан с приводом дроссельной заслонки через пружину 3. При частичных нагрузках поршень насоса находится вверху цилиндра 6, нижняя часть которого заполнена топливом. При резком открытии дроссельной заслонки и соответственно быстром перемещении поршня топливо из цилиндра выталкивается через выпускной клапан 2 и жиклер 1 в диффузор. При движении поршня вверх цилиндр заполняется топливом, которое поступает через 177
Рис. 85. Схема ускоритель- ного насоса: 1 — жиклер ускорительного на- соса; 2 — выпускной клапан; 3 — пружина; 4 — впускной клапан; 5 — поршень; fi — ци- линдр впускной клапан 4. При медленном перемещении поршня вниз топливо к жиклеру не подается, так Рис. 86. Схема эмульсион- ного карбюратора с системой холостого хода, включенной в главную дозирующую си- стему: 1 — эмульсионная трубка; 2 — главный жиклер; 3 и 4 — выход* ные отверстия системы холо- стого хода; 5 — регулировочный винт; 6 — жиклер холостого хода; 7 — канал; 8 — воздуш- ный жиклер системы холостого хода как поршень в цилиндре установлен с большим зазором, через который топливо успевает перетекать из подпор- шневой полости в надпоршнегую. Иногда приводы ускорительного насоса и обогатителя объединяются. Система холостого хода. При работе в режиме холо- стого хода, когда дроссельная заслонка почти полностью закрыта, разрежение в диффузоре уменьшается настолько, что поступление топлива через распылитель главной до- зирующей системы карбюратора прекращается. Для получения обогащенной смеси, обеспечивающей устойчивую работу двигателя в режиме холостого хода, используется большое разрежение за дроссельной заслон- кой. На рис. 86 представлена схема эмульсионного карбю- ратора е размещением системы холостого хода после глав- ного жиклера. При работе в режиме холостого хода топливо из главной дозирующей системы через жиклер б холостого хода попадает в канал 7, в котором для лучшего распыливания топливо эмульсируется воздухом, посту- пающим через воздушный жиклер 8 системы холостого хода. Затем топливная эмульсия через отверстия 3 г 4 поступает в эадроссельное пространство. На малых частотах вращения, когда заслонка нахо- дится между отверстиями 3 и 4, отверстие 3 оказывается 178
в зоне незначительного разрежения; через это отверстие в канал поступает дополнительная порция воздуха. Эмульсия подается в смесительную камеру только через отверстие 4. /Основное назначение отверстия 3 состоит в том, чтобы предотвратить обеднение смеси при переходе с режима холостого хсда к режиму полной нагрузки. При откры- тии дроссельной заслонки, когда отверстие 3 вновь ока- зывается в зоне повышенного разрежения, эмульсия поступает через оба отверстия, что увеличивает расход горючей смеси до заданного, соответствующего нагру- зочному режиму. Изменение состава смеси на режиме холостого хода осуществляется с помощью регулировоч- ного винта 5, который может устанавливаться как в от- верстии 4, так и в отверстии воздушного жикле- ра 8. Для регулирования минимально устойчивых частот вращения на режиме холостого хода наряду с винтом 5 используется винт упора дроссельной заслонки, ограни- чивающей ее закрытие. Подключение системы холостого хода пос we главного топливного жиклера 2 обеспечивает дополнительное обед- нение горючей смеси при работе двигателя на высоких частотах вращения под нагрузкой, когда все отверстия эмульсионной трубки 1 оказываются открыты п*. В этом случае топливный жиклер системы холостого хода рабо- тает как дог элнитзльный воздушный жиклер, через него в распылитель главной дозирующей системы дополни- тельно поступает воздух, что позволяет приблизить характеристику карбюратора к оптимальной. Пусковое устройство. При гуске двигателя стартером (при малья частоте вращения) Ард мало, и расход топлива через главную дозирующую систему не обеспечивает требуемого обогащения смеси. Обогащение смеси ьеоб- ходлмо при пуске холодного двигателя, когда большая часть топлива вследствие плохого распыллвания и низ- кой температур!’ не исш ряется. Поэтому для обеспечения заданного ссличества паров топлква в смеси, поступа- ющей в цилиндры, возникает необходимость в обогащении ее с помощью снециа ль него пускового устройст га. У боль- шинства карбюраторов пусковое устройство представ- ляет собой воздушную заслонку 1 (рчс. 87) с автомати- ческим клапаном 2, установленную во впускном патрубке карбюратора. 179
Рис. 87. Схема пу- скового устройства карбюратора: 1 — воздушная за- слонка; 2 — автома- тический клапан; 3 — дроссельная за- слонка Рис. 88. Схема пневмоцентробежного ограничителя частоты вращения: Л — датчик; Б — исполнительный мембранный механизм; 1 — мемСГрана; 2 — двуплечий рычаг; 3 — пружина; 4 — дренажный канал; б — вращающийся корпус; 6 - пружина клапана; 7 — клапан; 8 »- соединительная трубка Для облегчения пуска воздушную заслонку посред- ством рычагов и тяг соединяют с дроссельной так, чтобы при прикрытии воздушной заслонку автоматически про- исходило неполное открытие дроссельной заслонки 3. Прикрытие воздушной заслонки ограничивает поступле- ние воздуха в карбюратор, поэтому разрежение в диф- фузоре значительно возрастает. При интенсивном исте- чении топлива происходит испарение его легких фрак- ций, и горючая смесь обогащается. При пуске двигателя, когда под воздушной заслонкой создается большое разрежение, клапан 2 автоматически открывается и через него проходит необходимое количество воздуха, предотвращающее чрезмерное обогащение смеси. После пуска и прогрева двигателя воздушная заслонка открывается, а дроссельная заслонка устанавливается в положение, при котором начинает работать система холостого хода. Иногда ось воздушной заслонки смещается относи- тельно оси патрубка, что способствует ее автоматическому открытию набегающим воздушным потоком после пуска. 180
Ограничителя час готы вращения. Для предупреждения перегрузки двигателя его максимальная мощность лими- тируется ограничителями частоты вращения, среди кото- рых наибольшее распространение получили пневмоцен- робежные ограничители. Пневмоцентробежный ограничитель (рис. 88) состоит из центробежного датчика А и исполнительного мембран- ного механизма Б. В неподвижном корпусе датчика размещен вращающийся корпус 5, в котором установлен клапан 7. Пружина 6 клапана отрегулирована таким образом, что при частотах вращения коленчатого вала двигателя ниже максимальных клапан удерживается в открытом положении; при достижении максимальной частоты вращения под действием центробежной силы клапан закрывается. Полость над мембраной 1 исполнительного механизма Б сообщается с внутренней полостью вращающегося кор- пуса датчика й каналами со смесительной кгмерой и задроссельным пространством карбюратора. Полость под мембраной вместе с полостью неподвижного корпуса датчика через канал 4 сообщается с впускным патрубком двигателя или с атмосферой. При частотах вращения, меньших максимальной, ког- да клапан 7 датчика открыт, обе полости исполнительного механизма сообщаются между собой, и под действием пружины <3 мембрана опускается. При. превышении максимальной частоты вращения клапан опускается в седло, сообщение полости над мем- браной с атмосферой прекращается; вследствие возника- ющего разрежения диафрагма прогибается вверх, растя- гивая пружину <3, и через двуплечий рычаг 2 дроссельные заслонки закрываются. Соединение полости над мембра- ной как с полостью над дроссельной заслонкой, так и с полостью под ней обеспечивает необходимое разреже- ние над мембраной при любом положении дроссельной заслонки, независимо от нагрузки. Устройства, снижающие расход топлива и токсичность отработавших газов. Большинство современных карбюра- торов выполнены двухкамерными с двумя диффузорами в каждой из камер. Первичная и вторичная камеры включаются в работу последовательно. Вначале откры- вается дроссельная заслонка первичной камеры, а затем при больших нагрузках — заслонка вторичной камеры. Обычно во вторичной камере вместо системы холостого 181
хода применяется переходная система, предназначенная для подачи топлива при малом открытии дроссельной за слонки вторичной камеры, когда топливо из распылителя главной дозирующей системы еще не поступает. Принцип работы переходной системы такой же, как и системы холостого хода первичной камеры. На некоторых моделях автомобилей ВАЗ установлен карбюратор «Озон», который в отличие от карбюраторов других автомобилей имеет дополнительные устройства, повышающие экономичность двигателя и снижающие ток- сичность отработавших газов. К ним относятся пневма- тический привод дроссельной заслонки вторичной камеры и экономайзер принудительного холостого хода. Система пневмопривода дроссельной заслонки (рис. 89) автоматически регулирует степень открытия дроссельной заслонки в зависимости от скоростного режима работы двигателя, обеспечивая плавное включение главной дози- рующей системы без обогащения горючей смеси на пере- ходных режимах. Полость над мембраной пневмопривода соединена каналами с диффузорами первичной и вторичной камер. Это соединение осуществляется через жиклеры. Мембрана с помощью штока кинематически связана с дроссельной заслонкой вторичной камеры. По мере роста разрежения в диффузоре, а следова- тельно, и в полости над мембраной последняя, преодоле- вая сопротивление пружины, перемещаете- вместе со штоком вверх, поворачивая с помощью рычажного устрой- ства -дроссельную заслонку на соответствующий угол. Экономайзер принудительного холостого хода с элек- тронным управлением по частоте вращения коленчатого вала отключает подачу топлива в задроссельное простран- ство карбюратора при работе двигателя на режимах принудительного холостого хода. Под принудительным холостым ходом понимается режим работы двигателя с повышенной частотой вращения коленчатого вала при прикрытых дроссельных заслонках. На этих режимах двигатель работает во время переклю- чения передач и при торможении автомобиля двигателем, когда коленчатый вал раскручивается за счет кинетиче- ской энергии автомобиля. На режиме принудительного холостого хода вступает в работу система холостого хода. Однако на данном ре- жиме работы двигателя увеличивается количество оста- 182
Рис. 89. Схема пневмопривода дроссельной заслонки вторичной смесительной камеры карбюра- тора: 1 — пружина мембраны; 2 — ка- нал; 3 — большой диффузор вто- ричной камеры; 4 — большой диф- фузор первичной камеры; 5 и 6 — жиклеры пневмопривода первичной и в-оричной камер; 7 — дроссель- ная заслонка; 8 — шток; 9 — мем- брана несгоревшего и не полностью ставе отработавших - газов Рис. 90. Схема экономайзера принудительного холостого хода точных газов в цилиндрах, уменьшается наполнение цилиндров горючей смесью, ухудшаетсг воспламени- мость смеси, в результате чего возрастает количество сгоревшею топлива и в со- увеличивается содержание токсичных веществ. Экономайзер принудительного холостого хода (рис. 90) состоит из иглы 2 и мембраны 1 экономайзера, электро- пневмоклапана 6, который шлангом 5 соединен с впускным коллектором и шлангом 4 с полостью за мембраной. Напряжение на электропневмоклапан может пода- ваться по двум параллельным электрическим цепям. В одной из них установлен микропереключатель, с по- мощью которого при открытии дроссельной заслонки цепь замыкается, а при прикрытии — размыкается. Элек- тронный блок другой цепи осуществляет выключение цепи при высоких частотах вращения коленчатого вала двига- теля и включение ее при низких частотах вращения. Если одна из цепей замкнута, то пневмоклапан от- крыт; при разомкнутых цепях пневмоклапан закрыт. Когда дроссельная заслонка открыта и цепь, управляемая ею через микропереключатель, замкнута, пневмоклапан открыт независимо от частоты вращения коленчатого вала. На режиме принудительного холостого хода, когда дроссельная заслонка прикрыта, а коленчатый вал вра- 183
щается с большой частотой вращения, обе цепи разом- кнуты. а следовательно, закрыт электропневмоклапан; в этом случае игла экономайзера закрывает отверстие 3, прекращая поступление топливной эмульсии в задрос- сельное пространство карбюратора. При снижении частоты вращения коленчатого вала электронный блок замыкает цепь питания электропнев- моклапана, клапан открывается, игла экономайзера от- крывает отверстие 3, и система холостого хода вступает в работу. ГЛАВА 12. СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДИЗЕЛЕ § 1. ОСОБЕННОСТИ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ В ДИЗЕЛЯХ Смесеобразование в дизелях осуществляется в конце такта сжатия и начале такта расширения. Про- цесс занимает короткий промежуток времени, соответ- ствующий 20—60° поворота коленчатого вала. Процесс смесеобразования в дизеле имеет следующие особенности: смесеобразование протекает внутри цилиндра и в ос- новном осуществляется в процессе впрыскивания топлива; по сравнению с карбюраторным двигателем продол- жительность смесеобразования в несколько раз меньше; горючая смесь, приготовленная в условиях ограничен- ного времени, характеризуется большой неоднородностью, т. е. неравномерным распределением топлива по объему камеры сгорания. Наряду с зонами с высокой концентра- цией топлива (малые значения коэффициента избытка воздуха а) отмечаются зоны с малой концентрацией топ- лива (большие значения а). Это обстоятельство предопре- деляет необходимость сжигания топлива в цилиндрах дизелей при большем суммарном коэффициенте <х2 из- бытка воздуха. Смесеобразование, начинающееся с момента поступле- ния топлива в цилиндр, состоит из процессов распылива- ния топлива на мельчайшие частицы, заполнения распы- ленными частицами пространства камеры сгорания, испа- рения частиц и смешения образующихся паров с воздухом. Большинство этих процессов протекает одновременно. 184
Кроме того, в настоящее время к камерам сгорания дизелей предъявляется важное дополнительное требова- ние — обеспечение многотопливности. Камеры сгорания подразделяются на неразделенные и разделенные. Неразделенные камеры сгорания представляют собой единый объем в надпоршневой полости цилиндра. Распи- ливание, смесеобразование и сгорание топлива осуще- ствляются непосредственно в цилиндре, и двигатель с та- кой камерой называют двигателем с непосредственным впрыскиванием. Разделенные камеры сгорания обычно состоят из двух полостей: полости над поршнем (основной камеры) и до- полнительной полости в головке (вихрекамеры или пред- камеры). Эти полости соединены между собой одним или несколькими каналами. Двигатели с такими камерами называют вихрекамерными или предкамерными. Неразделенные камеры сгорания. Неразделенная ка- мера сгорания располагается в надпоршневой полости цилиндра й имеет обычно симметричную относительно его оси форму. Поверхность камеры образуется фигурным днищем поршня, плоскостью головки и частично боко- выми стенками цилиндра. Некоторые наиболее распро- страненные типы неразделенных камер сгорания пред- ставлены на рис. 95. В дизелях широко применяются камеры с углубле- нием в форме топливного факела, выполненным в днище поршня. Топливо в такую камеру вводится с помощью многодырчатой форсунки. Для размещения образующихся при впрыскивании факелов (в форме полого конуса с углом при вершине у) в днище поршня предусмотрена выемка, ограниченная с внешней стороны вытеснительным бур- том, исключающим попадание топлива на сравнительно холодные стенки цилиндра и обеспечивающим образова- ние радиального вихря воздуха. Такие камеры сгорания используются в двухтактных дизелях типа ЯМЗ, в че- тырехтактном дизеле Д-12А, устанавливаемых на боль- шегрузных автомобилях. Способ смесеобразования в этих камерах получил название объемного. Рабочий цикл дизелей с объемным смесеобразованием характеризуется следующим: смесеобразование обеспечивается путем мелкого рас- пиливания топлива при высоких максимальных да пе- ниях впрыскивания (рвпртаа = 504-100 МПа), турбу- 191
Рис. 95. Камеры сгорания неразделенного типа: а — дизеля ЯМЗ-234; б — дизеля Д-12А; в — дизеля ЯМЗ-236: е — дизеля Д-37М; д — типа ЦНИДИ; е — автомобильного дизеля; ж — дизеля фирмы Щойц» (ФРГ); 3 — дизеля фирмы МАН (ФРГ) лизация в камере возникает вследствие вытеснения воз- духа из зазора между буртом поршня и головкой цилиндра при подходе поршня к ВМТ; равномерное распределение топлива в воздухе обеспе- чивается посредством взаимного согласования формы камеры с формой и расположением топливных факелов; протекание процесса сгорания осуществляется при а — 1,5-т-1,6, так как в результате неравномерного рас- пределения топлива по объему камеры при меньшем а не удается обеспечить бездымного сгорания, несмотря на согласование форм камеры и факелов, а также применения высокого давления впрыскивания; рабочий цикл характеризуется высокими максималь- ными давлениямй сгорания pz и большими скоростями нарастания давления Wp = Ap/Aq>; двигатели с объемным смесеобразованием имеют высо- кую экономичность работы из-за сравнительно быстрого сгорания топлива и меньших потерь теплоты в стенки ци- линдра, а также хорошие пусковые качества. 192
Таким образом, основным преимуществом двигателей с объемным смесеобразованием является высокая топлив- ная экономичность,’ а основным недостатком — высокое давление сгорания и большая жесткость работы. Указан- ные недостатки могут быть частично устранены созданием в цилиндре вихревого потока воздуха за счет более глу- бокого размещения камеры в поршне. Конфигурация ка- меры сгорания может быть различной. Для более интенсивного вихреобразования в камере сгорания увеличивают поверхность вытеснителя, а фор- сунку устанавливаюр-'асимметрично относительно оси цилиндра. В тракторных дизелях находит применение камера сгорания (см. рис. 95, д'), разработанная Централь- ным научно-исследовательским дизельным институтом (ЦНИДИ). Топливные факелы в такой камере попадают на ее боковые стенки под входной кромкой. Камеры сгорания в поршне обеспечивают интенсивное вихревое перемещение воздушного заряда, вытесняемого из пространства цилиндра хнад вытеснителем в камеру при подходе поршня к ВМТ. Кроме радиального направ- ления движения, воздух в таких камерах сохраняет и тангенциальное вращательное движение, что способствует более полному использованию воздушного заряда, сни- жению коэффициента избытка воздуха, повышению мощ- ности и улучшению топливной экономичности дизелей. При этом наличие вихревых потоков позволяет снизить максимальное давление впрыскивания и число сопловых отверстий распылителя форсунки. Частичное попадание топлива на стенки камеры сгорания и интенсивное пере- мешивание воздуха и частиц топлива снижают количество паров топлива, образующихся в период задержки воспла- менения; сгорание протекает более плавно, уменьшается жесткость работы дизеля и максимальное давление цикла. Объемное смесеобразование в таких камерах сгорания заменяется объемно-пленочным, так как часть топлива при впрыскивании попадает на стенку камеры сгорания. Камера сгорания в поршне — камера сгорания фирмы сДойц» («Deutz») — обеспечивает снижение жесткости работы дзигателя путем образования пристеночного слоя переобогащенной смеси, уменьшающего количество топ- лива, подготовленного к сгоранию за период задержки воспламенения. После начала воспламенения скорость смесеобразования возрастает. Для такой камеры давле- 7 Богданов С. Н. в др. 193
ние впрыскивания может быть меньше, чем для камер типа ЯМЗ, так как для образования переобогащенного присте- ночного слоя смеси не нужно высокого качества распили- вания и равномерного распределения топлива в факеле. Однако факел должен продвигаться на всю глубину ка- меры сгорания, а количество топлива, попадающего на ее днище, не должно быть чрезмерно большим. Такие ка- меры сгорания обеспечивают достаточно высокие пуско- вые качества двигателей, хорошую топливную экономич- ность, не уступающие аналогичным показателям дизелей с объемным и объемно-пленочным смесеобразованием, описанных выше. Способ смесеобразования, при котором топливо по- дается на стенку камеры сгорания и растекается по ее поверхности в виде тонкой пленки толщиной 12—14 мкм, получил название пленочного. Направление движения за- ряда при пленочном смесеобразовании совпадаете направ- лением движения топлива, что способствует его растека- нию по поверхности камеры сгорания. Топливная пленка испаряется за счет теплоты поршня'. После начала горе- ния процесс испарения резко возрастает под действием теплопередачи от пламени к пленке топлива. Испарив- шееся топливо уносится потоком воздуха и сгорает во фронте пламени, распространяющегося от очага воспла- менения. При пленочном смесеобразовании обеспечиваются вы- сокие энергетические и топливно-экономические показа- тели дизеля, уменьшается жесткость работы и максималь- ное давление цикла. При использовании пленочного смесеобразования отмечается удовлетворительная ра- бота двигателя на разных топливах (многотопливность). Недостатком пленочного смесобразования является затрудненный пуск холодного двигателя, а также повы- шенная токсичность отработавших газов на режимах частичных нагрузок и холостого хода. Худшие пусковые качества объясняются тем, что основная масса топлива попадает на холодную стенку камеры сгорания и его испарение затруднено. Повышенная токсичность отрабо- тавших газов на режимах холостого хода и малых нагру- зок зависит от продолжительности процессов. смесеобра- зования и сгорания из-за меньшего подвода теплоты от пламени к пленке топлива на этих режимах. Вихревые камеры сгорания. Вихревая камера сгора- ния (рис. 96) представляет собой шаровое или цилиндри- 194
1 Z 3 Рис. 97. Вихревая камера сгорания: 1 — форсунка; 2 пусковая свеча накаливания; 3 •=• вставка вихревоЛ камеры ческое Пространство, соединенное с пространством ци- линдра тангенциальным каналом. Объем вихревой ка- меры сгорания 2 VK составляет примерно 60—80 % общего объема сжатия Vc, площадь поперечного сечения соеди- нительного канала 3 fc — 1—5 % площади поршня Fa. Как правило, в вихревых камерах сгорания исполь- зуются закрытые форсунки 1 штифтового типа, обеспечи- вающие полый факел распыленного топлива. При поступлении воздуха из цилиндра в вихревую ка- меру во время такта сжатия воздух интенсивно завих- ряется. Воздушный вихрь, непрерывно воздействуя на формирующийся топливный факел, способствует луч- шему распиливанию топлива и смешению его с воздухом. В ходе начавшегося горения воздушный вихрь обеспечи- вает подвод к факелу свежего воздуха и отвод от него продуктов сгорания. При этом скорость вихря должна быть такой, чтобы за время впрыскивания топлива воздух мог совершить в камере сгорания не менее одного оборота. Сгорание вначаде происходит в вихревой камере. По- вышающееся при этом давление вызывает перетекание продуктов сгорания и топливовоздушной смеси в цилиндр, где процесс сгорания завершается. На рис. 97 представлены конструктивные элементы вихревых камер. Нижняя часть камеры, как правило, образуется специальной вставкой из жаропрочной стали, которая предохраняет головку от обгорания. Высокая температура вставки (800—900 К) способствует сокра- щению периода задержки воспламенения. Интенсивное 7* 195
вихреобразование и наличие вставки позволяют получить устойчивое протекание рабочего цикла в широком диа- пазоне нагрузочных и скоростных режимов. Вихрекамерный рабочий цикл обеспечивает бездымное сгорание топлива при малых коэффициентах избытка воздуха (а = 1,24-1,3) вследствие интенсивного воздуш- ного вихря. Сгорание значительной части топлива в дополнитель- ной камере, расположенной вне цилиндра, обусловливает снижение максимального давления сгорания (р2 « = 74-8 МПа) и скорости нарастания давления = = 0,34-0,4 МПа/0) в надпоршневой полости цилиндра. Рабочий цикл вихрекамерного двигателя менее чув- ствителен к качеству распиливания топлива, что позво- ляет использовать однодырчатые распылители с невысо- кими давлениями впрыскивания (рвпр » 204-25 МПа) и сопловым отверстием сравнительно большого диа- метра. Основными недостатками вихрекамерного двигателя является повышенный удельный эффективный расход топлива, достигающий на режиме максимальной нагрузки 260—270 г/(кВт-ч), а также худшие по сравнению с дви- гателями с неразделенными камерами сгорания пусковые качества. Более низкая экономичность вихрекамерных дизелей объясняется увеличением теплоотдачи в стенки вследствие более развитой поверхности камеры сгорания, наличия в камере сгорания интенсивного вихреобразования, боль- ших гидравлических потерь при перетекании рабочего тела из цилиндра в вихревую камеру и обратно, а также увеличением продолжительности процесса сгорания. Ухуд- шение пусковых качеств двигателя обусловлено пониже- нием температуры воздуха при перетекании в вихревую камеру и увеличением теплоотдачи в стенки вследствие развитой поверхности камеры. . К числу двигателей с вихрекамерным смесеобразова- нием относятся тракторные дизели СМД, ЗИЛ-136, Д50, Д54 и Д75, автомобильные дизели «Перкинс», «Ровер» (Великобритания). Предкамерные дизели. Камера сгорания предкамер- ного дизеля (рис. 98) разделена на основную часть, рас- положенную над поршнем, и дополнительную 2, назы- ваемую предкамерой. Объем предкамеры составляет 25— 35 % общего объема сжатия Уе. Площадь проходного се- 196
Рис. 98. Схема камеры сгорания с предкамерой чения соединительных каналов равна 0,3—0,8% площади поршня. В камере сгорания иепользует- ся однодырчатая (обычно штифто- вая) форсунка /, обеспечивающая впрыскивание топлива в напра- влении соединительных кана- лов <3. В предкамерном дизеле воз- дух в процессе сжатия частич- но перетекает в предкамеру, где продолжает сжиматься. В предкамеру в конце сжатия впрыскивается топливо, которое воспламеняется и горит, вызывая быстрое повышение давления. В объеме предкамеры сгорает часть топлива, так как количество воздуха ограничено. Несго- ревшее топливо продуктами сгорания выносится в ци- линдр, где дополнительно распиливается и тщательно перемешивается с воздухом за счет образующихся интен- сивных газовых потоков. Сгорание переносится в надпорш- невое пространство, вызывая повышение давления в ци- линдре. Таким образом, в предкамерных дизелях для смесе- образования используется энергия газа, перетекающего из предкамеры вследствие предварительного 'сгорания части топлива в ее объеме. Использование для смесеобразования газового потока позволяет получить хорошее перемешивание топлива с воздухом при сравнительно «грубому распиливании топлива форсункой. Поэтому в предкамерных дизелях применяются низкие давления впрыскивания, не пре- вышающие 10—15 МПа, а коэффициент избытка воздуха на режиме максимальной нагрузки составляет 1,3—1,4. Другим важным преимуществом предкамерных дизе- лей является небольшая жесткость работы. Давление газа в надпоршневом пространстве не более 5,5—6 МПа вслед- ствие дросселирования газа в соединительных каналах. К преимуществам предкамерных дизелей следует от- нести также меньшую чувствительность рабочего цикла к виду применяемого топлива и к изменению скоростного режима работы. Первое объясняется влиянием на условия воспламенения разогретой поверхности днища предка- меры, второе — независимостью энергии газового потока, вытекающего из предкамеры, от скорости движения 197
Рис. 99. Конструкции камер сго- рания с предкамерой поршня, а следовательно, от частоты вращения коленча- того вала. Максимальная частота вращения для пред- камерных дизелей малой размерности цилиндра (ма- лого диаметра) составляет 3000—4000 об/мин. Основным недостатком предкамерного дизеля являет- ся низкая топливная эконо- мичность вследствие тепло- вых и гидравлических потерь, возникающих при перетека- нии газов, растянутости процесса сгорания, а также уве- личенной поверхности камеры. Среднее давление механи- ческих потерь рм у предкамерных дизелей на 25—35 % выше, чем у двигателей с неразделенными камерами, а удельный эффективный расход топлива равен 260— 290 г/(кВт-ч). Как и вихрекамерные, дизели с предкамерным сме- сеобразованием имеют низкие пусковые качества. Поэтому эти дизели, как правило, отличаются повышенной (до 18—20) степенью, сжатия и снабжены пусковыми свечами накаливания. Таблица Ю Камеры огорання “mln в Рг, МПа Др/Д<1', МПа/°, не более Ре- МПа г/(кВт. ч) Неразделенные: с объемным и 1,4—1,8 14—16 7,5—9,0 1,5 0,7—0,8 225—255 объемно-пленоч- ным смесеобра- зованием с пленочным 1,1 14—16 6,5—8,0 1,0 0,7—0,8 220—240 смесеобразова- нием Разделенные: с вихрекамер- 1,2—1,3 16—18 6,0—7,0 0,5 0,7 0.85 260—290 ным смесеобра- зованием с предкамерным 1.3—1,4 17—20 5,5—6,0 0,5 0,65— 260—300 смесеобразова нием • 0,75 198
На рис. 99 представлены конструкции камер сгорания с предкамерой. Камера, как правило, выполнена отдельно от головки. В стенках предкамеры смонтированы фор- сунка 1 и свеча накаливания 2. Соединительные каналы выполнены с возможно большими проходными сечениями для снижения потерь энергии при перетекании газа. На- правление каналов соответствует форме надпоршневого пространства. Предкамерное смесеобразование используется в раз- личных автомобильных и тракторных двигателях. Для сравнения в табл. 10 представлены данные по двигателям с различным способом смесеобразования. ГЛАВА 13. ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ § 1, РЕЖИМЫ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЕЙ Рис. 100. Область возможных режимов работы двигателя Режим работы ДВС характеризуется частотой вращения коленчатого вала и развиваемой мощностью. Частота вращения п может изменяться от nmln до птах (рис. 103). Минимальная частота вращения пш1п опреде- ляется условием устойчивой работы двигателя под на- грузкой. Максимально допустимая частота пшах ограни- чивается условием качественного протекания рабочего цикла, возрастанием механических нагрузок на элементы, кривошипно-шатунного механизма двигателя от воздей- ствия инерционных сил и т. п. При любой частоте вращения Ре эффективная мощность дви- гателя и соответствующий данному режиму крутящий момент могут изменяться от нулевого значения (режим холостого хода) до определен- ного максимального зна- чения. Изменение мощности дви- гателя при постоянной часто- те вращения коленчатого вала определяется количеством по- даваемого топлива или горю- чей смеси. Изменение подачи 199
топли ia или горючей сглеси в цилиндр осуществляется с помощью органов управления топливоподачей. Для карбюраторного двигателя таким органом является дрос- сельная заслонка, а для дизеля —элемент управления топливным насосом. Мощность двигателя, выраженная в долях или про- центах от максимальной мощности, развиваемой двига- телем при данной частоте вращения, характеризует на- грузочный режим работы. Например, для режима, отме- ченного точкой k (рис. 100), нагрузка двигателя, опреде- ляемая соотношением P.lPt, составляет 70 %. При некотором постоянном положении органа управле- ния топливоподачей изменение мощности характеризуется изменением частоты вращения коленчатого вала. Такие зависимости Рв = f (п) представлены кривыми 1, 2, 3 и 4. При этом каждая кривая Рв — f (п) соответствует определенному положению органа управления топливо- подачей, а кривая 1, кроме того, характеризует наиболь- шую мощность, которую двигатель может развивать на каждом скоростном режиме. Режимы работы автомобильного двигателя опреде- ляются прежде всего условиями движения транспортного средства и характеризуются широким диапазоном изме- нения нагрузки и частоты ьоащения. Изменение скорост- ного режима работы двигателя обеспечивает необходимое . изменение скорости движения автомобиля на данной пе- редаче. При этом на каждой скорости движения, а следова- тельно, при любой частоте вращения коленчатого вала двигателя его нагрузка может изменяться в зависимости от сопротивления движению (от нуля до максимально возможного значения). В этих условиях вся совокупность возможных режимов работы двигателя может характе- ризоваться площадью, ограниченной кривой Ре — f (л), осью абсцисс и линиями граничных частот вращения (за- штрихованная площадь). Оценка работы двигателя на переменных режимах осуществляется с помощью различных характеристик, которые графически выражают зависимость основных по- казателей двигателя от параметра, характеризующего режим работы двигателя (нагрузка, частота вращения коленчатого вала), или от какого-ли^о регулировочного параметра (угол опережения зажигания,? коэффициент избытка воздуха и т. п.). 200
В зависимости от параметра, принимаемого в качестве независимого переменного, различают три основные группы характеристик: скоростные, нагрузочные, регу- лировочные. Основными параметрами характеристик являются эффективная мощность Рв, крутящий момент Ме, часо- вой GT и удельный эффективный расход топлива gt. Иногда при построении характеристик используют вспо- могательные зависимости — коэффициент избытка воз- духа а, коэффициент наполнения %, индикаторный т)| и механический т]м КПД, среднее индикаторное pt дав- ление и т. п. Наиболее значимыми с эксплуатационной точки зре- ния являются нагрузочные и скоростные характеристики, позволяющие оценить экономические и мощностные ка- чества двигателей на различных режимах работы.^ Нагрузочная характеристика — зависимость часового и удельного расходов топлива от нагрузки при постоян- ном скоростном режиме. При построении нагрузочной характеристики в ка- честве независимого переменного принимается один из параметров, характеризующих нагрузочный режим дви- гателя, — эффективная мощность, крутящий момент или среднее эффективное давление. При сравнительной оценке двигателей, отличающихся эффективной мощностью, удобно использовать нагрузочные характеристики, по- строенные по среднему эффективному давлению. На на- грузочной характеристике могут быть нанесены зависи- мости коэффициента избытка воздухе а, коэффициента наполнения %, индикаторного и механического т]и КПД, температуры отработавших газов Т01в и т. п. Для более полной оценки экономических качеств дви- гателя нагрузочные характеристики снимают для различ- ных частот вращения коленчатого вала, охватывающих эксплуатационный диапазон скоростных режимов работы. Вид нагрузочной характеристики дизеля представлен на рис. 101. Переход от одного нагрузочного режима к другому осуществляется при Постоянной частоте вращения колен- чатого вала путем изменения подачи топлива. При повы- шении нагрузки подача топлива увеличивается, а следова- тельно, возрастает часовой расход топлива GT. При этом удельный эффективный расход топлива ge вначале умень- 201
Рис. 101. Нагрузочная характеристика дизеля при п = const: теристика дизеля при п = == 1800 об/мин 1 “ 2 Ш-gg шается, достигая при определенной нагрузке минималь- ного значения, У затем увеличивается. Нагрузочная характеристика позволяет выявить важ- нейшие показатели оценки энергетических и экономи- ческих качеств двигателя: максимальную нагрузку Рв т,т (при данной регулировке двигателя); часовой GT и удель- ный ge расходы топлива на режиме максимальной на- грузки; минимальный удельный расход топлива ga mlB и соответствующий ему нагрузочный режим ^egemln, а также степень стабильности удельного расхода топлива и нагрузочный диапазон, при котором соблюдается усло- вие ga < g,PtaM. Анализ нагрузочной характеристики дизеля Характер протекания кривых нагрузочной характе- ристики дизелей различного типа качественно одинаков (рис. 102). С помощью характеристики рассмотрим при- чины, обусловливающие закономерности изменения по- казателей дизеля от нагрузки. Одним из основных показателей, оценивающих ра- боту дизеля при изменении нагрузки, является удельный эффективный расход топлива 3,6-ю» _ 3,6-10» * Н иЧв Н иЩЧм Из этого уравнения видно, что изменение ga по нагрузке определяется закономерностями изменения индикатор- ного ч, и механического т]м КПД. .‘02
Механический КПД Им = Pel Pl = (Pt - Ph)/Pi « 1 - (?М- На режиме холостого хода работа газа целиком рас- ходуется на преодоление механических потерь, т. е. pt е» — Рм> а рв = 0. В этом случае т]м = 0, удельный эффек- тивный расход топлива ge = со. С повышением нагрузки соотношение р{ и рм изме- няется, среднее индикаторное давление увеличивается, а среднее давление механических потерь при п — const остается постоянным. При этом доля механических по- терь pyjpi в балансе индикаторной работы падает, а ме- ханический КПД возрастает. Изменение индикаторного КПД в дизелях в основном связано с изменением коэффициента избытка воздуха а. С ростом нагрузки коэффициент избытка воздуха падает, так как при увеличении цикловой подачи топлива коэф-, фициент наполнения % цилиндров воздухом остается постоянным или несколько уменьшается вследствие по- догрева свежего заряда во впускном патрубке и в ци- линдре. Для дизеля а снижается с 6—10 на режимах, близких к режиму холостого хода, до 1,2—1,8 на полной нагрузке. Такое значение а обеспечивает теоретически полное сгорание топлива. Однако вследствие несовершен- ства процесса смесеобразования распределение топлива по всему пространству камеры сгорания является нерав- номерным и в зонах, где концентрация топливных частиц очень высока, сгорание будет неполным вследствие мест- ного недостатка воздуха. При уменьшении общего коэф- фициента избытка воздуха степень неполноты сгорания и связанные с ней потери теплоты увеличиваются, инди- каторный КПД падает. Другой причиной снижения г)( при повышении на- грузки является изменение закономерности тепловыде- ления. При возрастании нагрузки продолжительность впрыскивания увеличивается, процесс сгорания растя- гивается и переходит на линию расширения. В результате степень преобразования теплоты в работу уменьшается, а потери теплоты увеличиваются. В приведенной на рис. 102 характеристике индикатор- ный КПД имеет максимальное значение при рв == = 0,15 МПа. С возрастанием нагрузки начинает по- степенно снижаться. В области малых значений а интен- сивность падения т], увеличивается. Некоторое снижение т]« 203
в области малых нагрузок, несмотря на увеличение коэф- фициента избытка воздуха а, объясняется возрастанием относительных потерь теплоты в охлаждающую среду. Знание закономерностей изменения т], и т]м позволяет понять характер изменения кривой удельного эффектив- ного расхода топлива ge. При нагрузке, соответствующей максимуму произве- дения = т]в, удельный эффективный расход топлива будет иметь минимальное значение. При отклонении от этого режима как в сторону малых, так и в сторону боль- ших нагрузок g, возрастает. Повышение ge при переходе к режимам малых нагрузок определяется прогрессирую- щим снижением г]п при сравнительно небольшом возраста- нии Лг- Увеличение удельного расхода ge при возрастании на- грузки обусловлено снижением T]t, падение которого в области больших нагрузок происходит более интенсивно, чем приращение механического т)м КПД. Работа дизеля по нагрузочной характеристике сопро- вождается малым значением удельного расхода топлива при полной нагрузке и высокой стабильностью ge в ши- роком диапазоне изменения нагрузочных режимов. Характерные режимы работы дизеля по нагрузочной характеристике для двигателей серийного производства определяются положением органа топливоподачи. Опре- деление этого режима осуществляется на основании ана- лиза нагрузочной характеристики (рис. 103). На этой характеристике точка 1 — режим, соответствующий ми- нимальному значению удельного эффективного расхода топлива, на котором работа двигателя отличается сравни- тельно полным сгоранием топлива и внешне отмечается бездымны^ выпуском, что является следствием значи- тельного избытка воздуха (а = l,5-i-2,5). При повышении нагрузки от точки 1 приращение мощ- ности характеризуется постепенным повышением удель- ного эффективного расхода топлива ge вследствие умень- шения коэффициента избытка воздуха и возрастания неполноты сгорания. На режимах, при которых нагрузка составляет 85— 95 % предельно возможной в продуктах сгорания появ- ляется свободный углерод, что придает отработавшему газу темную окраску. Режим, соответствующий появле- нию дыма, называют пределом дымления. На рис. 103 этот режим отмечен звездочкой. «)4
Рис. 103. К определению характерных нагрузочных режимов дизеля Рис. 104. Нагрузочная характери- стика карбюраторного двигателя при п = 2000 об/мин Дальнейшее повышение "На^узки сопровождается рез-' ким ухудшением процесса сгорания и соответственно- значительным увеличением удельного эффективного рас- хода топлива. В точке <3 нагрузка достигает предельно возможного значения. Работа двигателя на этом режиме характеризуется дымным выпуском, приводит к тепло- вым перегрузкам элементов внутрицилиндрового про- странства, к нагарообразованию и закоксовыванию порш- невых колец. По этой причине эксплуатация двигателя на режиме рв = рвпред недопустима. Значение максимально допустимой нагрузки рв = = Рв пит рекомендуется устанавливать по режиму, на котором достигается минимальное значение отношения gjРв или максимальное значение произведения рвт)е. Этот режим на характеристике соответствует точке 2, положениё которой определяется точкой касания луча ОА, проведенного из начала координат к кривой ge = — f (рв). По положению точки 2 осуществляется регу- лировка топливного насоса высокого давления на номи- нальном скоростном режиме работы двигателя. Особенности нагрузочной характеристики карбюра- торного двигателя ЗИЛ-375, снятой на испытательном стенде при п = 2000 об/мин, представлены на рис. 104. 205
Регулирование; мощности карбюраторных двигателей осуществляется изменением количества подаваемой го- рючей смеси путем изменения положения Дроссельной заслонки карбюратора. По мере открытия дроссельной заслонки массовое ко- личество свежего заряда и часовой расход топлива уве- личиваются, что подтверждается характером изменения кривых T\v = f (рь) и GT = f (ре). Изменение в широких пределах коэффициента наполнения % по нагрузке, обусловленное применением количественного способа ре- гулирования, является одной из особенностей нагрузоч- ной характеристики карбюраторного двигателя. Изменение соотношений количеств топлива и воздуха при изменении нагрузки определяется работой дозирую- щих устройств карбюратора, которая организована так, чтобы в интервале малых и средних нагрузок двигателя поддерживался состав смеси, обеспечивающий наиболь- шую топливную экономичность. При этом смесь посте- пенно обедняется, а коэффициент избытка воздуха воз- растает. 7 При дальнейшем повышении нагрузки (правее штри- ховой линии) в действие вступает обогатительное устрой- ство карбюратора. Переход к полным нагрузкам сопро- вождается резким увеличением часового расхода топ- лива и соответствующим снижением коэффициента а избытка воздуха. Таким образом, обеспечивается переход от экономичного состава смеси к мощностному. Особенностью нагрузочной характеристики карбюра- торного двигателя является также иная, чем в дизеле, закономерность изменения по нагрузке Состава смеси. Зависимость изменения удельного эффективного рас- хода топлива от нагрузки ge = f (ре) для карбюраторного двигателя,., как и для дизеля, определяется характером изменения индикаторного ть и механического т]м КПД. Зависимость г|м карбюраторного двигателя от нагрузки качественно соответствует зависимости Г|м дизеля от на- грузки. Доля механических потерь в балансе индикатор- ной работы по нагрузочной характеристике с повышением нагрузки снижается, а т]м — увеличивается. Изменение индикаторного т)< КПД карбюраторного двигателя значительнр отличается от изменения т]( ди- зеля. Для карбюраторного двигателя т|* с повышением нагрузки возрастает вследствие увеличения коэффициента избытка воздуха а и уменьшения относительных потерь 20в
теплоты в систему охлаждения. Кроме того, большему открытию дроссельной заслонки соответствует меньшая степень загрязненности свежего заряда остаточными га- зами, а это обстоятельство определяет более совершенное протекание процесса сгорания. С момента включения обогатителя (экономайзера) начинается резкое снижение т]» вследствие повышения потерь теплоты, связанных с не- полнотой сгорания из-за уменьшения коэффициента избытка воздуха а. При нагрузке, соответствующей максимальному зна- чению произведения 1]^м = 1%, удельный расход топлива достигает минимального значения. Режим максимальной экономичности соответствует моменту включения обога- тителя, а при его отсутствии — режиму полной нагрузки. Уменьшение нагрузки от режима pegemin вызывает значительное возрастание удельного расхода топлива, что является следствием одновременного снижения как индикаторного, так и механического КПД. Особенно резкое увеличение ge наблюдается при работе двигателя на пониженных нагрузочных режимах, что является основным недостатком карбюраторных двигателей по сравнению с дизелями. Этот недостаток особенно прояв- ляется при эксплуатации автомобильных двигателей в ши- роком диапазоне изменения нагрузочных режимов. По- вышение удельных расходов топлива в зоне полных на- грузок (ре > рвее mln) объясняется уменьшением инди- каторного КПД вследствие обогащения смеси. Скоростные характеристики выражают зависимости основных показателей двигателя (эффективной мощности Ре, крутящего момента Ме, часового GT и удельного ge эффективного расходов топлива, от частоты вращения ко- ленчатого вала п. Скоростные характеристики позволяют определить тяговые и экономические качества двигателя и выявить характерные режимы работы. Иногда на скоростной характеристике, кроме основ- ных показателей, рассматривают зависимости коэффи- циента наполнения т]у, цикловой подачи топлива AGT. д, температуры отработавших газов Т0.г, коэффициента избытка воздуха а и т. п. Скоростные характеристики получают расчетным ме- тодом или экспериментально. При снятии скоростных характеристик двигателей на испытательных стендах орган регулирования подачи топ- 1207
Рис. 105. Характер внешней характеристики двигателя лива или горючей смеси устанавливают в определенном постоянном положении на каждом скоростном режиме. Частоту вращения коленчатого вала при этом устанав- ливают путем изменения момента сопротивления нагру- зочного тормоза. В зависимости от положения органа управления топ- ливоподачей различают внешнюю и частичные скоростные характеристики. Внешняя скоростная характеристика снимается при положении органа управления подачей топлива, обеспе- чивающем максимальную подачу. Это положение при снятии характеристики не изменяется. Скоростные ха- рактеристики, полученные при промежуточных, но неиз- менных положениях органа регулирования подачи топ- лива, называются частичными скоростными характе- ристиками. Внешняя характеристика двигателя приведена на рис. 105. Рассмотрим общий характер зависимостей кру- тящего момента Мв, эффективной мощности Рв, часового GT и удельного ga расходов топлива по внешней харак- теристике. Изменение крутящего момента характеризуется кри- вой, обращенной выпуклостью вверх. При частоте вра- щения пме крутящий момент достигает максимального значения Мд шах. Частота называется частотой мак- симального крутящего момента. 208
При постоянном значении Мв на всех скоростных ре- жимах эффективная мощность Рв = (МеП)/9550 кВт изме- нялась бы прямо пропорционально частоте вращения (луч ОЛ). Однако вследствие изменения крутящего мо- мента Ме точки кривой мощности Ре на всех частотах вра- щения, кроме п^е, располагаются ниже линии ОА. При частоте п' мощность достигает максимально возможного значения. При повышении частоты свыше п' мощность уменьшается (штриховые линии), и при частоте враще- ния прази, называемой разносной, мощность равна нулю. На этом режиме индикаторная мощность Pt полностью расходуется на преодоление механических потерь в са- мом двигателе, т. е. Л = Л + Рм = Рм- Работа дизеля на скоростных режимах, превышающих п', нецелесообразна вследствие ухудшения топливной экономичности при уменьшающейся мощности и значи- тельных механических нагрузок, вызванных чрезмерным возрастанием сил инерции подвижных элементов в кри- вошипно-шатунном механизме. Для каждого двигателя при помощи специального регулятора установлен опре- деленный предел частоты вращения. Регулятор, начиная с некоторой частоты вращения прег, снижает подачу топ- лива или горючей смеси, обеспечивая резкое снижение мощности и крутящего момента. При частоте пшах, которая обычно на 7—10 % выше «пег, мощность и крутящий момент снижаются до нуля. Частоту птт называют максимальной частотой холостого хода двигателя с регулятором. Для дизелей /грег < п', поэтому максимальная мощ- ность дизеля с регулятором несколько меньше возмож- ного максимального значения Р’е, соответствующего п'. В карбюраторном двигателе включение регулятора (огра- ничителя частоты) может происходить на частотах как больших, так и меньших п'. Частота пРв, соответствующая Ретах, называется частотой максимальной мощности. Для дизеля с регу- лятором пРе = лрег. Участки кривых Мв и Рв в интер- вале частот прег и пшах называют регуляторной характе- ристикой двигателя. Зависимость удельного эффективного расхода топлива ga по частоте вращений представляется кривой, обращен- ной выпуклостью вниз. Минимальный удельный эффек- 209
тивный расход топлива &mln наблюдается в интервале частот пм и на скоростном режиме nge mln. Уменьше- ние скоростного режима при работе двигателя при пол- ной нагрузке возможно только до определенного предела nmln, ниже которого двигатель работает неустойчиво. Частоту пш10 называют минимально устойчивой частотой вращения под нагрузкой. Рабочим диапазоном частот вращения для двигателя с регулятором называют. интервал между пт1„ и Пр^. Обычно двигатель работает в интервале частот враще- ния от Пш до прв. Анализ внешней характеристики дизеля — изменение крутящего момента Мв прямо пропорционально измене- нию среднего эффективного давления рв, так как Мв = 9550-^ = 9550= ср„ 9550 V где с = -дд—-------постоянный множитель для опре- деленного типа двигателя. В свою очередь, Л = Для удобства анализа влияния различных факторов на характер протекания среднего эффективного давления введем в последнее уравнение величину цикловой подачи топлива ДСТ. ц. Учитывая соотношения для определения а и n0R, получим Рв = yh Д^т. u'Ii’Hm = Ci пЛгЛм» где сг = HuIVh — постоянная для конкретного двигателя. Из последнего выражения видно, что на величину среднего эффективного давления ре, а следовательно, и Мв оказывают влияние цикловая подача топлива Дбт.ц, индикаторный т]4 и механический Ям коэффициенты по- лезного действия. Цикловая подача топлива Дбт.ц для большинства автотракторных дизелей (без корректирующих устройств) при повышении скоростного режима по внешней харак- теристике уменьшается. Индикаторный КПД изменяется в очень малых пре- делах, имея слабо выраженный максимум в зоне рабочих скоростных режимов. Уменьшение r|t от при по- 210
вышении частоты вращения объясняется увеличением продолжительности сгорания по углу поворота коленча- того вала, более поздним окончанием впрыскивания топ- лива (вследствие его дросселирования) и увеличением периода задержки воспламенения. При уменьшении ча- стоты вращения от r]fmax снижение индикаторного КПД обусловлено ростом относительных потерь теплоты в си- стему охлаждения, ухудшением смесеобразования и в не- которых случаях уменьшением коэффициента избытка воздуха. Механический КПД при повышении частоты враще- ния снижается, т. е. Ям = -££- = 1 — Ри- = 1------. UM Pi Pi С1Лбт.цП> Таким образом, т]м определяется изменением среднего давления механических потерь рм, цикловой подачей топлива Д0т.ц и индикаторным КПД Лг Так как рм с ростом частоты вращения увеличивается, а произведение сг AGT. цт]г, определяющее pt, умень- шается, то в тех же условиях также уменьшается. Для каждого транспортного дизеля имеется скорост- ной режим, на котором сг AGT. цТ^Лм = Рв достигает максимума, что соответствует максимальному значе- нию Мв. Изменение эффективной мощности Рв по внешней ха- рактеристике определяется произведением реп, так как р — РеУлп _ _ п „ “ 30т — С^РеП> где са = Кп/30т — постоянная для данного двигателя. При увеличении скоростного режима мощность дви- гателя по внешней характеристике сначала возрастает, а затем уменьшается, так как рв снижается более интен- сивно, чем возрастает п. Резкое уменьшение Рв, как и MBf при увеличении п свыше прег является следствием умень- шения подачи топлива регулятором. Удельный эффективный расход топлива ge изменяется в соответствии с изменением произведения т|<т]м> так как - _ 3,6-10» _ 1 * Н иЛе 3 '’НИМ где ся — постоянная для данного вида топлива, с. ₽ 3,6- 10”/Яи. 211
Рис. 106. Внешняя характери- стика дизеля Рис. 107. Внешняя характери- стика карбюраторного двига- теля На скоростном режиме л?(,т1п величина ge имеет ми- нимальное значение, что соответствует максимальному значению произведения дгдм. Особенностью внешней характеристики дизеля (рис. 106) является незначительное изменение ge в зави- симости от частоты вращения (до 5 % в зоне рабочего диапазона частот вращения), незначительное изменение коэффициента избытка воздуха (а = 1,544-1,78) и тем- пературы отработавших газов Тог, а также достаточно высокое наполнение (т]0 = 0,844-0,87). Особенности внешней характеристики карбюратор- ного двигателя (рис. 107) по сравнению с внешней харак- теристикой дизеля заключаются в различном характере протекания кривой крутящего момента Ме = f (п). Обычно для карбюраторного двигателя характерно бо- лее крутое изменение зависимости Мв от частоты враще- ния при работе на режимах внешней характеристики. В диапазоне частот от пн до пР изменение ge происходит более значительно, чем для дизеля. Кроме того, карбю- раторному двигателю при работе по внешней характерис- тике свойственно иное изменение коэффициента избытка воздуха в отличие от дизеля. Изменение Мв = f (п) на режимах внешней характе- ристики определяется изменением отношения д/а, Дм и Ду; крутящий момент Af, = сре = = ci ~-ПуПм« 212
где ci = с-~-р — постоянный коэффициент для опреде- *о ленного типа двигателя. В карбюраторном двигателе отношение у]г/а по внеш- ней характеристике изменяется в узком диапазоне (до 3 %), имея слабо выраженный максимум в интервале частот вращения от пыв до пРв. Характер протекания кри- вой т)г/а = f (п) объясняется однозначной зависимостью ft и а. Характер изменения по частоте вращения колен- чатого вала в карбюраторном двигателе аналогичен изме- нению Ям в дизеле. Основным фактором, влияющим на более крутое изме- нение Мв по внешней характеристике в карбюраторном двигателе, является значительное изменение Лк по ча- стоте вращения, что объясняется высоким сопротивле- нием впускного тракта. Специальные характеристики для дизелей и карбюра- торных двигателей имеют свои особенности. Характеристика двигателя в режиме холостого хода определяет зависимость часового расхода топлива бт и других показателей двигателя от частоты вращения ко- ленчатого вала п при работе без нагрузки. Для дизеля начальную точку этой характеристики снимают при по- ложении рейки топливного насоса, обеспечивающем наи- меньшую устойчивую частоту вращения в режиме хо- лостого хода. Для карбюраторного двигателя началь- ная точка характеристики режима холостого хода сни- мается при открытой до упора дроссельной заслонке. Удовлетворительной считается такая характеристика режима холостого хода, при которой часовой расход GT топлива увеличивается с ростом частоты вращения ко- ленчатого вала. При таком характере протекания зави- симости GT = f (п) возможен сравнительно быстрый пе- реход на нагрузочный режим. Характеристику режима холостого хода снимают на испытательном стенде при отсоединенном от двигателя тормозном устройстве. Вначале измеряют параметры в ре- жиме холостого хода при минимально устойчивой частоте вращения коленчатого вала. Изменение скоростного ре- жима осуществляется для дизелей перемещением органа управления топливоподачей, а в карбюраторном двига- теле — путем открытия дроссельной заслонки. Так как характеристика режима холостого хода значительно за- 213
Рис. 108.-Детонационные характеристики при полной нагрузке: а — зависимость угла опережения зажигания от частоты вращения при его» рании без детонации для топлив с различными октановыми числами ; б -в зависимость значения октановых чисел от частоты вращения при бездетен ционном сгорании; 1—5 — для бензинов с различными октановыми числам^ соответственно равными 90, 76, 78, 76, 66; Г—S' - при Д₽в соответственно равном 5, 4, 3, 2, 1 % висит от теплового режима работы двигателя, то двига- тель предварительно прогревают. Детонационную характеристику двигателя снимают для оценки склонности карбюраторного двигателя к ра- боте с детонацией. Анализ влияния различных факторов на возможность детонационного сгорания топлива в кар- бюраторных двигателях показывает, что наименьшее окта- новое число, при котором возможно нормальное сгорание, необходимо выбирать по внешней характеристике дви- гателя. Для определения возможности эксплуатации двига- теля с использованием топлива с меньшим октановым чис- лом снимаются характеристики, позволяющие оценить влияние частоты вращения коленчатого вала и угла опе- режения зажигания на детонационные свойства двига- теля. Эти характеристики дают возможность оценить потери мощности и снижение экономичности при работе двигателя на топлива с меньшим октановым числом. На рис. 108, а показана зависимость угла опережения зажигания <РзаЖ от частоты вращения п при сгораний без детонации для топлив с различными октановыми чис- лами. На рис. 108, б приведена зависимость значения окта- новых чисел А от частоты вращения коленчатого вала п при различной степени снижения мощности двигателя ЛРв d учетом бездетен анионного сгорания. При повыше- нии частоты вращения двигателя значения октановых чи- сел топлива снижается. 214
Рис. 109. Регулировочная характе- ристика транспортного дизеля по углу опережения подачи топлива при п = 1800 об/’<ин Рис. ПО. Регулировочная ха- рактеристика карбюраторно- го двигателя по часовому расходу топлива при п — = 2000 об/мин, Фзаж = const Регулировочные характеристики двигателя представ- ляются в виде зависимостей основных показателей дви- гателя от какого-либо регулировочного параметра. В зависимости от фактора, выбранного в качестве па- раметра регулирования, различают регулировочные ха- рактеристики по углу опережения подачи топлива, углу опережения зажигания, составу смеси и другие. Такие характеристики позволяют получать исходные данные для оптимальной настройки соответствующих устройств двигателя. Они находят широкое применение при до- водке двигателей новой конструкции, а также при прове- дении исследовательских работ. На рис. 109 представлена регулировочная характе- ристика транспортного дизеля по углу опережения по- дачи топлива, снятая при полной нагрузке и п — « 1800 об/мин. Характеристика показывает, что изменение момента начала подачи топлива <рвпр вызывает значительное изме- нение мощности Рв, удельного эффективного расхода топлива ge, максимального давления цикла рг и скорости нарастания давления Wp « Др/Д<р. Все эти изменения 215
являются следствием зависимости протекания процесса сгорания от момента впрыскивания топлива в цилиндр двигателя. При некотором угле опережения впрыскивания топ- Л1ва фвпр = Фвпропт Двигатель развивает максималь- ную мощность и имеет минимальный удельный расход топлива. Как уменьшение, так и возрастание угла опе- режения впрыскивания топлива вызывает снижение по- казателей двигателя. В первом случае это объясняется запаздыванием тепловыделения и увеличением потерь теплоты с отработавшими газами, во втором — ростом потерь теплоты в стенки цилиндра. Оптимальное по мощности и экономичности значение угла опережения впрыскивания, как правило, соответ- ствует высоким значениям рг и Wp, что вызывает высо- кую напряженность элементов конструкции двигателя. Поэтому при выборе установочного угла опережения подачи необходимо учитывать не только энергетические и экономические показатели, но и допустимые по тех- ническим условиям значения максимального давления сгорания и скорости нарастания давления. Кроме того Фвпропт зависит и от режимов работы дви- гателя — Скоростного и нагрузочного. Поэтому для по- лучения .на всех режимах удовлетворительных показате- лей целесообразно оснастить двигатель муфтой опереже- ния подачи топлива. Для настройки такой муфты исполь- зуют данные, полученные в результате обработки серии регулировочных характеристик, снятых при различных скоростных и нагрузочных режимах работы двигателя. Регулировочная характеристика карбюраторного дви- гателя (рис. ПО), снятая по часовому расходу топлива (по составу смеси), представляет собой совокупность кри- вых изменения эффективной мощности Рв, удельного рас- хода топлива ge и коэффициента избытка воздуха а в за- висимости от часового расхода топлива GT. Для снятия такой характеристики положение дрос- сельной заслонки карбюратора и частота вращения под- держиваются постоянными. Изменение часового расхода достигается изменением проходного сечения жиклера карбюратора. Серия регулировочных характеристик при разных на- грузочных и скоростных режимах позволяет получить исходную информацию для регулировки дозирующих 216
устройств карбюратора. Представленная характеристика снята при полностью открытой дроссельной заслонке. Коэффициент избытка воздуха изменяется в соответствии с изменением GT, так как при п = const и неизменном положении дроссельной заслонки часовой расход воздуха Св изменяется незначительно. С повышением часового рас- хода топлива GT коэффициент избытка воздуха снижается. Эффективная мощность рассматриваемого двигателя имеет максимальное значение Рй иах при часовом расходе топлива О", соответствующем коэффициенту избытка воз- духа а = 0,88. Получение Рвшах при работе на обога- щенной смеси (а = 0,84-0,9) обусловлено наибольшей скоростью сгорания. Минимальный удельный расход топлива gemln полу- чен при часовом расходе топлива G?, соответствующем а = 1,06. Экономичность двигателя при работе на обед- ненной смеси (а = 1,024-1,15) определяется практи- ческим полным сгоранием топлива, обусловленным не- большим избытком воздуха при еще слабо выраженном влиянии уменьшения скорости сгорания. Очевидно, что регулировка карбюратора на меньшие Ст или большие G* является неприемлемой, так как при- водит одновременно к уменьшению мощности и увеличе- нию удельного расхода топлива по сравнению с их опти- мальными значениями. Область рациональных регулировок карбюратора со- ответствует часовым расходам в диапазоне Gt—G? (за- штрихованная площадь). § 2. УСТОЙЧИВОСТЬ РЕЖИМА РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ Равномерное движение автомобиля или дру- гого транспортного средства в эксплуатационных усло- виях возможно только при переменном режиме работы двигателя. Нагрузка на двигатель может быть постоянной при условии неравномерного движения автомобиля. К переменным (неустановившимся) режимам работы двигателя относятся такие режимы, при которых проис- ходят изменения одновременно или в различных сочета- ниях частоты впащения коленчатого вала, нагрузки, теп- лового состояния двигателя и т. п. 217
Рис. 111. Влияние характера изменения крутящего момен- та на устойчивость режима работы двигателя Неустановившиеся режимы являются наиболее характер- ными для транспортных (автомобильных, тракторных) двигателей, так как в эксплу- атационных условиях эти дви- гатели работают исключительно на переменных по времени режимах. Неустановившиеся режимы работы двигателя, со- провождающиеся одновремен- ным изменением нагрузки и частоты вращения коленчатого вала, являются основными эксплуатационными режимами автомобильных двигателей. Крутящий момент Ме, развиваемый двигателем при установившемся движении, в каждый момент времени равен суммарному моменту сопротивления движению автомобиля, который в реальных условиях изменяется в широких пределах. Для сохранения устойчивого ре- жима движения необходимо, чтобы при изменении со- противления движению равенство между моментом дви- гателя и моментом сопротивления восстанавливалось при возможно малом изменении скоростного режима двигателя. На рис. 111 приведены зависимости Мв = f (п) для двух двигателей с одинаковыми значениями Мвр и пР, но с различным характером протекания Мв по внешней ’ характеристике. Условием, определяющим устойчивый скоростной режим, является равенство крутящего мо- мента Ме и момента сопротивления Ма. На скоростном режиме пР оба двигателя имеют равный момент Мвр , что обеспечивает ьри одинаковом моменте сопротивления Л40 равные скорости движения автомобилей. При изменении момента сопротивления от Л40 до М'а частота вращения первого двигателя снизится на Дпп а частота вращения второго двигателя — на Дп2, что при неизменной передаче обусловлиЗает различное снижение скорости движения автомобилей. Очевидно, скорость движения автомобиля со вторым двигателем уменьшится более значительно. При дальнейшем повышении момента сопротивления до А1с второй двигатель начнет работать неустойчиво и заглохнет, если не перейти на более низ- 218
кую передачу, а первый двигатель будет устойчиво рабо- тать при частоте вращения п{. Если кривая крутящего момента имеет большую кру- тизну, то при большом изменении сопротивления дви- жению частота вращения коленчатого вала изменяется, но двигатель в состоянии на данной передаче преодоле- вать повышенное сопротивление. Кривая Мв =* f (п) в интервале частот вращения от Пре до Пме определяет приспособляемость двигателя. Под приспособляемостью двигателя понимают способ- ность автомобиля или другого транспортного средства преодолевать возможное возрастание момента сопротив- ления движению автомобиля без перехода на низшую передачу. Приспособляемость двигателя к изменению внешней нагрузки оценивается коэффициентом приспособляе- мости К', представляющим собой отношение максималь- ного момента Мв mriv к моменту на режиме максимальной мощности Mtp , т. е. * К'= Meaai/Mep t От характера протекания кривой Ме — f (п) зависит устойчивость скоростного режима работы двигателя. Чем больше крутизна кривой Ме — f (п) (т. е. чем выше зна- чение К'), тем меньше изменяется скоростной режим ра- боты двигателя с возрастанием момента сопротивления движению автомобиля. Частота вращения nU(, при которой крутящий момент имеет максимальное значение, является показателем, характеризующим диапазон изменения скоростного ре- жима, в котором двигатель работает устойчиво по внеш- ней характеристике. Этот диапазон оценивается отноше- нием Кв = пм1пР. Карбюраторные двигатели имеют более высокую при- способляемость по сравнению с дизелями. Коэффициент приспособляемости для них К' = 1,25-4-1,35, а' Kg = = 0,45-4-0,55. Для дизелей, имеющих более пологий ха- рактер протекания кривой Мв — [ (и) по внешней ха- рактеристике, коэффициент К'=* 1,05-4-1,15, а Ка = = 0,55-4-0,7. Для повышения коэффициента приспособляемости ди- зелей необходимо использовать специальные устройства, корректирующие цикловую подачу топлива при сниже- нии частоты вращения коленчатого вала. 219
ГЛАВА 14. ИСПЫТАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ § 1. НАЗНАЧЕНИЕ И ВИДЫ ИСПЫТАНИЙ Испытания двигателей можно подразделить на опытно-конструкторские и серийные. Опытно-конструкторские испыта- ния делятся на исследовательские и контрольные. Исследовательские испытания проводятся для изуче- ния определенных свойств конкретного двигателя и в за- висимости от целей могут быть доводочными, испыта- ниями на надежность и граничными. Доводочные испытания предназначены для оценки конструктивных решений, принятых для достижения мощ- ностных и экономических показателей, установленных в техническом задании. Испытания на надежность проводятся для оценки соответствия ресурса двигателя и показателей безотказ- ности, установленных в техническом задании. Граничные испытания проводятся для оценки зави- симости мощностных, экономических показателей и ра- . ботоспособности двигателя от граничных условий, уста- новленных в техническом задании; повышенных и пони- женных температур окружающей среды; кренов и диф- ферентов; высоты над уровнем моря; переменных нагру- зок и изменяющихся скоростных режимов; вибраций, одиночных ударов. Контрольные испытания предназначены для оценки соответствия всех показателей опытного двигателя тре- бованиям технического задания. Они делятся на предва- рительные и межведомственные. Предварительные контрольные испытания осуще- ствляются комиссией предприятия-разработчика с уча- стием представителя заказчика для определения возмож- ности предъявления двигателя на приемочные испытания. Межведомственные испытания являются приемочными испытаниями продукции опытных образцов, проводимыми комиссией из представителей ^скольких заинтересован- ных министерств или ведомств. По результатам межве- домственных испытаний решается вопрос о возможности и целесообразности передачи двигателя для испытаний в условиях эксплуатации. Серийные испытания являются завер- шающим этапом технологического процесса производства 220
двигателей и предназначены для контроля качества их производства и соответствия характеристик техническим условиям на поставку. Эти испытания делятся на приемо- сдаточные, периодические и типовые. Приемо-сдаточные испытания проводятся с целью проверки качества сборки двигателя и отдельных его узлов, приработки трущихся поверхностей, определения соответствия показателей двигателя техническим усло- виям на поставку. Периодические испытания предназначены для периоди- ческого контроля стабильности технологического про- цесса в период между этими испытаниями, подтвержде- ния возможности продолжения изготовления двигателей по действующей нормативно-технической и технологи- ческой документации. Типовые испытания проводятся по программе периоди- ческих испытаний с целью оценки эффективности и целе- сообразности изменений, вносимых в конструкцию или технологию изготовления двигателей. Испытания автомобильных двигателей регламенти- руются ГОСТ 14846—81* (СТ СЭВ 765—77), в котором установлены условия испытаний, требования к испыта- тельным стендам и аппаратуре, методы и правила прове- дения испытаний, порядок обработки результатов испы- таний, объем контрольных и приемочных испытаний. Перед испытаниями двигатели должны быть обкатаны в соответствии с техническими условиями. Испытания проводят на топливах и маслах, указанных в технической документации двигателя, имеющих паспорта и протоколы испытаний, удостоверяющие соответствие их физико- химических параметров заданным. При проведении испы- таний температуру охлаждающей жидкости и масла в дви- гателе. поддерживают в пределах, указанных в техни- ческих условиях на двигатель. При отсутствии таких ука- заний температура охлаждающей жидкости на выходе из двигателя должна составлять 348—358 К, а темпера- тура масла — 353—373 К. Необходимо соблюдать тех- нические условия по температуре и давлению топлива на входе в топливный насос, по максимальной темпера- туре отработавших газов. При испытании число точек измерений должно быть достаточным для того, чтобы при построении характе- ристик выявить форму и характер протекания кривой во всем диапазоне обследуемых режимов. Показатели дви- 221
гателя следует определять на установившемся режиме работы, при котором крутящий момент, частота вращения коленчатого вала, температуры охлаждающей жидкости и масла изменяются во время измерения не более чем на ±2 %. При ручном управлении стендом продолжитель- ность измерения расхода топлива должна составлять не менее 30 с. В соответствии с ГОСТ при испытаниях двигателей необходимо измерять следующие параметры: крутящий момент, частоту вращения коленчатого вала, расход топ- лива, температуру всасываемого воздуха, температуру охлаждающей жидкости, температуру масла, температуру топлива, температуру отработавших газов, барометри- ческое давление, давление масла, давление отработавших газов, угол опережения зажигания или начала подачи топливд. § 2. ИСПЫТАТЕЛЬНЫЕ СТЕНДЫ Испытания двигателей в лабораторных (ста- ционарных) условиях проводят на специальных стендах испытательной станции. Каждый стенд оснащен тормоз- . ным устройством, топливной, воздухопитающей, газовы- водящей системами, смазочной системой, системами охла- ждения и пуска, противопожарным оборудованием и т. п. Двигатель и тормозное устройство устанавливают на опорах, которые крепятся к плите, связанной с фунда- ментом посредством анкерных болтов. Фундамент, поглощающий вибрации двигателя, вы- полнен из бетона, армированного металлом. Для исклю- чения передачи вибраций такой фундамент следует отде- лить от окружающих строительных конструкций здания. Стенд оснащен специальным пультом с органами пуска двигателя и управления им, а также контрольно-измери- тельными приборами для определения температур воды и масла, давления масла, частоты вращения коленчатого вала и другими приборами, предназначенными для кон- троля работы двигателя и его систем. В зависимости от программ^ испытания стенд обору- дуют специальными устройствами и приборами, позво- ляющими имитировать различные условия работы, а также оснащают приборами для измерения параметров ' рабочего тела и показателей двигателя, специальными устройствами для регулирования и определения пара- метров, влияющих на рабочий цикл двигателя (угла one- I 222
режения зажигания и состава смеси в карбюраторных дви- гателях или угла опеоежения начала впрыскивания топ- лива в дизелях и других параметров), а также параметров, определяющих надежность работы двигателя (вибрации, тепловая и динамическая напряженность, износ деталей и т. п.), параметров, влияющих на окружающую среду (дымность или токсичность отработавших газов, уровень шума и т. п.). Воздухопитающая система может быть оборудована устройствами и приборами для определения расхода воз- духа, подогрева или охлаждения поступающего в двига- тель воздуха, его влажности и запыленности. В топливной системе предусмотрены устройства для определения расхода топлива, а в системах охлаждения и смазочной 1— устройства для определения теплоотвода в охлаждающую жидкость и масло. Для снятия индика- торной диаграммы на стенде может быть установлен инди- катор. Тормозные устройства и динамометры. В условиях стендовых испытаний нагружение двигателя осуще- ствляется тормозным устройством, оснащенным дина- мометром, с помощью которого определяется развивае- мый двигателем крутящий момент. Современные испытательные стенды оснащены гид- равлическим или электрическим тормозом. Наиболее рас- пространены гидравлические тормоза, отличающиеся сравнительной простотой конструкции и большой энерго- емкостью. Основными узлами гидротормоза (рис. 112) являются статор, установленный на подшипниках в опорах ста- нины, и ротор, вращающийся в подшипниках, соеди- ненной муфтой с валом двигателя. Через гидротормоз протекает вода, при вращении ротора вследствие гидро- динамического сопротивления воды создается тормозной момент, равный моменту, развиваемому двигателем. Энер- гия, полученная при вращении ротора, передается ста- тору, на котором также создается момент, равный мо- менту двигателя. От проворачивания статор удерживается динамометром, с которым он соединен с помощью рычага. Изменение тормозного момента осуществляется за счет изменения активной площади взаимодействия ротора с водой. В зависимости от степени заполнения водой используются гидротормоза полного или частичного за- полнения. В тормозах полного заполнения активная 223
Рис. 112. Лопастной ги- дравлический тормоз: 1 н 2 — вентили; 3 — ло- атки ротора; 4 — лопатки диска статора; 6 — ротор; 6 — диск статора; 7 — вал ротора; 8 •— подшипник ро- 1 op i; 9 — подшипник ст' тора; 10 — соединительная муфта; 11 — опора статора; 12 — станина; 13 — заслон- ки-шиберы; 14 — статор 3 10 площадь ротора изменяется перемещением заслонок-шибе- ров, установленных между ротором и статором, а в тор- мозах частичного заполнения — изменением количества подаваемой в гидротормоз воды. Ротор и статор гидротормозов по конструктивному исполнению могут быть различными. В лопастных гидротормозах в роторе и в дисках ста- тора выполнены карманы овального сечения, между ко- торыми образуются лопатки. Эти тормоза работают при полном заполнении водой. Изменение тормозного момента осуществляется перемещением заслонок-шиберов. В дисковых гидротормоза^ (рис. 113) ротор выпол- няется в виде диска с отверстиями, а к статору крепятся диски, имеющие сотовидные рабочие поверхности. ' В штифтовых тормозах на ободе закреплены в два или несколько рядов стальные штифты, которые обычно крепятся и к статору. Штифты устанавливают с неболь- шим зазором между штифтами ротора. 224
Дисковые и шрифтовые гид- ротормоза работают при час- тичном заполнении гидротор- моза водой. В них вода под действием центробежной силы отбрасывается к периферии, образуя вращающееся водяное кольцо. Тормозной момент за- висит от толщины этого водя- ного кольца. По энергоемкости дисковые и штифтовые тормоза уступают лопастным. Недостатком гид- ротормозов частичного запол- нения водой является также нестабильность тормозного мо- мента при изменении давления воды. Поэтому питание гидро- тормозов водой осуществляется обычно из бака, поднятого на высоту 3—4 м. Во избежание кавитации, повышенной коррозии и обра- Рис. 113. Дисковый гидрав- лический тормоз: 1 — диск статора; 2 — ротор; 3 — вал ротора; 4 — сливной патрубок; 5 — сливная трубка; 6 — червячное колесо зования накипи температура воды на выходе из гидротор- моза не должна превышать 333—338 К. В электрических тормозах статор балансирно уста- новлен на опорах фундаментной рамы, а вал ротора сое- динен с двигателем. Механическая энергия в этих тормозах преобразуется в электрическую. Так как электрические машины обра- тимы, то в случае питания электроэнергией от внешнего источника тока они работают в режиме электрического дви- гателя и преобразуют электрическую энергию в меха- ническую. Обычно используют электрические машины постоянного тока. При работе их в тормозном режиме (в режиме генератора) ток поступает в обмотку возбужде- ния, вокруг которой появляется магнитное поле. При вращении якоря (ротора) в его обмотке возникает электро- движущая сила. Ток якоря своим магнитным полем про- тиводействует вращению якоря, а следовательно, и вра- щению вала испытываемого двигателя. На статоре при этом возникает реактивный момент, равный крутящему моменту двигателя. Изменение тормозного момента осу- ществляется путем изменения силы тока в обмотках воз- 8 Богданов С. Н. и др. 225
Рис. 114. Характеристики тормо- зов и двигателя: 1 — характеристика гидравлического тормоза; 1 — характеристика электри- ческого тормоза; 3 — характеристика буждёния. Электрическая энергия, вырабатываемая электрическим тормозом при работе в тормозном режиме, поглощается на- грузочными реостатами или передается в общую электрическую сеть, что позволяет утилизировать механическую энергию ис- пытываемого двигателя. При работе электри- ческой машины в режиме электрического двигателя (например, для пуска дви- гателя или снятья его двигателя тормозных характери- стик) ток подается как в обмотку воздуждения, так и в цепь якоря. В результате взаимодействия магнитных полей якоря и статора на якоре возникает крутящий момент, а на статоре — реактивный момент, направленный в сторону, противоположную на- правлению вращения якоря. Зависимость тормозной мощности от частогы враще- ния определяется характеристикой тормоза (рис. 114). Область возможных режимов работы тормоза ограничи- вается внешней характеристикой — контуром OABCDO длй гидротормоза и ОА'В'С'О для электротормоза. Участок ОА соответствует работе гидротормоза при максимально разведенных заслонках или при полном за- полнении водой. На этом участке тормозная мощность изменяется по кубической зависимости от частоты -ра- щения: = ап3, где а — коэффициент пропорциональ- ности. В точке А тормозной момент достигает максимального значения. Дальнейшее увеличение поглощаемой ощ- ности возможно только при достоянном максимальном моменте, который поддерживается путем прикрытия за- слонок или уменьшения расхода воды. В-точке В поглощаемая мощность ограничивается до пустимой температурой воды. Дальнейшее повышение частоты вращения возможно при сохранении мощности двигателя постоянной, а следовательно, уменьшении кру- тящего момента пропорционально росту частоты враще* 226
нчя. Это достигается сближением заслонок или уменьше- нием расхода воды. В точке С частота вращения ограничена прочностью ротора. На участке CD крутящий момент и мощность уменьшаются пропорционально. Линия OD соответствует изменению тормозной мощности, затрачиваемой на тре- ние в подшипниках и ротора о воздух при отсутствии воды в гидротормозе. В электротормозе при максимально допустимой силе тока в обмотке возбуждения тормозная мощность в за- висимости от частоты вращения изменяется по линии ОА'-, которая описывается уравнением квадратичной парабо- лой Рт — ЬпР. В точке А' тормозная мощность ограничивается допу- стимой температурой нагрева обмоток якоря. Для даль- нейшего повышения частоты вращения по линии А'В' необходимо снижать крутящий момент путем увеличения сопротивления в цепи якоря или уменьшения силы тока возбуждения. Ограничение частоты вращения в точке В6 обусловлено механической прочностью обмотки якоря. Линия С'О соответствует тормозной мощности, погло- щаемой электротормозом, при отсутствии тока возбуж- дения. Тормоз считается пригодным для испытания данного двигателя, если внешняя характеристика двигателя (рис. 114) полностью вписывается в поле, ограниченное внешней характеристикой тормоза. В этом случае тормоз обеспечивает испытание двигателя на всех возможных режимах его работы. Для измерения крутящего момента, развиваемого дви- гателем, используются механические, гидравлические и электрические динамометры. Одним из наиболее совершенных и наиболее приме- няемых является механический квадрантный динамометр (рис. 115). Он имеет два маятника, укрепленных на ку- лаках-квадрантах, которые подвешены на тонких сталь- ных лентах. Измеряемое усилие F через балансир пере- дается кулакам, конструктивно объединенным с квадран- тами. При отсутствии силы F маятники занимают положение, показанное штриховой линией, их центры тяжести лежат на одной вертикали с точкой крепления ленты. Под влия- нием силы F, которая передается от рычага статора тор- моза, маятники совершают сложное движение, перека- 8* 227
тываясь по стальным лентам квадрантами, отклоняясь от положения равновесия. Балансир, к которому прило- жена сила F, сместится при этом вниз. При перемещении балансира связанная с ним зубчатая рейка поворачи- вает стрелку, по положению которой производится отсчет показаний динамометра. По измеренной с помощью ди- намометра'силе F определяется крутящий момент, разви- ваемый двигателем (в Н-м) Мв = 9,81 Fl = 7030г/й, где F — сила, измеренная динамометром; I — эквива- лентное плечо тормоза, на котором действует сила F (обычно кратное 716,2); k — 716,2/7 — постоянная тор- моза, принимаемая по данным паспорта [обычно крат- ная 10 (k = 100; 1000)]. Приборы для измерения частоты вращения коленча- того вала. Приборы, измеряющие частоту вращения ко- ленчатого вала, подразделяются на тахометры, фикси- рующие число оборотов в минуту в данный момент, и на тахоскопы — счетчикй*, показывающие число оборотов за определенный интервал времени. По способу использо- вания тахометры и тахоскопы могут быть приставными (ручными) и стационарными. Рис. 115. Схема квадрантного динамометра: 1 ьаятник; 2 — кулак-квадрант: 3 и 7 - ленг ; 4 — стрелка; 5 « кулак} 6 *» зубчатая рейка; в — гру й — балансир; 10 — зубчатое колесо 228
Тахометры по принципу действия бывают центробеж- ные, электрические, электронные (импульсные), магнит- ные (индукционные), стробоскопические и т. п. Наиболь- шее распространение получили электрические тахометры, обеспечивающие дистанционное измерение частоты вра- щения. Преобразователь тахометра и приемник соеди- нены электрическими проводами. По показаниям динамометра и тахометра вычисляют эффективную мощность двигателя (в кВт) рв = Меа> = 7030 = 0,735 а также среднее эффективное давление (в МПа) Рв = 30тРе _ 30т0,735Рп оо nc Ft -------------V^nk ~ kV„ * Приборы для измерения давления. Приборы для изме- рения давления могут быть жидкостными, механическими и электрическими. К жидкостным приборам относятся ртутный барометр, предназначенный для измерения атмосферного давления, и жидкостный манометр, называемый также пьезометром. В простейшем исполнении пьезометр представляет собой U-образную трубку, заполненную примерно до половины (до нулевых меток шкалы) водой или другой жидкостью. Пьезометры применяются для измерения избыточного давления, вакуума и разности давлений. Из механических приборов широкое распространение получили пружинные манометры, предназначенные для измерения избыточного давления. Электрические преобразователи, предназначенные для регистрации давления в быстропротекающих процессах и в электрических измерительных системах с автомати- ческой регистрацией результатов измерений, получают все большее . распространение. В качестве контрольно-измерительных приборов при- меняются и магнитоэлектрические манометры. Приборы для измерения температуры. По принципу действия приборы для измерения температуры подразде- ляются на механические, электромеханические и элек- трические. Механические приборы — жидкостные (обычно ртут- ные) и манометрические термометры — используют для измерения низких температур (до 423 К). 229
Широкое распространение имеют термоэлектрические термометры, называемые также пирометрами. Они осно- ваны на использовании термоэлектрического эффекта, возникающего при нагревании места спая двух проводни- ков из неоднородных металлов или сплавов. Если два других конца этих проводников замкнуть, то под дейст- вием термоЭДС нагреваемого (горячего) спая в образовав- шейся цепи возникает электрический ток. Спаянную или сваренную пару разнородных провод- ников называют термопарой. Обычно для измерения низ- ких температур в диапазоне 470—870 К применяют хро- мель-копелевые (ХК) термопары, а для измерения высо- ких температур (до 1270 К) — хромель-алюмелевые (ХА) термопары. Широкое распространение получили также и другие типы термопар. Термопары, являясь преобразо- вателями температуры, работают совместно с регистри- рующим прибором, в качестве которого применяют маг- нитоэлектрические милливольметры и потенциометры. Обычно для исключения влияния температуры проти- воположных концов термопары эти концы соединяют пайкой и образующийся так называемый холодный спай погружают в термостат с тающим льдом. При этом тем- пература холодного спая поддерживается постоянной, равной 273 К. Регистрирующий прибор в этом случае включается в разрыв одного из проводников. Если в качестве регистрирующего прибора приме- няют потенциометр, имеющий компенсирующее устрой- ство, вводящее поправку на изменение температуры про- тивоположных концов термопары, то они подсоединяются непосредственно к потенциометру. Приборы и устройства для измерения расхода воздуха. Расход воздуха определяется как косвенным путем —, измерением параметров, характеризующих среднюю или мгновенную скорость движения потока, так и прямым измерением объема воздуха, проходящего через мерное устройство в единицу времени. 1 ч \ Косвенные методы используются при измерении рас- хода воздуха с помощью дроссельных -устройств — диа- ' фр^гмы, сопла, трубки Вентури (рис. 116), а также на- садки со свободным входом или так называемой коно- идальной насадки, и в частности лемнискаты. Расход воздуха определяется в этом случае чо пере- паду статического давления до (сечение 1—1} и пссле Хсечение 2—2) сужения дроссельного устройства. Для 230
Рис. И6. Принципиальные схемы дроссельных устройств: а — с Диафрагмой и распределением 'авл^нил пра протекании потока газ- «ерез диафрагму; б — с соплом; в — трубка Bei ту i измерения перепада давления применяют пьезометры и дифференциальные манометры. ' Связь между перепадом давлений на дроссельном устройстве и расходом воздуха определяется из уравне- ния неразрывности и уравнения Бернулли. Поэтому GB = 0,004р<Р / Дррв, где d — диаметр отверстия (сужения) дроссельного устройства; Др — перепад давлений на дроссельной устройстве. 231
Измерение объемного расхода воздуха осуществляется объемным расходомером или ротационным счетчиком, в корпусе которого установлено два ротора, вращающихся под действием давления движущегося воздушного потока с частотой, зависящей от скорости потока. По измеренному объему воздуха, прошедшего через расходомер за время т (с), определяется массовый се- кундный расход воздуха, равный GB = Урв/т. Приборы и устройства для определения расхода топ- лива. В основу определения среднего расхода топлива на установившихся режимах работы двигателя положено измерение времени расхода определенной массы или объема топлива. При массовом методе определения расхода топлива используются обычные весы, на одной из чаш которых устанавливают мерный бачок. Топливную систему осна- щают трехходовым краном, обеспечивающим пода,чу топ- лива в двигатель из основного топливного бака, подачу топлива из мерного бачка при измерении расхода и по- дачу топлива из основного бака с одновременным напол- нением мерного бачка. По данным измерения времени Дт (в с), вырабатывае- мого количества топлива Д/пт (в кг), определяют часовой расход топлива От = 3,6-^-. г Дт Объемный расход топлива определяется с помощью прибора, называемого штихпробером, который состоит из мерных колб шарообразной формы, соединенных между собой узкими переходами с метками. По организации и принципу измерения определение объемного расхода топ- лива аналогично рассмотренному массовому способу с той лишь разницей, что вместо измерения времени расхода за- данной массы топлива измеряют время расхода объем- ной дозы. Для измерения мгновенных объемных расходов топ- лива применяют флоуметры «и ротаметры. Прибор для определения угла опережения зажигания* Прбверка правильности установки первоначального угла опережения зажигания осуществляется переносным стробоскопическим прибором, который входит в комплект передвижного диагностического стенда, например, мод. Э-205. Работа прибора основана на стробоскопическом 232
эффекте — зрительных способностях . человека удержи- вать в течение некоторого времени представление пред- мета, уже исчезнувшего из поля зрения. В приборе размещены стробоскопическая лампа, линза для фокусировки светового луча и шасси с элементами электрической схемы. В корпусе, выполненном в форме пистолета, укреплены шнур для подключения к аккуму- ляторной батарее и провода для подсоединения к свече цилиндра двигателя. Во время работы двигателя импульс высокого напря- жения со свечи первого цилиндра подается на электрод стробоскопической лампы, которая загорается и, потреб- ляя ток, запасенный конденсатором накопительного устройства прибора, испускает последовательный ряд све- товых вспышек, синхронных с моментом зажигания в пер- вом цилиндре. Световой луч направляется на метки для установки зажигания. Вследствие стробоскопического эффекта подвижная метка, кажущаяся неподвижной, при правильной установке зажигания располагается напро- тив неподвижной метки. Если метки не совпадают, то регулируется начальный угол момента зажигания пово- ротом корпуса прерывателя до совпадения установочных меток. Индикаторы. Запись быстроизменяющихся давлений рабочего тела в цилиндре при работе двигателя в зави- симости от угла поворота коленчатого вала или хода поршня называется индицированием, а устройства, осу- ществляющие эту запись, — индикаторами. По принципу действия индикаторы подразделяют на электропневматические и электрические. С помощью электропневматического индикатора можно получить зависимость давления в цилиндре по углу по- ворота коленчатого вала (в координатах р—<р). Эта диаграмма является многоцикловой, снятой за сотни циклов работы двигателя. За один цикл индикатор фиксирует только две точки (одну при сжатии и одну при расширении), причем с каж- дым циклом эти точки фиксируются при разных давле- ниях. На снятие индикаторной диаграммы затрачивается одна-две минуты. Из электролневматических индикаторов широкое рас- пространение получил отечественный индикатор, прин- ципиальная схема которого приведена на рис. 117. Инди- катор состоит из датчика давления мембранного типа, 233
Pm. 117. Схема мектропневматяческого индикатора: 2 » дат ~ давления; 2 — тиратроииый преобразовал-;; 3 «• барабан] 4 » злехтропроводящая бумага; 5 разрядник; 6 —> пружя! 1; 7 — гильза] 8 плунжер; S— масляная полость; 10 — масляный ресивер; 11 » баллон) 12 р 14 — краны; 18 — вентиль; 16 •» муфта; 1 — первичная цепь; Z ™ вторичная цепь тиратронного преобразователя, регистрирующего устрой- ства и пневматической системы. Датчик давления устанавливается в головке цилиндра двигателя. На тонкую стальную мембрану датчика с одной стороны действует давление газов в цилиндре, а о другой стороны —> давление воздуха в пневмосистеме. Давление в пневмосистеме с помощью крана постепенно изменяется от максимального, превышающего максимальное давле- ние pz в цилиндре, до атмосферного. В такте сжатия, 234
когда давление в цилиндре: больше давления в пневмо* системе, мембрана прогибается и, соприкасаясь е электри- ческим контактным стержнем, установленным около нее, замыкает электрическую цепь. При этом к тиратронному преобразователю поступает импульс электрического тока низкого напряжения. В такте расширения, когда давле- ние в цилиндре меньше, чем в пневмосистеме, мембрана прогибается в обратную сторону, размыкая электриче- скую цепь. В момент размыкания цепи в тиратронном преобразователе вновь возникает импульс электрического тока низкого напряжения. Тиратронный преобразователь предназначен для преоб- разования импульсов низкого напряжения, поступающих от датчика давления, в импульсы высокого напряжения, которые подаются к разряднику регистрирующего устрой- ства. Регистрирующее устройство состоит из барабана, на котором закрепляется токопроводная бумага, плунжер- ной пары (гильзы и плунжера) с пружиной и разрядника. Барабан с помощью муфты соединяют с коленчатым ва- лом двигателя таким образом, чтобы при положении поршня индицируемого цилиндра в ВМТ игла разрядника находилась напротив метки ВМТ барабана. Разрядник, соединенный с плунжером, может переме- щаться вдоль барабана на расстояние, пропорциональное давлению воздуха в пневмосистеме. В моменты замыкания и размыкания электрической цепи мембраной датчика перемещение разрядника пропорционально также давле- нию газов в цилиндре. При каждом импульсе высокого напряжения, подво- димом от тиратронного преобразователя, между разряд- ником и токопроводной бумагой возникает искровой раз- ряд, который оставляет на бумаге точечный след. Рас- стояние каждого из точечных следов по длине барабана пропорционально давлению газов в цилиндре, а расстоя- ние по окружности от линии, соответствующей ВМТ, — углу поворота коленчатого вала. Из электрических индикаторов наиболее распростра- нен пьезокварцевый индикатор, к основным элементам которого относятся пьезокварцевый преобразователь дав- ления, потенциометрический преобразователь хода поршня, усилитель и электронно-лучевая трубка. Принцип работы пьезокварцевого преобразователя ос- нован на использовании известного в физике пьезоэлек-
трйческого эффекта, когда пропорционально давлению, действующему на кварцевые Пластины, возбуждается элек- трический ток, который после усиления подается на го- ризонтальные пластины электронно-лучевой трубки, что вызывает отклонение электоонного луча по вертикали пропорциональное поданному напряжению, а следова- тельно, и давлению газов в цилиндре. Отклонение электронного луча по горизонтали осу- ществляется под действием усиленного электрического сигнала, который подается на вертикальные пластины трубки от преобразователя хода, подсоединенного к ко- ленчатому валу двигателя. Таким образом, на экране электронно-лучевой трубки возникает изображение свернутой индикаторной диа- граммы одиночного цикла в координатах р—S или р—V. § 3. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ ПРИ ПРОВЕДЕНИИ ИСПЫТАНИЙ7 Для обеспечения безопасности работы обслу- живающего персонала при испытаниях двигателей лабо- ратория должна быть оборудована в соответствии со спе- циальными требованиями — санитарно-техническими, по- жарной безопасности, техники безопасности. Лабораторные помещения должны иметь приточно-вы- тяжную вентиляцию, исключающую загрязнение воздуха вредными веществами выше допустимой концентрации, установленной санитарными нормами для рабочих поме- щений. ГОСТ 12.1.005—76 регламентирует предельно допу- стимые концентрации вредных веществ в воздухе рабочей зоны. Стеклянные трубки ртутных приборов необходимо за- крывать органическим стеклом, они должны иметь улав- ливающие устройства на выходе из трубок и сборники под ними. Для устранения выхода паров ртути ее поверх- ность в приборах закрывают слоем защитной жидкости, в качестве которой можно использовать воду. Необходимо принимать ме{ j по снижению уровня шума и улучшению шумоизоляции для выполнения тре- бований по уровню шума в помещениях,, где находятся испытатели и обслуживающий персонал. Особое внимание следует уделять мероприятиям, пре- дупреждающим взрывы и пожары. Трубопроводы центра- лизованной подачи топлива рекомендуется прокладывать 236
только с внешней стороны здания, с оборудованием вен- тилями и заземлением на вводе в помещение. Необходима организация периодического контроля обо- рудования топливных систем, хранения обтирочных и го- рючих материалов в закрытой таре, контроля наличия и готовности к использованию средств пожаротушения. В ходе испытаний двигателя запрещается находиться в плоскостях ращения ротора и соединительных муфт даже при наличии ограждения, а также, прикасаться к вра- щающимся деталям двигателя. При появлении ненормаль- ных стуков и шумов в двигателе, тормозной системе или соединительной муфте, а также при значительном паде- нии давления масла двигатель необходимо перевести на частоту вращения, соответствующую режиму холостого хода, путем снижения подачи топлива с одновременны^ полным снятием нагрузки. После охлаждения двигатель следует остановить для выяснения причин и устранения возникших' неисправностей. В аварийных ситуациях и при возникновении пожара двигатель должен быть немед- ленно остановлен, даже под нагрузкой.
РАЗДЕЛ Ш КИНЕМАТИКА, ДИНАМИКА И ОСНОВЫ КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ ГЛАВА 15. КИНЕМАТИКА КРИВОШИПНО- ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА § 1. ТИПЫ И СХЕМЫ МЕХАНИЗМОВ, ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ И ОБОЗНАЧЕНИЯ Кривошипно-шатунный механизм является ос- новным механизмом поршневого двигателя. Различают несколько типов и разновидностей кривошипно-шатунных механизмов. Наибольший интерес с точки зрения кинема- тики представляет центральный, дезаксиальный (смещен- ный) и кривошипно-шатунный механизм с прицепным шатуном. Центральным кривошипно-шатунным механизмом (рис. 118) называется механизм, у которого ось цилиндра пересекается с осью коленчатого вала двигателя. Опреде- ляющими геометрическими размерами механизма являются радиус кривошипа г и длина шатуна 1т. Их отношение к = г/1т представляет собой постоянную величину для всех геометрически подобных центральных кривошипно- шатунных механизмов, для современных автомобильных двигателей % = 0,31-т-0,24. При кинематическом исследовании кривошипно-ша- тунного механизма обычно вводят в рассмотрение ход поршня S = 2г, угол поворота кривошипа а, угол Р отклонения оси шатуна в плоскости его качания от оси цилиндра (отклонение в направлении вращения вала счи- тается положительным, а в противоположном — отрица- тельным), угловая скорость со. Ход поршня S и-длина шатуна /ш являются основными конструктивными параметрами центрального кривошипно- шатунного механизма. В дезаксиальном (смещенном) кривошипно-шатунном механизме (рис. 119) ось цилиндра не пересекает ось ко- ленчатого вала и смещена относительно зе на расстояние а. При применении дезаксиального кривошипно-шатун- ного механизма в двигателе достигаются следующие преимущества. 238
ного кривошипно-шатун- ного механизма Рис. 119. Схема смещен- ного кривошипно-шатун- ного механизма V Возрастает расстояние между коленчатым и рас- пределительным валами, а следовательно, увеличивается пространство для перемещения нижней головки шатуна. 2. Перераспределяются нагрузки на ходе расширения и ходе сжатия, что способствует более равномерному износу цилиндров двигателя. 3. При одинаковых радиусах кривошипа и отноше- ниях радиуса кривошипа к длине шатуна возрастает ход поршня, что обусловливает снижение содержания токсич- ных составляющих в отработавших газах двигателя. 4. Повышается при прочих равных условиях рабочий объем двигателя, что способствует некоторому увеличе- нию его мощности. Дезаксиальные механизмы обычно применяются в дви- гателях с нижним расположением кулачкового вала, так как позволяют увеличить расстояние между осями колен- чатого и распределительного валов и улучшить компо- новку двигателя. Принципиальная схема кривошипно-шатунного меха- низма с прицепным шатуном показана на рис. 120. Один аэ
Рис. 120. Схема кривошипно- шатунного механизма с при- цепным шатуном шатун в этом механизме шар- нирно соединен непосред- ственно с шейкой коленча- того вала и называется глав- ным, а второй — с главным шатуном посредством пальца, расположенного на его головке, и носит название прицепного. Система главного и при- цепного шатунов применена на дизелях Д12 и т. п. В такой системе шатунов от- мечается высокая жесткость кривошипной головки главного шатуна; однако поршни, со- члененные с главным и при- цепным шатунами, имеют неодинаковый ход, так как ось кривошипной головки прицепного шатуна при работе описывает эллипс, большая полуось которого больше радиуса кривошипа. В двигателях типа Д12 разница в ходе поршней составляет 6,7 мм. Все геометрически подобные центральные кривошипные механизмы харак- теризуются одним безразмерным параметром X. Дезаксиальные (смещенные) механизмы, кроме пара- метра X, характеризуются и относительным смещением в = а!г. Обычно е — 0,054-0,2 мм. , § 2. КИНЕМАТИКА ЦЕНТРАЛЬНОГО КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА Задача кинематического расчета заключается в нахождении аналитических зависимостей перемещения, скорости и ускорения поршня от угла поворота коленча- того вала. По данным кинематического расчета выпол- няют динамический расчет и определяют силы и моменты, действующие на детали двигателя. При кинематическом исследовании кривошипно-ша- тунного механизма предполагают, что ® == const, тогда угол поворота вала а пропорционален времени, поэтому все кинематические величины могут быть выражены в функции угла а. Перемещение поршня. За исходное положение меха- низма принимают положение поршня в ВМТ. При пово- роте кривошипа на угол а перемещение х поршня от его 240
начального положения в ВМТ равно отрезку АА' (см. рис. 118), т. е. х = АА' = А'О — АО = г + /ш — АО. Из треугольника АВО имеем АО = АС + СО — г cos а 4- /ш cos р. Следовательно, х = А А' — г + 1т — г cos а — cos Р = = г (1 — cos а) + /ш (1 — cos Р) — — г 1(1 — cos а) 4- 1/Л. (1 — cos Р) ]. (70) Чтобы представить перемещение поршня функций только одного угла а, найдем зависимость угла р от угла поворота а из треугольника АВО на основании теоремы синусов, т. е. /ш sin р = г sin а. Откуда sin Р = г//ш sin а = К sin а. Тогда _____________ cos р = — sin2 р = j/ 1 — X2 sin2 а = (1 — X2 sin2 а)1/2. Разложив выражение в скобках в биноминальный ряд, получим cos Р = (1 — X2 sin2 а)1/2 = 1 — 1/2Х2 sin2 а — — 1/2.4Х4 sin4 а — 1 - 3/2-4.6Xesine а +... Учитывая крайне малое значение членов разложения порядка выше второго, можно с достаточной для прак- тики точностью ограничиться лишь двумя первыми чле- нами разложения и считать, что cos Р = 1 — 1/2Х2 sin2 а. Подставляя полученное значение cos р в выраже- ние (70), получаем х = г 1(1 — cos а) 4- 1/X (1 — cos Р) ] = ₽ к [(1 — cos а) 4- Л/2 sin2 а ]. Так как sin2 а = 0,5 (1 — cos 2а), то после соответ- ствующих преобразований окончательно имеем х = г ((1— cos а) 4- V4 (1 — cos 2а)] — f (а). (71) Перемещение поршня может быть представлено как сумма двух гармонических перемещений первого и вто- рого порядков: 241
Рис. 121. Схема для определения перемещения поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала *i = г (1 — cos а) — перемещение первого порядка, соответствующее перемещению поршня при бесконечно длинном шатуне (1т = оо), когда 1 = 0; ха = 1/74 (1 — cos 2а) — перемещение второго порядка, представляющее собой поправку на конечную длину шатуна. Таким образом, х = хг + х2. Поправка на конечную длину шатуна зависит от отно- шения 1 = r/lja и с увеличением этого отношения возра- стает. При данном 1 экстремальные значения хг отме- чаются при 2 sin 2а = 0, откуда в пределах одного оборота значения углов поворота кривошипа, соот- ветствующих экстремальным значениям х2, будут а « =» 0, 90, 180 и 270°. Максимальных значений перемещение второго порядка ха = М2 достигает при, а = 90° и а = 270° (cos 2а — 1). Действительное перемещение поршня составляет хА = xi + ха =« г + 1г/2. Зависимость перемещения поршня от угла поворота коленчатого вала можно построить графически (рис. 121) проецированием на вертикаль конца радиуса-вектора, имеющего полюсом точку О', сдвинутую относительно центра О окружности кривошипа на гм2 в сторону НМТ, Действительно, для заданного угла а ₽ а0 перемеще- ние поршня от ВМТ равно отрезку АС, т. е. х = АС = АО — OB' + В'С» Э42
Пренебрегаем ввиду малости дуги ВС ее кривизной и считаем, что угол О'СВ прямой. Тогда АС — г — г cos а 4- ВС sin а. Так как ВС = 00' sin а = (гМ2) sin а, окончательно имеем . АС = г (1 — cos а) + (rV2) sin® а =* — г [1 — cos а 4- X/4 (1 — cos 2а) ] = х. При изменении угла а от 0 до 90° шатун одновременно с перемещением к коленчатому валу отклоняется от оси цилиндра, причем перемещения шатуна соответствуют движению поршня-в одном направлении, в то время как при изменении угла а от 90 до 180° наблюдается обратная картина — второе перемещение шатуна соответствует дви- жению поршня в обратном направлении. Скорость поршня. Этот параметр определяется диффе- ренцированием уравнения (71). Взяв первую производ- ную от правой части этого уравнения по времени, получим = -2Г-ЗГ = '•-^L(sina+0,5Xsln2a), т. е. г оп = ar (sin а 4- 0,5 A. sin 2a), (72) где и =“ daldt — угловая скорость кривошипа. Аналогично перемещению поршня скорость поршня может быть представлена суммой гармонических состав- ляющих первого порядка оп1 = га sin а и гармонических составляющих второго порядка оаа = г<вО,5Х sin 2a. Первая гармоника скорости представляет собой ско- рость поршня при бесконечно длинном шатуне. Гармо- ника второго порядка является поправкой к скорости поршня на конечную длину шатуна. Графическое изображение скорости (рис. 122) поршня получают суммированием двух гармонических составля- ющих первого и второго порядков. Из графика следует, что при движении поршня от ВМТ к НМТ максимальное значение скорости поршня достигается при угле а пово- рота кривошипа менее 90°, а при движении в обратном направлении — при угле более 270°. Значение углов за- висит от А, и может быть определено исходя из равенства нулю первой производной от скорости по углу поворота = га (cos a X cos 2a) = ra [cos a 4- A (cos® a — 1 )J = 0. 243
вала %пах=аГСС05 Так как cos 2а = 2 cos® а — 1, то после подстановки значения cos а и соответствующих математических преоб- разований имеем cos® а + 0,5Х-1 cos а — 0,5 = 0. После решения квадратного уравнения имеем 8А»"—I \ 4Z /* При изменении X от 0,2 до 0,3 соответствующие макси- мальным скоростям поршня значения OvmaK, вычисленные по этой формуле, изменяются от 75 до 80°, т. е. с увеличе- нием длины шатуна (уменьшением Z-) угол «Опмх прибли-, жается к 90° при движении поршня в направлении ко- ленчатого вала и к 270° при движении поршня в противо- положном направлении. Средняя скорость поршня Sn 2тп 2 «п. ср ад зо — я Г<а‘ Средняя скорость поршня в автомобильных двигате- лях ограничивается условиями надежной работы поршне- вой группы, обычно оп. ср — 84-15 м/с. Найдем отношение _%пах_ = + яа /2 /1 + %>. рПср 2/лгш г Значение этого отношения для различных К, приве- денных выше, изменяется в пределах 1,61—1,64, что 244
позволяет с достаточной для практики точностью при- нимать ®nmax = 1 op = 1 »625п/30. Ускорение поршня. Эгот параметр определяется как первая производная от скорости по времени /“=T = -^"§- = r(°a<cosa + Xcos2a)- <73) В соответствии с полученным выражением ускорение поршня можно представить в виде двух гармонических составляющих /п = h + /п> W /г = г®2 cos a — ускорение (гармоника) первого по- рядка; /п= V®2 cos 2a — ускорение (гармоника) второго порядка. 'Первая составляющая выражает ускорение поршня при бесконечной длине шатуна (X = 0), вторая — вносит поправку на конечную длину шатуна и возрастает с уве- личением Я. Графическое построение кривой ускорения можно вы- полнить суммированием проекций на вертикаль век- тора гсоа, вращающегося с угловой скоростью со, и век- тора V©2, вращающегося с угловой скоростью 2®. Из анализа уравнения (73) и графической зависимости, представленной на рис. 123, можно установить, что пор- шень имеет экстремальные значения ускорения при a = 0 и 180°. При a — 0, т. е. в ВМТ, абсолютное значение ускорения поршня максимально /пшах ~ (1 + Я). При Рис. 123. Зависимость ускорения поршня от угла поворота колен- чатого вала 245
____ 180°. т. е. в НМТ, абсолютное значение ускорения пор1рнЯ ^еньше^по модулю и противоположно по знаку 18 Пр и условии А, > 1/4 ускорение получит дополнитель- экстремальное значение, которое возникает, когда н0 д = —1/(4А). Значение ускорения поршня при этом __г€0а 1% + 1/(8%) ], т. е. направление ускорения про- ^одожно тому, которое имеет поршень при а = 0. ТИ Минимальное значение ускорения поршня (/п — 0) ответствует углу поворота кривошипа а, при котором С°ооость поршня имеет максимальное значение. При А. = । 25 кривая /п имеет вогнутую форму в сторону оси а, ~ vcK0PeHHe Достигает минимального значения дважды уобе стороны от НМТ). При А <0,25 кривая ускорения ыпУклаЯ (Уск0Рение Достигает наибольшего отрицатель* Хю значения только 1 раз). но Максимальные ускорения поршня в транспортных дви- гателях равны 10 000 м/с2. Отношение хода поршня к диаметру цилиндра. Ход пдшя и диаметр цилиндра D — основные размеры Идлндра двигателя. В автомобильных двигателях диа- ЦИтр цилиндра равен 70—130 мм. Отношение S/D является менцм из основных параметров, определяющих размеры одмассу двигателя. В современных автомобильных дви- И теЛЯХ S/D = 0,8ч-1 >2. Двигатели с S/D > 1 называются Гпинн,сходными, а с S/D < 1 — короткоходными. Этот 'оаМетР связан непосредственно со скоростью поршня ^мощностью двигателя. и g высокооборотных двигателях отношение S/D целе- образно уменьшать до определенного предела для но- С°чения умеренной скорости поршня, увеличения меха- лУ„есКого КПД, снижения размеров в направлении оси НИлиНДРа и повышения жесткости коленчатого вала. Ни уменьшением радиуса кривошипа снижается износ пшиевых колец. При отношении S/D улучшается ком- П°новка детали механизма газораспределения в головке П°линДР0В- С уменьшением отношения S/D увеличивается цИи11а двигателя, а в некоторых случаях и его масса. 5? й этом износ гильз почти не уменьшается, так как 1 нос пропорционален частоте вращения вала и практи- г не зависит от хода поршня. че у V-образных двигателей при отношении S/D > 1 меж- лннДР0Вые расстояния возрастают, что обусловливает величение Длины двигателя, а при отношении S/D < 1 •У 246
минимальная длина двигателя определяется длиной ко- ленчатого вала, получаемой из расчета износостойкости шеек и прочности щек. Поэтому снижение SfD особенно целесообразно в V-образных и многорядных двигателях. Применение конструкций с малыми S/D приводит также к уменьшению высоты и ширины V-образного двигателя, особенно при большом угле развала цилиндров. По той же причине двигатели с противолежащими горизонтальными цилиндрами целесообразно выполнять короткох одними. При выборе оптимального отношения S/D следует учитывать, что силы, действующие на узлы, в большей степени зависят от диаметра цилиндра и в меньшей — от хода поршня. ГЛАВА 16. ДИНАМИКА КРИВОШИПНО- ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА § 1. ПРИВЕДЕНИЕ МАСС ДЕТАЛЕЙ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА Для определения сил инерции, действующих в кривошипно-шатунном механизме, необходимо знать массы перемещающихся деталей. Определение масс этих деталей затруднено, так как шатуны двигателя совершают сложное движение. Для упрощения расчетов действитель- ную систему масс кривошипного механизма заменяют ди- намически эквивалентной системой, отдельные массы ко- торой совершают только возвратно-поступательное или только вращательное движение. Такой процесс называют приведением масс. Все детали кривошипно-шатунного механизма по ха- рактеру их движения можно разделить на три следующие группы. 1. Детали, совершающие прямолинейное возвратно- поступательное движение. К ним относятся поршень, поршневые кольца, поршневой палец с деталями крепле- ния. Все эти детали объединяются в одну поршневую группу с массой р. 2. Детали, совершающие вращательное движение. К ним относится кривошип со всеми его элементами, поршневая группа этих деталей имеет массу т^. 3. Детали, совершающие сложное плоскопараллель- ное движение. К этой группе деталей относится шатун 2<7
Рис. 124. Схемы шатунной группы: а — реальная; б -* эквивалент- ная с вкладышами и болтами ниж- ней головки и втулкой верх- ней головки, т. е. шатунная группа с массой /Пщ. Приведение массы деталей поршневой группы, Масса де- талей поршневой группы /пп., считается сосредоточенной на оси поршневого пальца. Для определения массы деталей поршневой гоуппы вновь проек- тируемого двигателя пользуют- ся статистическими данными, которые приводятся в виде конструктивной массы деталей поршневой группы та, г, и представляют собой массу поршневой группы, приходя- щуюся на площадь поршня, Таким образом, задаваясь /пп. г, и зная площадь поршня, можно определить массу поршневой группы /пц. г. Приведение массы шатунной группы. При динамиче- ском исследовании массу шатуна Шщ (рис. 124) расчле- няют на две массы — на массу /Пщ. п и массу /Пщ. к. Массу /Пщ. п, сосредоточенную на оси поршневого пальца, относят к массе деталей, имеющих возвратно-поступатель- ное движение, а массу тг, сосредоточенную на оси ша- тунной шейки, —* к массе вращающихся деталей. Значение заменяющих масс принимается обратно пропорциональным расстояниям от центра тяжести ша- туна до осей верхней /ш>п и нижней /ш.„ головок, т. е. ^Ш. П — "‘И п. в/4п ^Ш. Н — пДш* Теоретически для получения динамически заменяющей системы должны быть выполнены следующие условия! — Const, Г, е. /Лщ — д "4“ /Лщ. д! 248
неизменность положения центра тяжести шатуна, т. е. Мш. п4п. и = тш. кАп. к* а также момента инерции отно- сительно центра тяжести шатуна, т. е. Е/пД1 = /ш. Обычно третье условие не выполняется. Ввиду не- больших числовых значений разности моментов инерции приведенной системы и шатуна, практически не вли- яющих на точность расчета, третьим условием пре- небрегают и динамически замещающей системой считают систему, удовлетворяющую первым двум условиям. При динамическом расчете проектируемых двигателей следует пользоваться статистическими данными, которые так же, как и для деталей поршневой группы, приводятся для конструктивных масс деталей шатунной группы. Таким образом, Приведение массы кривошипа^ Неуравновешенные массы кривошипа (рис. 125) заменяют одной приведенной массой с соблюдением условия равенства центробежной силы инерции действительной массы центробежной силе приведенной массы. Эквивалентную массу приводят к ра- диусу кривошипа г и обозначают /пк. Массу шатунной шейки Отщ.ш с прилежащими частями щек принимают сосредоточенной посередине оси шейки, и так как центр тяжести ее удален от оси вала на расстояние, равное г, приведения этой массы не требуется. Массу щеки /лщ с центром тяжести на расстоянии р от оси коленчатого вала заменяют приведенной мас- сой (лгщ), расположенной на расстоянии г от оси колен- чатого вала. Рис. 125. Схемы кривошипа: а — реальная; б — эквивалентная 249
При этом должно соблюдаться равенство ^щР === Откуда (тщ)г = тщ-£-. Приведенная масса т* всего кривошипа определяется суммой приведенных масс шатунной шейки и щек И1к = ГЛщ, ш 4“ (^Пщ)г в ш 2/Пщ — • Для проектируемых двигателей тк вычисляют, зада- вая конструктивные массы кривошипов mKt, представля- ющие отношение действительной массы кривошипа к пло- щади поршня тКа «= m^Fw Эквивалентные схемы кривошипного механизма. После приведения масс кривошипный механизм можно предста- вить в виде системы, состоящей из двух сосредоточенных масс, соединенных жесткой невесомой связью (рис. 126). Масса т} представляет суммарную массу деталей, имеющих возвратно-поступательное движение, т. е. ГП] •=» /Пп.» + 'Пш.п, а масса тг — суммарную массу вращающихся деталей, т. е. от, = /пн4-тш.в.' В V-образных двигателях с коленом вала сочленяются два шатуна противолежащих цилиндров, поэтому криво* Рис. 126. Эквивалент- ная схема одноцилин- дрового двигателя образного двухцилиндрового дви- гателя 250
шипный механизм двухцилиндрового отсека двигателя с центральными шатунами приводится к системе из трех сосредоточенных масс (рис. 127) т, = ти + 2тш.к. § 2. СИЛЫ И МОМЕНТЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В КРИВОШИПНО-ШАТУННОМ МЕХАНИЗМЕ ОДНОЦИЛИНДРОВОГО ДВИГАТЕЛЯ Силы инерции. Полученная выше двухмассовая система, динамически замещающая кривошипный меха- низм, в которой одна масса совершает возвратно-поступа- тельное движение, позволяет достаточно просто опреде- лить силы инерции, действующие на детали кривошип- ного механизма. Силы инерции, действующие на детали кривошипного механизма, сводятся к двум силам: силе инерции F} от возвратно-поступательно движущихся масс кривошипного механизма и центробежной силе инер- ции Кг от вращающихся масс кривошипного механизма. Сила инерции Ff равна произведению массы на уско- рение и действует вдоль оси цилиндра. Она может быть направлена вверх или вниз относительно оси коленча- того вала. Сила инерции Fi == —«//• Подставляя значение ускорения поршня, получаем F} = —т/а2 (cos а + X cos 2а) или, если обозначить (—т/а>2) = С. Ft — С (cos а + % cos 2а) = С cos а + W cos 2а. Для удобства исследования силу Р} можно предста- вить в виде суммы двух слагаемых. Тогда Р/ = Fi I + Fi п- Сила инерции первого порядка FH = Ccosa. (74) Сила инерции второго порядка Fiu = AC cos 2а. (75) Силы Fji и F}n изменяются по гармоническому закону в зависимости о1» изменения угла поворота коленчатого вала. Величину и направление этих сил в любой момент 2Б1
Рис. 128. Схема для построения зависимости сил инерции от угла поворота коленчатого вала времени можно найти, используя метод вращающихся векторов. Сила Fji определяется как проекция на вертикальную ось вектора С, вращающегося с угловой скоростью ®; сила F}u — как проекция вектора W, вращающегося с угловой скоростью 2<о. Графическое построение сил инерции Ffi, Ffn методом вращающихся векторов и суммы Pj этих сил показано на рис. 128. За положительное направление оси Fit и F]n принято направление к оси коленчатого вала. Наглядное представление об изменении знака сил инер- ции F}1 и F}n дают диаграммы знаков сил для любого положения кривошипа (рис. 129), построенных по выра- жениям (74) и (75). Из диаграммы видно, что сила инерции первого по- рядка Fji меняет знак при углах поворота кривошипа, равных 90 и 270°. Сила инерции F}n второго порядка имеет положитель- ные значения при повороте кривошипа от 45 до 135° и от 225 до 315°. При других положениях кривошипа сила Fjn отрицательна. Сила инерции вращающихся масс. Центробежная сила инерции вращающихся масс деталей кривошипного ме- ханизма Кг, приложенная к центру шатунной шейки колена (рис. 130), постоянна по величине и направлена по радиусу кривошипа. Сила К.г Кг — (тв + Щш. к) гаР = т,г(£?, где m, = тв + гпш.к —масса вращающихся деталей кривошипного механизма. 252
Рис. 129. Диаграмма сил: а —для PjH б —для Руп Рис. 130. Схема сил, действующих на опо- ры двигателя Перенеся силу7Сг в центр коренной шейки (рис. 130) и разложив ее по координатным осям, получим состав- ляющие Кп — Kr cos а и Кгу = К, sin а. Эти проекции изменяются по гармоническому закону с изменением угла поворота кривошипа и, будучи неурав- новешенными внутри механизма, воздействуют через под- шипники вала на картер и передаются на опоры двигателя. Силы давления газов. Силы давления газов Fv для любого момента времени Кр — pfn> где р—давление газов, Па; /п — площадь поршня, ма. Изменение силы давления газов определяется с по- мощью индикаторной диаграммы, построенной по резуль- татам теплового расчета двигателя. Таким образом, инди- каторная диаграмма в соответствующем масштабе пред- ставляет собой зависимость силы давления газов от хода поршня. Если масштаб давлений индикаторной диаграммы тр, то масштаб сил (Н/мм) для этой же диаграммы тр = = ^р/п- Сила давления газов воспринимается стенками цилин- дра. Под действием этого давления возникает7 си ла F₽, направленная по оси цилиндра и приложенная к поршню. Одновременно с силой F„ на головку цилиндра действует равная ей по величине и направленная в Противополож- ную сторону сила F$ (рис. 131). Так как сила Гр от поршня передается коленчатому валу Р'г и через него на картер двигателя, тс силы F"t и F’s уравновешивают одна другую и на опоры двигателя не действуют. Внешние силы дав- 253
Pre. 131. Схема сил, дей- ствующих в кривошипно- шатунном механизме од- ноцилиндрового двига- теля ленил газов в двигателе прояв- ляются лишь в виде двух мо- ментов. Максимальное значение силы давления газов обычно со- ответствует положению - поршня в ВМТ. Суммарные силы и моменты, действующие в кривошипно-ша- тунном механизме. Полное пред- ставление об усилиях, действу- ющих в элементах кривошипно- шатунного механизма двигателя, можно получить в результате рассмотрения совместного дей- ствия сил давления газов нг поршень и сил инерции движу- щихся масс на данном расчетном режиме. Так как в каждом из цилиндров многоцилийдрового двигателя картина изменения действующих сил теоретически должна быть одинаковой, то при анализе суммарного действия различных сил можно рассмо- треть схему сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме одноцилиндрового двигателя (рис. 131). Исходной силой является суммарная сила дей- ствующая на поршень, которая представляет собой алге- браическую сумму сил Fv и F} (рис. 132) Ft = Рр + Р)' Сила переменна по величине и направлению и в за- висимости от угла поворота коленчатого вала может быть направлена к оси вала или от нее. Суммарную силу Fs, действующую вдоль оси цилиндра (рлс. 133), можно раз- ложить на две составляющие; силу N, перпендикулярную к стенке цилиндра, и силу ви, направленную по оси ша- туна. Сила N — боковая сила — прижимает поршень к стенке цилиндра и обусловливает износ их поверхностей. Огла Sm сжимает или растягивает шатун. Перенесем силу 5Ш по направлению ее действия в центр шатунной шейки, обозначив S', в разложим ее на две составляющие: 254
нормальную (радиальную) силу К, направленную по радиусу кривошипа, К = S' cos (а + 0) и тангенциальную силу Т, касательную к окружности радиуса кривошипа, Г = S' sin (а + 0). Для дальнейшего исследования динамики кривошипно- шатунного механизма нормальную силу перенесем по ли* нии ее действия в центр коленчатого вала и обозначим через К'. Одновременно к центру вала приложим две взаимно противоположные силы TJ и Т", равные и парал- лельные тангенциальной силе Т. Силы Т и Т* образуют пару с моментом Мкр. Крутящий момент Мкр = Тг. Силы К и Т' можно сложить и получить их результи- рующую 3", равную силе 3, действующей по оси шатуна, Сила 3" нагружает коренные подшипники коленчатого вала. Сила 3*, в свою очередь, может быть разложена на две составляющие: силу N', перпендикулярную к оси ци- линдра, и силу F', действующую по оси цилиндра. Сила N' вместе с силой N образует пару сил, момент которой Afonp называется опрокидывающим моментом. 255
Опрокидывающий момент Afonp равен крутящему Л7кр моменту, но противоположен ему по знаку. Из рис. 131 следует Л1опр = -N'h = -F^tg₽ = £ = sin(a + p) „ ----~~Cosp~ ~r =*—Tr = -AfKp. Крутящий момент передается через трансмиссию веду- щим колесам, а опрокидывающий момент через неподвиж- ные части кривошипно-шатунного механизма восприни- мается опорами двигателя. Другая составляющая силы S" сила F£ равна силе F% и может быть представлена как F's = Fr + Ff. Первая составляющая F'r этой силы уравновешивается силой F'r давления газов, приложенной к головке цилин- дра, а вторая составляющая F] является свободной не- уравновешенной силой, передающейся на опоры двигателя. Кроме рассмотренных сил, в кривошипно-шатунном механизме действует и центробежная сила инерции Кг. Эта сила приложена к шатунной шейке кривошипа и на- правлена вдоль его оси в сторону от оси коленчатого вала. Она, так же как и сила F}, является неуравновешенной и передается через коренные подшипники на опоры дви- гателя. Аналитические и графические выражения сил и момен- тов. При динамическом исследовании деталей кривошип- но-шатунного механизма для определения действующих на них сил и моментов могут использоваться аналитиче- ский и графический методы. Аналитический метод. При определении сил и момен- тов, действующих в кривошипно-шатунном механизме, аналитическим методом используются соответствующие уравнения, которые приведены ниже. Если известна суммарная сила F^ = Fr + Ft, можно найти силы N, S, К и Т, используя рис. 131. Тогда = Fs tg р; S = Fx/cos P; К == S cos (a 4- P) — F-ь cos (a 4- P)/cos p; T = S sin (a 4- P) = Fz sin (a 4- P)/cos p; = Tr. 256
Изменение знаков сил, действующих в кривошипно- шатунном механизме, показано на рис. 134. Задавая значения угла а через определенный интер- вал, например 30°, можно вычислить значения действу- ющих в кривошипно-шатунном механизме сил и построить диаграмму их изменения за рабочий цикл двигателя. Наличие развернутых диаграмм сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме, дает возможность определить крутящий момент многоцилиндровых двига- телей. В многоцилиндровых двигателях крутящие моменты отдельных цилиндров суммируются последовательно по длине коленчатого вала. Значение суммарного крутящего момента можно определить графическим сложением мо- ментов в отдельных цилиндрах. Для этого кривую крутя- щего момента одного цилиндра разбивают на п участков (в зависимости от числа цилиндров). Каждый из участков делят на несколько полос (в нашем примере на шесть) и в каждом участке нумеруют точки деления. Для каждого участка определяют алгебраическую сумму ординат одноименных точек деления (вверх знак «+», вниз «—») и откладывают эти суммы на графике. Концы результирующих ординат соединяют огибающей плавной кривой, которая является кривой суммарного крутящего момента двигателя за один рабочий цикл (рис. 135). Для определения среднего значения крутящего мо- мента подсчитывают площадь, ограниченную кривой кру- тящего момента и осью абсцисс (выше оси площадь поло- 9 Богданов С, Н. и др. 257
жительная, ниже — отрицательная). Зная суммарную пло- щадь диаграммы, находим средний крутящий момент Мкр = ^м» где Гд — суммарная площадь диаграммы; La — длина диаграммы; ты — масштаб крутящего момента. При масштабе сил тр масштаб крутящего момента тм = тргк, гк — радиус кривошипа. Так как при определении крутящего момента двига- теля не учитывались внутренние потери, то этот момент Л1кр t будет индикаторным крутящим моментом. Эффективный крутящий момент Мв ~ Л^нргЛм' Силы, действующие на шейки коленчатого вала. На шатунную шейку действуют сила S и центробежная сила КГш к, возникающая при вращении массы шатуна, отнесенной к кривошипу. Сила к является состав- ной частью центробежной силы Кг Кг = + тш. к) г<о2 =» ткг<в2 ф- + тш.к™а = ^к + ^гш.к. Результирующая сила, действующая на шатунную шейку, находится как векторная сумма сил S и КГш к, т. е. Rm. ш = *5 + Кгш. к. Действие силы 7?ш. ш вызывает износ шатунной шейки. Результирующую силу, приложенную к коренной шейке полноопорного коленчатого вала, находят графи- ческим сложением сил, передающихся от двух смежных колен. Составляющие результирующей силы, приложенной к коренному подшипнику, Rx. тп{ — 0,5 (Ri-i + Ri) = = 0,5 (7?ш. Ш(1 + Кгк) + 0,5 (7?ш. + 7Q. 258
§ 3. РАСПОЛОЖЕНИЕ КРИВОШИПОВ И ПОРЯДОК РАБОТЫ ЦИЛИНДРОВ В МНОГОЦИЛИНДРОВЫХ ДВИГАТЕЛЯХ Расположение кривошипов коленчатого вала многоцилиндрового двигателя должно удовлетворять двум основным требованиям: обеспечению оптимальной равно- мерности хода двигателя и взаимной уравновешенности сил инерции вращающихся и возвратно-поступательно движущихся масс. Чтобы удовлетворить требованиям обеспечения равно- мерности хода, необходимо создать условия для чередо- вания в цилиндрах вспышек через равные угловые интер- валы поворота коленчатого вала. Поэтому для одноряд- ного двигателя угол ф между кривошипами, соответству- ющий угловому интервалу между вспышками, должен быть равен при четырехтактном цикле Ф = 720/$, при двухтактном Ф = 360/i, где i — число цилиндров. Это же правило сохраняется для определения угла между кривошипами коленчатого вала многорядных дви- гателей. На равномерность чередования вспышек в цилиндрах многорядного двигателя, кроме угла между кривошипами коленчатого вала, влияет и угол у Между рядами цилин- дров. Для получения оптимальной равномерности хода n-рядного двигателя этот угол, называемый обычно углом развала, должен быть в п раз меньше угла между криво- шипами коленчатого вала, т. е. у = ф/и. Тогда угловой интервал между вспышками для четы- рехтактного двигателя _ 720 “всп---- для двухтактного Для удовлетворения требования уравновешенности не- обходимо, чтобы число цилиндров в одном ряду и соот- ветственно число кривошипов коленчатого вала было чет- 9* 259
или 1-2-6-3 t-if-2-5-3-6 1-5-4-2-6-3-7-в 171Z|J|« I 7| |/g|/Z|zg] Н2-5-6-3-10-6-7-2-1Н-9 6) Рис. 136. Последовательность работы цилиндров двигателя ным, причем кривошипы должны быть расположены сим- метрично относительно середины коленчатого вала. Сим- метричное по отношению к середине коленчатого вала расположение кривошипов называется зеркальным, так как одна половина коленчатого вала является как бы зеркальным изображением второй его половины. При выборе формы коленчатого вала, кроме обеспече- ния условий равномерности хода и уравновешенности дви- гателя, необходимо учитывать порядок работы цилин- дров. Оптимальным порядком работы цилиндров (рис. 136) считают порядок, при котором очередные рабочие ходы происходят в цилиндрах, наиболее удаленных один от дру- гого. Такой порядок работы позволяет снизить нагрузки На коренные подшипники коленчатого вала и улучшить охлаждение двигателя. На рис. 136 приведена последовательность работы ци- линдров двигателя. На рис. 136, а даны схемы коленча- тых валов четырех- и шестицилиндровых однорядных че- тырехтактных двигателей, удовлетворяющих одновременно требованиям оптимальной равномерности хода и наилуч- шей уравновешенности. Шестицилиндровый двигатель об- ладает лучшей равномерностью хода, чем четырехцилин- дровый, и полностью уравновешен. На рис. 136, б приведены наиболее распространенные схемы коленчатых валов шести-, восьми- и двенадцати- цилиндровых V-образных четырехтактных двигателей. 260
ГЛАВА 17. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ § 1. СИЛЫ И МОМЕНТЫ, ВЫЗЫВАЮЩИЕ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЯ Двигатель считается уравновешенным, если во время установившегося режима работы на его опоры дей- ствуют постоянные по величине и направлению силы и моменты. У неуравновешенного двигателя силы, дей- ствующие на его опоры и автомобиль в целом, вызывают вибрации, которые приводят к ослаблению крепежных соединений, нарушению регулировок узлов и механизмов, поломке деталей двигателя, затрудняют пользование кон- трольно-измерительными приборами, а также повышение уровня шума. Вибрации, кроме того, оказывают небла- гоприятное воздействие на человеческий организм; они вызывают быстрое утомление и снижение работоспособ- ности водителя (экипажа). На основании изложенного при разработке конструк- ции двигателя стремятся к тому, чтобы уменьшить влия- ние переменных сил и моментов. Комплекс мероприятий по устранению причин неурав- новешенности называется уравновешиванием двигателей. Уравновешивание двигателей осуществляется двумя спо- собами: соответствующим расположением цилиндров и кривошипов коленчатого вала, при котором силы инерции и моменты от них уравновешиваются установкой проти- вовесов, центробежные силы инерции которых и моменты от этих сил в любой момент времени уравновешивают инерционные силы и моменты, возникающие при движе- нии деталей кривошипно-шатунного механизма. Динамический расчет кривошипного механизма пока- зал, что при работе двигателя на его опоры передаются переменные по величине и направлению силы инерции возвратно-поступательно движущихся Fjtt и враща- тельно движущихся Кг масс, моменты от этих сил М}1, а также опрокидывающий момент Мопр1 кото- рые вызывают неуравновешенность многоцилиндрового двигателя. В зависимости от того, в какой степени устраняются причины, вызывающие неуравновешенность двигателя, различают полностью уравновешенные, частично уравно- вешенные и неуравновешенные двигатели. В ДВС с одним коленчатым валом опрокидывающий мо- мент, возникающий как реакция на действие крутящего 261
момента, уравновесить невозможно. Следовательно, абсо- лютной уравновешенности двигателя достигнуть нельзя даже принципиально. Поэтому практически уравновешенными считают такие двигатели, в которых уравновешены все силы и моменты, кроме опрокидывающего момента. Таким образом, в математической форме это условие выражается уравнениями = О, М, = 0; = 0, Л1я = 0; 1F; п = 0, Mj ц = 0. Если приведенное условие не выполняется, то двига- тель будет частично или полностью неуравновешенным. Степень неравномерности остающегося неуравновешен- ным опрокидывающего момента в случае полной уравно- вешенности двигателя зависит от характера изменения крутящего момента. Поэтому, если нельзя уравновесить опрокидывающий момент, то можно уменьшить его не- равномерность путем снижения неравномерности крутя- щего момента. Это достигается увеличением числа ци- линдров двигателя при равных интервалах между вспыш- ками в отдельных цилиндрах. Необходимо обеспечить также одинаковое протекание рабочих процессов во всех цилиндрах двигателя, определяемое для дизелей равен- ством углов опережения впрыскивания и цикловых подач топлива, равномерностью наполнения цилиндров, иден- тичным тепловым режимом и т. п. Для карбюраторных двигателей к основным факторам, обусловливающим рав- номерность изменения крутящего момента, относятся обес- печение однородности состава смеси, равенства углов опережения зажигания и равномерности распределения смеси по цилиндрам. Для достижения предусмотренной в процессе кон- структивной разработки двигателя его уравновешенности необходимо выполнить также определенные условия, от- носящиеся к производству деталей и сборке узлов двига- теля, главными из которых являются обеспечение равен- ства масс поршневых групп, равенства масс и одинаковое положение центров тяжести шатунов, а также статической и динамической сбалансированности коленчатого вала. 262
§ 2. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ОДНОЦИЛИНДРОВОГО ДВИГАТЕЛЯ В одноцилиндровом двигателе не уравновешены сила инерции вращающихся масс, силы инерции Fn и Fj п Возвратно-поступательно движущихся масс и опро- кидывающий момент Мопр. Одноцилиндровый двигатель можно уравновесить только установкой противовесов. Уравновешивание силы К,- Центробежную силу Кг уравновешивают установкой противовесов на продолже- нии щеки коленчатого вала (рис. 137). Массу противове- сов тпр подбирают так, чтобы возникающая при враще- нии вала центробежная сила противовесов была равна силе Кг- Условие уравновешивания центробежной силы Рио. 137, Уравновешивание одноцилиндрового двигателя 263
Откуда "’пр “ т' 2Рпр ’ гДе Рпр — расстояние центра тяжести противовеса от оси вращения. При заданной массе противовесов радиус вращения их центра тяжести __________________________ тгг Рпр ~ 2^* Для снижения расхода металла рпр следует принимать возможно большим, так как при этом масса тпр противо- весов мржет быть уменьшена. Однако по конструктивным соображениям это не всегда удается. Уравновешивание силы Fn. Силы инерции первого порядка полностью могут быть уравновешены только установкой двух дополнительных валов Ог и 02 с проти- вовесами mnpi, вращающихся в разные стороны с угло- вой скоростью и. На каждом валу может быть установлен один противовес в плоскости, проходящей через ось ци- линдра перпендикулярно осям валов 01 и Ог, или два противовеса, расположенных симметрично относительно этой плоскости. Количество противовесов определяется условиями компоновки всего уравновешивающего меха- низма, в целом. Уравновесить силу F}1, действующую по оси цилиндра и изменяющуюся по гармоническому закону, противове- сами, установленными на коленчатом валу, невозможно, так как составляющие центробежной силы противовесов действуют как по оси цилинДра, так и в перпендикуляр- ном направлении (см. рис. 130). Подбором и установкой противовесов на коленчатом валу можно уравновесить силу Ffl. При этом, однако, возникает неуравновешенная сила, действующая в -гори- зонтальной плоскости, что практически означает перенос силы инерции первого порядка в горизонтальную пло- скость со сдвигом пс фазе на 90°. Поэтому для уравновешивания силы Рд противовесы , на вспомогательных валах должны быть установлены та- ким образом, чтобы при а — 0 соблюдалось условие урав- новешивания 4/Спр Ту — 4Кпр г COS сс = Fл или 4щпр ;рпр Iw2 cos а — т}га? cos а. 264
При таком условии уравновешивания противовесы рас- положены вертикально и направлены вниз. Повороту кривошипа на угол а соответствует поворот противовесов также на угол а. При вращении валов горизонтальные составляющие центробежных сил противовесов взаимно уравновеши- ваются, а вертикальные /(пр r cos а дают суммарную силу, равную 4/CnpIcosa, направленную в противоположную сторону по отношению к силе Fn. Масса противовесов wupi = ' *Рпр I Несмотря на полную уравновешенность сил инерции первого порядка, рассмотренный способ практически при- меняется довольно редко из-за сложности и громоздкости уравновешивающего механизма. Поэтому обычно огра- ничиваются частичным уравновешиванием силы Ад. С этой целью к массам тпр, уравновешивающим центро- бежные силы, на щеках кривошипа устанавливают допол- нительные массы Д/пПрь создающие центробежную силу ^прС Если подобрать массу Дтпр1 так, чтобы вертикальная составляющая /СпрГ cos а была равна 0,5Fn, по верти- кали будет действовать оставшаяся неуравновешенной сила 0,5Гд, а по горизонтали — неуравновешенная сила Л,пр ( sin a =2 Д/ппр (Рдр©2 sin а, максимальное значе- ние которой также .равно 0,5Ед. Уравновешивание силы F, п. Сила инерции второго порядка F]n так же, как и сила Fn, действует по оси цилиндра и изменяется по гармоническому закону с ча- стотой, вдвое превышающей частоту изменения сиды Ед. Метод уравновешивания силы Fjn аналогичен методу уравновешивания силы Ед. Таким образом, для уравновешивания Силы Ff- п в кар- тере двигателя параллельно и симметрично'относительно оси коленчатого вала устанавливают даудоподаительных вала О3 и 04, вращающихся в разные стороны д удвоенной угловой скоростью коленчатого вала (рис. 137). На валах закрепляют противовесы шпрП так, чтобы* при положе- нии кривошипа а = 0 они располагались вертикально вниз, а при повороте коленчатого вала н» угол а повора- чивались на угол 2a от вертикального положения. 265
В любой момент времени горизонтальные составляющие центробежных сил противовесов взаимно уравновеши- ваются, а результирующая вертикальных составляющих 2ХГ п cos 2а, действуя по оси цилиндра, уравновеши- вает силу F)n. Из условия уравновешивания масса противовесов 27Чр 11 cos 2а = F‘п или 2шПр пРпр п (2®)2 cos 2а — ?.m/tt>2cos2a. Откуда /Ппр п = . °Рар II Установка дополнительных валов с противовесами для уравновешивания силы F?II усложняет конструкцию дви- гателя. Необходимость уравновешивающего механизма в лабораторных одноцилиндровых установках определяется значительными неуравновешенными силами инерции, дей- ствующими в кривошипно-шатунном механизме. § 3. УРАВНОВЕШИВАНИЕ МНОГОЦИЛИНДРОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ В отличие от одноцилиндрового двигателя на опоры многоцилиндровых двигателей могут передаваться не только силы инерции, но и моменты от этих сил. Взаим- ное уравновешивание этих сил и моментов можно до- стигнуть путем выбора определённого числа цилиндров и соответствующего расположения их и кривошипов ко- ленчатого вала. Если таким методом обеспечить уравно- вешивание не удается, тогда уравновешивание многоци- лнндрового двигателя осуществляется при установке си- стемы противовесов, аналогичной системе для уравнове- ' щивания одноцилиндрового двигателя. Уваенокжикацие центробежных сил. Известно, что равномерное чередование вспышек в цилиндрах двигате- лей обеспечиваете^ равенством углов между кривоши- пами гр ==\72О°/г\в -'Четырехтактных и ф “360°/i в двух- тактных двигателях. Здесь I означает для рядных двигателей число цилин- дров. Так как углы между кривошипами равны, то при сложении векторов центробежных сил образуется пра- вильный замкнутый многоугольник, что свидетельствует 266
Рис. 138. Векторная диа- грамма центробежных сил трехкривошчпного вала с коивошипами, расположен- ными под равными углами один к другому о равенстве нулю равнодейству- ющей сил Кг (рис. 138). Ис- ключение составляет только четырехтактный двухцилиндро- вый двигатель, для которого q = 720°/2 = 360°, т. е. оба кривошипа направлены в одну сторону. Момент центробежных сил Л1 — 0, если кривошипы рас- положены симметрично относи- тельно середины коленчатого вала. Такое зеркально-сим- метричное расположение кри- вошипов применяется в четы- рехтактных двигателях с чет- ным числом цилиндров. При нечетном числе цилиндров, а двигателях М, =/= 0. Уравновешивание сил инерции первого порядка Fц Сила инерции первого порядка определяется из выраже- ния (74). Текущие значения силы Ад представляют собой также в двухтактных проекции на ось цилиндра вектора с, вращающегося с угловой скоростью <о и направленного в любой момент времени от оси коленчатого вала вдоль оси кривошипа. Таким образом, векторы с расположены аналогично векторам центробежных сил Кг, и при равенстве углов между кривошипами их сумма равна нулю. Вследствие этого сумма проекций векторов с на любую ось также равна нулю. Следовательно, при равенстве углов между кривоши- пами сумма сил инерции первого порядка во всех одно- вальных двигателях, кроме четырехтактного двухцилин- дрового, равна нулю. Момент сил инерции первого порядка равен нулю, если коленчатый вал имеет зеркальную геометрическую симметрию. Если вал не обладает зеркальной симметрией, силы инерции первого порядка создают, момент Мд, ко- торый в рядных двигателях всегда действует в плоскости, проходящей через оси цилиндров, а в V-образпых двига- телях момент MfI определяют, суммируя моменты пра- вого и левого блоков с учетом сдвига их по фазе. Изме- няясь по гармоническому закону, момент вызывает 267
продольные колебания двигателя. Уравновесить действу- ющий в плоскости осей цилиндров продольный момент Мд можно путем установки в двигателе двух валов с проти- вовесами (рис. 139). Уравновешивание сил инерции второго порядка FjU- Сила инерции второго порядка так же, как и сила Гд. может быть представлен? в виде проекции вращающегося вектора Хе на ось цилиндра. Так как вектор кс вращается с удвоенной угловой скоростью, углы между векторами 2а в многоцилиндровом двигателе будут в 2 раза больше, чем углы между кривошипами коленчатого вала. В двигателях с кривошипами, направленным!.' в одну сторону (как в четырехтактном двухцилиндровом двига- теле) или расположенными под углом 180° (как в четырех- тактном четырехцилиндровом двигателе), векторы Хс на- правлены в одну сторону, так как углы между ними соот- ветственно равны 720 и 360°. Равнодействующая F}li в этих случаях уравновешивается с помощью двух валов с противовесами, вращающимися в разные стороны с угло- вой скоростью 2<в. Во всех других случаях сумма векторов Хс представ- ляет собой замкнутый многоугольник, следовательно, Рис. 139. Уравновешивание сил инерции первого порядка 268
Для валов с зеркальной симметрией момент сил инер- ции второго порядка равен нулю, так как сумма мо- ментов каждой пары сил F/u, расположенных симме- трично относительно середины вала, равна нулю. Момент М]П также равен нулю для двигателей, име- ющих четное число кривошипов, если они попарно равно- удалены от середины вала, и угол между кривошипами в каждой паре равен 180°. Удвоенная скорость вращения векторов Хс обусловливает такое же направление сил инерции FtJl, как и в'валах с зеркальной симметрией. В остальных случаях момент сил FyIr не равен нулю. Уравновешивают продольный момент так же, как и момент Му1, с помощью двух валов с противовесами. Разница состоит лишь в том, что дополнительные валы должны вращаться с удвоенной угловой скоростью. На основании изложенного можно сделать следующие выводы. 1. В двигателях с числом цилиндров более двух и одним коленчатым валом, в котором углы между кривоши- пами равны, сумма центробежных сил Кг и сумма сил инерции первого порядка FyI равны нулю. При этих же условиях, если только кривошипы вала не расположены в одной плоскости, сумма сил инерции второго порядка Ftll также равна нулю. 2. В двигателях с коленчатыми валами, имеющими зеркальную симметрию, моменты центробежных сил и сил инерции первого и второго порядков равны нулю. 3. Момент сил инерции второго порядка при четном числе кривошипов коленчатого вала, если они попарно равноудалены от'середины вала и угол между криво- шипами каждой пары составляет 180’, также равны нулю. Уравновешивание четырехтактного однорядного че- тырехцилиндрового двигателя. Кривошипы коленчатого вала такого двигателя (рис. 140) расположены через 180°. Порядок работы цилиндров двигателя 1—3—4—2 или I—2—4—3. Так как рассматриваемый двигатель с числом цилиндров более двух и углы между кривошипами равны, сумма центробежных сил К, и сумма сил инерции пер- вого порядка Ffl равны нулю. Вследствие того, что кри- вошипы вала расположены в одной плоскости, силы инер- ции второго порядка для первого и четвертого цилиндров F/ni,4 = —lzn/co2cos2a; 269
Pro. 140. Схема сил и моментов, действующих в четырехтактном одно- рядном четырехцилиндровом двигателе силы инерции для второго и третьего цилиндров “ —Х/п/щ2 cos2 (а + 180°) «=» —К, пут3 cos 2а. Следовательно, равнодействующая сил инерции вто- рого порядка R j и == S Fj и = —4Хт/<в2 cos 2а. Вследствие зеркальной симметрии вала продольные моменты всех сил инерции (Mrt Л4уП и М}1) равны нулю. Уравновешивание четырехтактного однорядного ше- стицилиндрового двигателя. Кривошипы коленчатого вала такого двигателя (рис. 141) расположены через 120°. Порядок работы цилиндров двигателя 1—5—3—6—2—4 или 1—2—4—6—5—3, Так как углы между кривошипами равны и кривошипы не лежат в одной плоскости, сумма центробежных сил и суммы сил инерции первого и второго порядков равны нулю. Вследствие того, что вал имеет зеркальную сим- метрию, продольные моменты всех сил инерции (Мг, Мд и М,1Г) равны нулю. Таким образом, рассматриваемый двигатель является уравновешенным. Уравновешивание четырехтактного V-образного ше- стицилиндрового двигателя с углом между осями цилин- дров 90°. Угол развала между цилиндрами 90° обеспечи- вает хорошую компактность конструкции при одновре- менном' относительно небольшом нарушении равенства 270
Рис. 141, Схема сил в четырехтактном щестицилиндровом двигателе угловых интервалов между рабочими ходами в отдельных цилиндрах и некоторым ухудшением равномерности кру- тящего момента. Кривошипы коленчатого вала такого двигателя (рис. 142) расположены через 120°. Порядок работы цилиндров такого двигателя 1—4—2—5—3—6. Так как кривошипы вала такого двигателя располо- жены под равными углами, суммы центробежных сил и сил инерции первого и второго порядков равны нулю. Вследствие того, что вал несимметричен, в двигателе возникают продольные моменты от всех сил инерции Л4Я, MjU и Мг. Уравновешивание четырехтактного V-образного вось- мицилиндрового двигателя. Угол между кривошипами коленчатого вала такого двигателя может составлять 180 или 90“. В первом случае коленчатый вал называется плоским, так как все кривошипы лежат в одной плоскости; во втором случае вал называется крестообразным. Так как Рис. 142. Схема установки концевых противовесов четырехтактного V-образного шестнцилиндрового двигателя 271
Рио. 143. Схема установки концевых противовесов четырехтактного V-образного восьмицилиндрового двигателя углы между кривошипами обоих валов равны, то сумма сил инерции для крестообразного вала равна нулю; для плоского вала не равна нулю только сумма сил инерции второго порядка Fin вследствие того, что кривошипы коленчатого вала лежат в одной плоскости. При плоском вале моменты всех сил инерции равны нулю (вал имеет зеркальную симметрию). Для несимме- тричного крестообразного моменты Мг и MtI не равны нулю, а момент сил инерции второго порядка равен нулю, так как кривошипы вала попарно равноудалены от сере- дины вала и угол между кривошипами в каждой паре составляет 180°. Таким образом, в двигателе с плоским валом необхо- димо уравновешивать суммарную силу инерции £Fjn, а в двигателе с крестообразным коленчатым валом — моменты М.г и Л1д. При угле между осями цилиндров у = 90° моменты Mt и Л/ уравновешиваются установкой противовесов на концах коленчатого вала. Уравновешивание сил инер- ции вызывает необходимость размещения дополни- тельных валов с противовесами, что значительно услож- няет конструкцию двигателя. Поэтому предпочтение обычно отдают двигателям с крестообразным валом (дви- гатели ЗИЛ-130, ЗИЛ-131, ЗИЛ-375, ЯМЗ-238, ЯМЗ-740, 3M3-53 и ЗМЗ-66). Рассмотрим уравновешенность ука- занных двигателей (рис. 143). Равномерное чередование вспышек в двигателе обес- печивается при порядке работы цилиндров 1—5—4—2— 6—3—7—8. Момент центробежной силы М, - /10 аК. = 3,162аКг. 272
Этот момент действует в плоскости, составляющей с плоскостью первого колена угол 18° 26'. Момент сил инерции первого порядка. Так как при у = 90° сумма сил F}i каждой пары цилиндров действует как центробежная сила, выражение для определения мо- мента сил инерции первого порядка аналогично выраже- нию для вычисления М„ т. е. М]Т = Плоскости действия моментов М, и М)г совпадают. В двигателях ЯМЗ-236 и ЯМЗ-238 для снижения массы кривошипно-шатунного механизма и двигателя в целом применена система уравновешивания с выносными про- тивовесами, расположенными на переднем конце коленча- того вала и в маховике. § 4. БАЛАНСИРОВКА КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА И РАВНОМЕРНОСТЬ ХОДА ДВИГАТЕЛЯ Балансировкой коленчатого вала называют про- цесс подбора и закрепления уравновешивающих грузов для обеспечения его полной динамической уравновешен- ности. Различают два вида балансировки — статическую и динамическую. Динамическая балансировка обеспечивает большую точность, чем статическая. Поэтому коленчатые валы, к которым предъявляются повышенные требования в отношении уравновешенности, подвергают динамической балансировке. Динамическую балансировку выполняют на специаль- ных балансировочных станках (рис. 144). Рио. 144. Балансировочный станок: а *• конструкция; б — схема привода 273
На раме 1 станка на стойках 4 устанавливают колен- чатый вал 5. Рама связана со станиной неподвижным шарниром 2, вокруг которого она может поворачиваться, а также упругой опорой 3. Балансировку коленчатого вала производят в плоско- стях /—/ и //—// в два этапа. На первом этапе пло- скость I—I проходит через ось неподвижного шарнира 2, и балансировку осуществляют в плоскости //—//; на втором этапе через ось неподвижного шарнира 2 прохо- дит плоскость II—II, а балансировку проводят в пло- скости I—/. Коленчатый вал приводится во вращение с помощью специального привода. Шкив 8, закрепленный на валу электродвигателя 9, связан лентой 10 со шкивом 11, закрепленным на стержне. Натяжение ленты регулируют перемещением шкива 11 по стержню 6. Стержень со шки- вом уравновешивается грузом 7. Если при включенном электродвигателе движущуюся ленту прижать к плоско- сти коленчатого вала с помощью рукоятки 12, то вслед- ствие трения вал также начнет вращаться. При достиже нии требуемой угловой скорости с помощью рукоятки 12 привод отводят от вала. При вращении коленчатого вала центробежные силы приведенных масс оказывают динамическое воздействие, вызывая колебания рамы 1 на упругой опоре 3. Ампли- туда колебаний зависит от степени неуравновешенности вала, упругих свойств опоры 3 и режима работы. Балан- сировку проводят или на резонансном режиме, или при угловых скоростях, значительно превышающих резо- нансные. Для полного уравновешивания детали необходимо опытным путем определить массу и положение уравнове- шивающих грузов в плоскостях I—I и II—II, т. е. найти диаметральные плоскости, в которых эти грузьг необхо- димо установить, и определить их статические моменты относительно оси вращения вала. Для решения этих задач балансировочные станки обо- рудованы специальной измерительной аппаратурой, а на современных станках установлено счетно-решающее уст- ройство, с помощью которого определяют положение уравновешивающего груза. Массу груза подбирают по- следовательными пробами, ориентируясь на показания приборов. 274
Суммарный крутящий момент двигателя даже при уста- новившемся режиме работы в результате периодического изменения сил давления газов ч сил инерции непрерывно изменяется в пределах цикла. Относительное изменение этих сил характеризуется коэффициентом неравномер- ности крутящего момента — ^кр max — Мкр mln Мер где МКртаХи УИКрш1п —максимальный и минимальный крутящий момент; Afcp — среднее значение крутящего момента. Неравномерность крутящего момента уменьшается при увеличении числа цилиндров двигателя. Периодические изменения крутящего момента Л1кр по углу поворота коленчатого вала обусловливают периоди- ческие изменения угловой скорости и, колебания которой вызывают дополнительные динамические нагрузки на де- тали двигателя. Степень неравномерности вращения коленчатого вала или неравномерность хода двигателя при установившемся режиме работы оцениваются коэффициентом неравномер- ности хода • _ “max — “mln ® “ср ’ где й)шо, ©mm и ®вр — угловые скорости коленчатого вала за цикл при установившемся режиме работы двига- теля соответственно наибольшая, наименьшая и средняя. Для автомобильных двигателей на режиме холостого хода принимают, что § «= -^-4--^-. § В. КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА Коленчатый вал и соединенные о ним детали представляют упругую систему, которая под действием внешней переменной нагрузки испытывает колебательное движение. При этом происходит относительное переме- щение масс, вызывающее закручивание и изгиб коленча- того вала. Колебания, сопровождающиеся периодическим закру- чиванием участков вала, называются крутильными. 275
В результате периодического изменения сил давления газов и сил инерции суммарный крутящий момент двига- теля непрерывно изменяется. Неравномерность крутя- щего момента является причиной возникновения крутиль- ных колебаний в системе коленчатого вала. Крутильные колебания действуют не только на детали кривошипного механизма, но и на механизмы передач и приводов. Как известно из общей теории колебаний, система, состоящая из массивного диска (рис. 145), закрепленного на упругом стержне длиной I, и закрученная моментом М на угол ([’им, совершает свободные синусоидальные коле- бания с частотой пс. Такие колебания называются собственными или сво- бодными, а параметр п0 — собственно частотой колеба- ний. В реальных системах (коленчатых валах) свободные колебания достаточно быстро затухают, так как энергия возбуждения, внесенная в систему, расходуется на преодо- ление внешних и внутренних сопротивлений. Если в систему периодически подводить энергию, рав- ную энергии, затраченной на преодоление сопротивлений, колебания становятся незатухающими. Колебания, возникающие в реальных коленчатых ва- лах под воздействием периодически изменяющихся мо- ментов внешних сил, называются вынужденными. Перио- дически изменяющимися внешними усилиями являются неравномерные по величине крутящие моменты, действу- ющие на каждом кривошипе. Как следует из динамиче- ского расчета, крутящий момент имеет периодический, но не гармонический (синусоидальный) характер. Для проведения расчета кривую крутящего момента заменяют суммой гармонических кривых — гармоник, представляющих синусоиды с различными амплитудами, начальными фазами и частотами. При совпадении частоты какой-либо гармонической составляющей возбуждающего момента с одной из соб- ственных круговых частот колебаний системы возникает резонанс. При резонансе в элементах вала образуются наибольшие амплитуды колебаний и, следовательно, наи- большие напряжения. Длительное воздействие напряже- ний, возникающих при резонансе в элементах вала, может привести к их усталостному разрушению. Кру- тильные колебания коленчатого вала отрицательно влияют также на работу связанных с ним механизмов и приборов двигателя.
Рис. 145. Схема одномассо- вой крутильной системы 1 Рис. 146. Схема маятни- кового демпфера Если в результате расчета окажется, что амплитуды колебаний при резонансе превышают предельно допусти- мые значения, необходимо принимать меры для улучшения крутильной характеристики системы. Для этого в систему вносят изменения, связанные с перераспределением же- сткостей и масс, что позволяет изменить частоту собствен- ных колебаний системы. Иногда уменьшению крутильных колебаний способ- ствует введение в конструкцию упругих пружинных муфт. Обладая большой податливостью, такие муфты, помимо основного назначения, способствуют снижению собственной частоты колебаний системы и позволяют исключить резонанс. Для этих целей применяют специальные устройства, называемые гасителями крутильных колебаний. По характеру действия на систему гасители крутиль- ных колебаний делятся на динамические, работа которых не сопровождается поглощением энергии, и демпферы трения, которые поглощают часть энергии, подводимой возбуждающим моментом, и рассеивают ее в окружающую среду. Из числа динамических гасителей крутильных колеба- ний рассмотрим маятниковый (рис. 14 ). Этот гаситель отличается простотой конструкции и высокой эффектив- ностью. Противовес 3 установлен на двух роликах 2, диаметр которых меньше отверстий в противовесе и щеке 1. Настройка динамического демпфера заключается в подборе массы и геометрических размеров маятника таким образом, чтобы частота колебаний маятника совпа- дала с частотой гармонической составляющей fe-ro порядка во всем диапазоне частот. При резонансе А-й гармоники наступит и резонанс колебаний маятника, который со- 277
вершает колебания в противофазе со щекой. В результате этого энергия возбуждающего момента не будет расходо- ваться на возрастание амплитуд колебаний вала. Гасители крутильных колебаний, работающие с по- глощением энергии, подразделяют на гасители трения без смазочного материала, гасители жидкостного трения и гасители молекулярного (внутреннего) трения. ГЛАВА 18. КОНСТРУКЦИЯ КРИВОШИПНО- ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА § 1. ДЕТАЛИ ЦИЛИНДРОВОЙ ГРУППЫ И КАРТЕРА Картер, цилиндры, головки цилиндров, детали крепления и уплотнения газовых и жидкостных стыков образуют корпус двигателя и относятся к неподвижным узлам кривошипно-шатунного механизма. Картеры. При работе двигателя картер воспринимает действие сил давления газа и инерционных сил, моменты этих сил, опрокидывающий момент, а также значительные тепловые нагрузки. В результате в картере возникают напряжения сжатия, растяжения, изгиба и кручения и связанные с ними деформации. Конструкция картера должна обеспечить высокую, прочность и жесткость, технологичность конструкции при малой массе, а также достаточную герметичность всех полостей и стыков. Различают следующие конструкции картеров. Блок-картер представляет собой пространственную ферму, в которой блок и картер выполнены за одно целое (рис. 147, 148). В блок-картере размещены подвижные детали всех механизмов двигателя, к нему крепится практически все навесцое оборудование. Возрастание мощности двигателя обусловливает боле 8. сложную конструкцию картера, поэтому выполнять его в единой отливке с блоком затруднительно. Для мощных двигателей, особенно дизелей, картер обычно изготавливают отдельно от других неподвижных деталей кривошипно-шатунного механизма. Такая конструкция применяется и для двигателей воздушного охлаждения, так как выполнение оребренных цилиндров аа одно целое с картером вызывает технологические трудности. 278
Рис. 147. Блок-картер двигателя ЗИЛ-131: а — общий вид; б — поперечный разрез: I — опоры коленчатого вала; 2 опора валика газораспределения; ? — цилиндры Разъемный картер состоит из верхней и нижней частей. Нагруженность верхней части картера, к которой крепятся цилиндры, от нагруженности блок-картера отли- чается незначительно. Нижнюю часть картера можно выполнять из тонкой листовой стали, а также отливать из алюминиевого сплава. Рис. 148, Блок-картер двигателя ЯМЗ-238: 1 — коренной подшипник коленчатого вала; 2 *• цилнвдровая гильза? 3 подшипники распределительного вала 279
Рио. 149. Туннельный блок-картер: 1 — туннель Для размещения коленчатого вала; 2 —< полости цилиндров; 9 «• шпильки для крепления головок В автомобильных двигателях нижнюю часть картера — поддон используют как маслосборник, который заменяет масляный бак. Для уменьшения взбалтывания и вспени- вания масла в поддоне устанавливают перегородки и специальные щитки. , Туннельный картер (блик-картер) представляет собой единую неразъемную жесткую конструкцию (рис. 149), - которая обычно применяется при установке коленчатого вала на роликовых подшипниках. Коленчатый вал уста- навливают в туннельный картер с торца двигателя; опо- рами для роликов служат круглые щеки вала. Гильза цилиндра. Являясь направляющей втулкой для поршня, гильза образует вместе о гол< вчой полость, в которой осуществляется рабочий цикл. Гильза цилиндра подвергается комплексному воздействию ряда факторов (высокие температура и давление газов, неравномерный нагрев, повышенной износ и др.), которые способствуют интенсивному износу поверхностей цилиндра. Конструкция гильзы должна обеспечить) высокую жесткость и прочность,сопротивление износу и коррозии; надежную герметизацию стыков и сопряжений, простоту ' конструкции и технологичность изготовления. 280
Рис. 150. Цилиндры двигателей: а — цилиндр с сухой гильзой: б — цилиндр двигателя типа ЯМЗ с мокрой гильзой, нижним опорным буртом, одним центрирующим поясом и короткой сухой вставкой; в — цилиндр двигателя ЗИЛ с мокрой гильзой, верхним опор- ным буртом, двумя центрирующими поясами н короткой сухой вставкой; г — цилиндр двигателя ВАЗ, установленный за одно целое с блоком: д —• цилиндр двигателя КамАЗ с мокрой гильзой, верхним опорным буртом и двумя центрирующими поясами Гильзы могут быть сухими и мокрыми (рис. 150). Сухие гильзы запрессовывают в расточку цилиндра по всей длине или только в верхней части цилиндра, подвер- гающейся наибольшему износу. Мокрые гильзы уста- навливают в рубашке двигателя. Мокрые гильзы, омыва- емые охлаждающей жидкостью, обеспечивают высокую интенсивность охлаждения и при необходимости могут быть заменены без снятия двигателя. Жесткость блока цилиндров с мокрыми гильзами ниже, чем жесткость блока цилиндров с сухими гильзами. Для уплотнения нижнего центрирующего пояса мокрых гильз обычно применяют резиновые прокладки круглого или прямо- угольного сечения (рис. 151). Кольца (рис. 151, а) уста- навливают в проточку гильзы. В двигателях с высоко- температурным охлаждением кольца располагают в ин- дивидуальных канавках (рис. 151, б). Головки блока цилиндров. Головки закрывают цилин- дры и образуют верхнюю часть камеры сгорания. Головки цилиндров служат основой для крепления клапанного 281
Рис. 151, Прокладки для уплотнения жидкостного стыка: а — в общей канавке; б в индивидуальных канав- ках; / — гильза; 2 — рубаш- ка; 3 — картер; 4 — уплот- нительные кольца Рис. 152. Прокладки для уплот- нения газового стыка: а — цельнометаллическая общая на блок; б — цельнометаллическая индивидуальная на цилиндр; в — комбинированная; 1 — гильза ци- линдра; 2 — уплотнительная про- кладка; 3 — уплотнительное коль- цо; 4 — уплотнительное кольцо жидкостного стыка механизма. В головках также размещают свечи зажигания или форсунки. Основными требованиями к конструкции головки яв- ляются высокая прочность и жесткость при механических и термических перегрузках; исключение местных перегре- вов и коробления при рабочих температурах; рациональ- ное размещение по размерам и форме клапанов, удобство регулировки клапанного механизма, технологичность кон- струкции и малый расход металла. Головки блока цилиндров могут быть индивидуаль- ными или общими. Индивидуальные головки, как правило, используют в двигателях с воздушным охлаждением. В большинстве двигателей применяют общие головки для каждого ряда цилиндров. При большой длине блока головки используют для группы цилиндров (два — три). Особенностью конструкции головок блока цилиндров двигателей воздушного охлаждения является наличие системы оребрения для отвода необходимого количества теплоты. Коренные подшипники коленчатого вала. Работа в тя- желых условиях характеризуется воздействием больших переменных по величине и направлению динамических нтгрузок. Высокие скорости вращения коленчатого вала способствуют значительному нагреву подшипникового узла и вызывают механический износ подшипников. 282
В автомобильных двигателях применяют коренн1’16 подшипники качения и скольжения. Преимущества^’1 подшипников качения, в большинстве случаев роликовЫ*’ являются меньшая чувствительность к недостатку сМа' зочного материала и меньшее сопротивление вращенй10 вала при пуске холодного двигателя. Коренные подши#’ ники скольжения выполняют в виде сменных вкладыше1’ > которые устанавливают в соответствующих гнездах каР' тера. К преимуществам подшипников скольжения относят^ простота конструкции, незначительная чувствительное'11’ к ударным нагрузкам и малое, по сравнению с подшипН11' ками качения, гидродинамическое сопротивление при высоких скоростях вращения коленчатого вала. Эти преимущества и определяют более широкое рзс" пространение подшипников скольжения, несмотря на f0, что для их производства необходимы цветные металл^' По статистическим данным, толщина стенок цилиндр#8 в чугунных блоках автомобильных- карбюраторных дв11' гателей составляет £ = 0.05D Н-2мм;6г = (0,04-i-0,07) Z?’ где нижний предел соответствует стальным гильзам форс11’ рованных дизелей, а верхний — чугунным гильзам авт#’ мобильных дизелей. Минимальный диаметр силовой шпильки Fo = (0,0104-0,014) D, где Fo — площадь поперечного сечения шпильки по глаЛ' кой части. Газовый стык между торцом фланца гильзы и головк#’1 является одним из наиболее ответственных стыков. ДлЯ уплотнения газового стыка применяют прокладки, кот#' рые фажимают между гильзой цилиндра и головкой. ЭТ() прокладки должны выдерживать значительные силы д#' вления газов и не разрушаться под действием высоки* температур. Уплотнительные прокладки выполняй^ цельнометаллическими, составными или комбинировав' ными (рис. 152). Картеры и блок-картеры автомобильных двигателе11 изготовляют из серого чугуна марок СЧ 18, СЧ 21, СЧ 24’ СЧ 30 (ГОСТ 1412—85 ) или отливают из легких сплаво#; К числу литейных сплавой относятся силумины АЛ* и АЛ9 (ГОСТ 2685—75*), основной присадкой в которы* является кремний. 2Й3
Для производства гильз обычно используют серый чугун СЧ 15, СЧ 24 (ГОСТ 1412—85*), имеющий перлит- ную структуру, в отдельных моделях двигателей гильзы цилиндров выполняют стальными. Материалом для них служат азотируемые стали 35ХЮА, 35ХМЮА, 38ХМЮА с присадкой алюминия. Азотирование и термическая обработка гильз значительно повышают твердость вну- тренней поверхности и уменьшают износ гильзы. Преобладающее число двигателей выпускается с го- ловками, отлитыми из алюминиевых сплавов АЛ4 и АЛ9. Чугунные головки изготовляют из серого или легирован- ного чугуна. § 2. ДЕТАЛИ ПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ Детали поршневой группы воспринимают силу давления газов и передают ее шатуну. Эта группа деталей обеспечивает уплотнение рабочей полости цилиндра. К деталям поршневой группы относится пор- шень (рис. 153) с поршневыми кольцами и поршневой палец. Условия работы поршня характеризуются большими механическими и тепловыми нагрузками. Трение поршня о стенки цилиндра вызывает механический износ поршня, а воздействие на его поверхность газов высокой темпера- туры, содержащих агрессивные соединения, — эрозион- ный и коррозийный износ. Надежная работа поршня может быть обеспечена только при выполнении определенных обязательных тре- бований как к материалу поршня, так и к его конструк- ции. Материал поршня должен обладать достаточной проч- ностью и жесткостью при высоких температурах; хоро- шими антифрикционными свойствами; высокой тепло- проводностью; низким коэффициентом линейного рас- ширения и антикоррозионной стойкостью. Конструкция поршня в сочетании с элементами кон- струкции цилиндра должна обеспечить высокую жесткость при малой Maicce; надежную герметизацию рабочей по- лости цилиндра; долговечность; малый расход масла; минимальную тепловосприимчивость днища поршня и хороший отвод теплоты от днища поршня. К основным элементам поршня относятся,днище и бо- ковые стенки. Днища поршней могут иметь разнообразную форму. В современных карбюраторных двигателях днище 284
Рис. 153. Поршни двигателей: а — карбюраторных; б ~ дизелей; I — с Т-образной прорезью; II — со стальными вставками; III— облегченный быстроходного двигателя; IV — литой дизеля средней быстроходности; V — штампованный быстроходного дизеля; VI — штампованный дизеля с непосредственным впрыскиванием; VII — штампованный быстроходного дизеля с камерой типа ЦНИДИ поршня выполняется обычно плоским. В днище поршней дизелей часто выполняется камера сгорания. Днище поршня непосредственно воспринимает давление газа. На боковых стенках поршня размещены основные конструктивные элементы поршневой группы. В стенках поршня проточены канавки для поршневых колец и об- работаны бобышки для установки поршневого пальца. Боковые стенки поршня должны быть жесткими и проч- ными при минимально возможной массе поршня. Основные размеры поршня (рис. 154) обусловлены конструктивными соображениями. 285
Рис. 154. Схема поршня Поршневой палец отно- сится к числу наиболее на- груженных деталей криво- шипно-шатунного механизма. Он подвергается действию сил давления газов и сил инерции, а также нагре- вается теплотой, переда- ющейся от поршня и выде- ляющейся при трении паль- ца во втулке шатуна и в бо- бышках поршня. Поршневой палец представляет собой гладкий цилиндрический стержень. Для снижения массы он выполняется пустотелым. Поршневые кольца обеспечивают герметичность рабочей полости цилиндра, отвод теплоты от головки поршня и предотвращают перекачку масла из картера в камеру сгорания. Поршневые кольца современных двигателей работают в тяжелых условиях, характеризу- ющихся воздействием высокого давления и температуры газов, сил инерции и трения. По назначению поршневые кольца делятся на ком- прессионные и маслосъемные. Основное назначение ком- прессионных колец заключается в уплотнении рабочей полости цилиндра (рис. 155). Наиболее простую форму имеют кольца прямоугольного сечения (рис. 155, а). Кольца других форм (рис. 155, б и в) применяются для обеспечения лучшей прирабатываемости и приспособля- емости к поверхности цилиндра. Кольца трапецеидального сечения менее склонны к пригоранию. Маслосъемные кольца (рис. 156) предназначены для снятия излишнего масла о поверхности цилиндра и предотвращения его Рм, 155. Уплотнительные кольца: а ж прямоугольное} б » конусное} в * трапецеидальное 286
Рйс. 156. Маслосъемные кольца различной формы сечения: а и б — коническое; в — скребковое: г — прямоугольное с двумя рабочим : кромке ми; д *— составное с расширителями; 1 — радиальный расширитель; 2 — нижнее кольцо; 3 — осевой расширитель; 4 — верхнее кольцо; б — поршень проникновения в камеру сгорания. Для всех форм колец характерна малая опорная поверхность, что обеспечивает достаточно высокое давление кольца на стенку цилиндра, необходимое для эффективного удаления смазочного мате- риала. Для изготовления поршней применяют литейные и деформируемые алюминиевые сплавы типа АЛ и АК. Для изготовления чугунных поршней используют серые и ковкие чугуны. Поршневые пальцы форсированных двигателей изго- товляют из легированных, пригодных для цементации, сталей 15Х, 20Х, 20Х2Н4А, 12ХНЗА, 18Х2Н4МА (ГОСТ 4543—71*). В менее нагруженных двигателях применяют углеродистую сталь 45 (ГОСТ 1050—74**) с последующей закалкой с нагревом токами высокой частоты. Широкое распространение для изготовления поршне- вых колец получил серый перлитный чугун. В настоящее 287
время для производства поршневых колец применяют 1 смеси, получаемые методами порошковой металлургии. В состав таких смесей входит железо, медь и графит. § 3. ДЕТАЛИ ШАТУННОЙ ГРУППЫ И КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА Детали шатунной группы соединяют поршни, совершающие возвратно-поступательное движение, с вращающимся коленчатым валом. К деталям шатунной ? группы относятся шатун, крышки кривошипной головки с деталями крепления и шатунные подшипники. Шатун передает усилия от поршня на коленчатый вал. ’ Совершая сложное колебательное движение, шатун уча- ствует в преобразовании возвратно-поступательного дви- жения поршня во вращательное движение коленчатого вала. При осуществлении рабочего цикла шатун подвер- гается воздействию сил давления газов и инерционных сил, изменяющихся по величине и направлению. К' конструкции шатуна предъявляют следующие тре- бования: высокие прочность и жесткость; простота кон- - струкции; возможность прохода кривошипной головки через цилиндр при сборке двигателя. Различают шатуны однорядных и многорядных дви- гателей. По способу сочленения с шатунными шейками колен- чатого вала шатуцы V-образных двигателей могут быть трех видов: ' смещенные — пара одинарных шатунов, кривошипные головки которых расположены на шейке вала; центральные — узел, состоящий из вильчатого шатуна . и внутреннего шатуна, оси кривошипных головок которых совпадают с осью шатунной шейки коленчатого вала; сочлененные — узел, состоящий из главного шатуна, ? который соединен с шейкой вала, и прицепного шатуна, ! который соединен с проушинами главного шатуна паль- > цем. Шатун (рис. 157) имеет поршневую и кривошипную ; головки и стержень. Поршневая головка шатуна, как правило, выполняется неразъемной. Конструкция поршневой головки зависит от размера и способа установки поршневого пальца. При использовании поршневых пальцев плавающего типа в поршневые головки запрессовывают бронзовые 288
Рис. 167. Шатун: 1 — втулка) 1 — поршневая головка) 3 — отержень) 4 — кривошипная гильза; 6 •— коничесь-й штифт; 6 — крышка; 7 — вкладыши втулки. Для смазывания порш- невого пальца в верхней, менее нагруженной части головки вы- полнены отверстия или прорези. Стопорение втулки от провора- чивания обеспечивается' винтами или трубчатыми штифтами. Стержень шатуна изготовляют двутаврового сечения с полками, перпендикулярными к плоскости качания шатуна. Такой стержень хорошо штампуется и имеет боль- шую жесткость при относительно малой массе. Кривошипная головка шатуна обычно изготовляется разъемной. Разъем кривошипной головки расположен в плоскости, перпенди- кулярной оси стержня (рис. 158, а), или под углом 30, 45 или 60° к оси стержня (рис. 158, б). Шатунные подшипники совре- менных автомобильных двигате- лей выполнены в виде вкладышей, конструкция и материалы которых аналогичны коренным подшипникам коленчатого вала. Шатунные болты обеспечивают соединение крышки кривошипной головки с шатуном. Шатунные болты должны иметь простую геометрическую форму, в которой не должно быть резких переходов, приводящих к кон- центрации напряжения. Чистота обработки поверхнсстей должна быть высокой. Шатуны карбюраторных двигателей изготовляют из углеродистых сталей марок 40 и 45 (ГОСТ 1050—74**), а также легированных сталей 45Г2, 40ХН (ГОСТ 4543—71*). Шатуны форсированных дизелей выполняют из сталей 45 (ГОСТ 1050—74**), 40Х, 45Х, 45Г2 (ГОСТ 4543—71*), а в отдельных конструкциях — из легированных сталей 18Х2Н4МА, 40ХН2МА (ГОСТ 4543—71*). Шатунные болты автомобильных двигателей обычно изготовляют из хромистых сталей 38ХА, 40Х и 40ХН (ГОСТ 4543—71*), обладающих высокими механическими свойствами. В форсированных дизелях наиболее часто 10 Богданов G. II. в др. 289
Рис. 158. Кривошипная головка с разъемом: 1 крыши» крввошппной головки: i болт крепления применяют стали марок 20ХНЗА, 40ХН2МА, 18Х2Н4МА /ГОСТ 4543—71*). В группу деталей коленчатого вала входит коленча- тый вал, противовесы, маховик, распределигельная ше- стерня, шкив привода вспомогательных механизмов, узел осевой фиксации и детали маслоуплотняющих устройств. Коленчатый вал воспринимает совершаемую в ци- линдрах работу газов, передает ее в виде крутящего момента на трансмиссию и приводит в действие различные механизмы и агрегаты двигателя. Условия работы вала отличаются значительными знакопеременными механи- ческими нагрузками, большими силами трения в опорах и высокой скоростью вращения. Сложные условия нагружения и необходимость равно- мерного изменения крутящего момента и равномерности хода двигателя определяют основные требования к кон- струкции коленчатых валов, которые должны обеспечить равномерное изменение крутящего момента, хорошую уравновешенность, высокую изгибную и крутильную жесткость, усталостную прочность, износостойкость трущихся поверхностей, умеренные напряжения от крутильных колебаний. Основными элементами коленчатого вала являются коренные и шатунные шейки, щеки, устройства для отбора 290
мощности и фиксации коленчатого валя, а также уплот- нения. Коренные и шатунные шейки вместе со щеками образуют кривошипы коленчатого вала, число которых в однорядных двигателях равно числу цилиндров. В V-Ьб- разных двигателях, где с каждой шатунной шейкой соеди- нены два шатуна, число кривошипов вдвое меньше числа цилиндров. Коленчатый вал обычно изготовляют в виде цельной штампованной или литой детали. В зависимости от числа опор различают полноопорные и неполноопорные валы. В первых коренные шейки выполняют после каждого цилиндра или отсека цилиндров. Коренные шейки, как правило, имеют одинаковый диаметр. Диаметры коренных шеек: для карбюраторных двигателей d^ ш = (0,64-0,7) D; для дизелей m = (0,74-0,85) D. Длина коренных шеек у современных двигателей ^п. ш в (0,54-0,6) dK. ш. Диаметр шатунных шеек для карбюраторных двига- телей составляет йш. ш- (0,64-0,7) D, в автомобильных дизелях с наддувом dra. ш = (0,654-0,70) D, а относитель- ная длина /ш. mld^. ш — 1 при последовательном рас- положении шатунов. Для производства штампованных валов двигателей для автомобилей и тракторов используют углеродистые стали 40, 45 (ГОСТ 1050—74**), 50Г, 45Г2 (ГОСТ 4543—71*), а для двигателей повышенной мощ- ности легированные стали 4QX, 40ХН, ЗОХМА, 18Х2Н4МА, 18ХНМА, 40ХМ2МА (ГОСТ 4543—71*), обла- дающие повышенными значениями пределов выносли- вости. Чугунные валы отливают из высокопрочного леги- рованного чугуна, имеющего структуру зернистого пер- лита со сфероидальным графитом. § 4. ПОВЫШЕНИЕ НАДЕЖНОСТИ И СНИЖЕНИЕ МЕТАЛЛОЕМКОСТИ ДЕТАЛЕЙ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА Повышение надежности и снижение металло- емкости транспортных двигателей связано о совершен- ствованием их конструкции, с Применением прогрессивной технологии производства и материалов с высокими тепло- физическими характеристиками. 10' 291
На примере двигателей автомобилей ЗИЛ и КамАЗ рассмотрим возможные направления по совершенствова- нию элементов кривошипно-шатунного механизма авто- мобильных карбюраторных двигателей и дизелей. Для повышения надежности и снижения металлоем- кости корпуса двигателей автомобилей ЗИЛ и КамАЗ применены V-образные блок-картеры, обладающие более высокой жесткостью. Расположение плоскости разъема блок-картера двигателей автомобилей ЗИЛ ниже оси коленчатого вала в сочетании с использованием попереч- ных болтов-стяжек для крепления коренных опор к кар- терной части двигателей автомобилей КамАЗ способ- ствует повышению жесткости блок-картеров этих дви- гателей. Гильзы цилиндров двигателей КамАЗ для повышения Твердости и износостойкости подвергают объемной за- калке. Микрогеометрия зеркала гильзы представляет со- бой редкую сетку впадин под углом к продольной оси гильзы. Такая обработка способствует удержанию масла во впадинах и лучшей прирабатываемости гильзы. Чугун- ные гильзы двигателей ЗИЛ для повышения изно- состойкости в верхней части имеют кислотоупорные вставки. Для повышения работоспособности поршней и прирабатываемости рабочую поверхность двигателей ЗИЛ покрывают слоем олова, а поверхность двигателей КамАЗ — коллоидно-графитовым слоем. У двигателей ЗИЛ для уменьшения жесткости юбки поршня предусмо- трены прорези, которые компенсируют тепловое расшире- ние юбки и препятствуют увеличению трения при на- греве. Износостойкость верхних уплотнительных колец двигателей ЗИЛ и КамАЗ обеспечивается путем их хро- мирования по наружной цилиндрической поверхности. На двигателях КамАЗ нижнее уплотнительное кольцо покрыто молибденом, а маслосъемное кольцо имеет короб- чатое сечение с хромированной поверхностью. Для снижения массы и металлоемкости деталей криво-~ шипно-шатунного механизма двигателей ЗИЛ и КамАЗ головки блок-картеров и поршни изготовлены из алю- миниевых сплавов, а поршневые пальцы, коренные и шатунные шейки коленчатых валов выполнены по- лыми. 292
ГЛАВА 19. МЕХАНИЗМ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ $ 1. СХЕМЫ МЕХАНИЗМОВ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ Механизм газораспределения предназначен для обеспечения своевременного действия впускных и выпускных органов двигателя, для максимально возмож- ного наполнения цилиндров свежим зарядом (в дизеле — воздухом, в карбюраторном двигателе — горючей смесью) и наилучшей очистки цилиндров от отработавших газов. Различг'эт клапанные и золотниковые механизмы газо- распределения. В ДВС широкое распространение полу- чили клапанные механизмы газораспределения, которые отличаются простотой конструкции и высокой надеж- ностью в работе. Основными элементами клапанного ме- ханизма являются впускные и выпускные клапаны и распределительный вал. В зависимости от размещения клапанов различают механизмы с нижним и верхним расположением клапанов (рис. 159). По месту размещения распределительного вала механиз- мы газораспределения разделяются на механизмы с верх- ним и нижним расположением распределительных валов. При нижнем расположении клапана конструкция меха- низма (рис. 159) упрощается* распределительный вал располагается в карiере вблизи коленчатого вала, высота головки цилиндров и двигателя в целом уменьшается. Однако при нижнем расположении клапанов невозмож но получить высокую степень сжатия. Поэтому они не- пригодны не только для дизелей, но и для карбюраторных двигателей, имеющих повышенные степени сжатия. Кроме того, коэффициент наполнения двигателя с нижним рас- положением клапанов имеет невысокие значения, что обусловлено сложным путем прохождения заряда. Камера сгорания в этом случае имеет вытянутую форму с большой поверхностью охлаждения, способствующую возникно- вению детонационного сгорания. В связи с этим механизмы газораспределения с нижним расположением клапанов имеют ограниченное применение. При верхнем расположении клапаны размещены в го- ловке цилиндра над поршнем параллельно оси цилиндра или под углом к ней. Камера сгорания в этом случае ком- пактна, а степень сжатия высокая. При верхнем рас- положении клапанов удобно регулировать тепловые за- зоры в приводе клапанов. 293
a) 6) Конструктивно верхнее расположение клапанов усложняет механизм газораспределения, увеличивается высота головки цилиндра и всего двигателя, так как над головкой размещаются пружины клапанов, а иногда и распределительные валы. Число клапанов в цилиндре зависит главным образом от размера цилиндра. В двигателях с диаметром цилиндра менее 120 мм предусмотрено два клапана. При диаметрах 140 мм и выше для увеличения проходных сечений и уменьшения массы клапанов, их число возрастает до четырех. По отношению к оси коленчатого вала два клапана в цилиндре могут быть расположены в один (рис 160) или в два ряда. При четырех клапанах в цилиндре наиболее распро- странено размещение одноименных клапанов в одном ряду. Расположение распределительных валов и их число определяется конструкцией двигателя, его быстроход- Рнс. 160. Схемы расположения клапанов: а — однорядное; б и в — двухряд- ное; I и! — лилии -.ответствен* но впусквоГ и выпускное 294
Рио. 161. Верхнее расположение распределительного вала двига- теля ВАЗ: 1 — распределительный вал; 2 — рычаг при'ода; J -> клапан впуска ностью, конструкцией ме- ханизма газораспределе- ния и другими фактора- ми. Распределительные валы могут иметь верх- нее или нижнее располо- жение. При нижнем рас- положении распредели- тельный вал устанавли- вают в полости картера или блока, а при верхнем — в подшипниках головке блока цилиндров (рис. 161). § 2. ДЕТАЛИ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ К деталям механизма газораспределения относятся клапаны с седлами и направляющими втул- ками, пружины с деталями крепления, коромысла, тра- версы, рычаги, штанги, толкатели, распределительные валы, шестерни, цепи, натяжные механизмы и т. п. Клапаны (рис. 162) механизма газораспределения ра- ботают в наиболее тяжелых условиях. Головки клапанов, образующие часть внутренней поверхности камеры сго- рания, подвергаются значительным механическим и тепло- вым нагрузкам. Поэтому для изготовления выпускных клапанов применяются жаростойкие стали 5Х10Н4А, 40ХН, 50ХН, 40ХНМА, Х9С2, Х10СМ, Г9М, 40СХ10МА (ГОСТ 5632—72*). Иногда из жаропрочной стали выпол- няют том ко головки выпускных клапанов, а стержень изготавливают из сталей 40Х или 40ХН (заготовки сва- ривают встык). Рис. 162. Формы головок кла- панов: а — плоская впускного клала* Na; С — тюльпанообразная впу- скного клапана; в *• головка Выпускного клапана
Рис. 163. Винтовые пружины клапанов: а — цилиндрическая с постоянным шагом; б — цилиндрическая е переменным шагом; а — коническая Впускные клапаны, омываемые в процессе впуска воздухом или горючей смесью, нагреваются меньше, их температура обычно не превышает 573—673 К. Для изго- товления впускных клапанов используют хромистые стали 40Х и 40ХНМА (ГОСТ 4543—71*), а в форсирован- ных двигателях — стали Х9С2, Х10СГМ, ЭХ НВ А, 4Х10С2М, 30Х13Н7С2, 40X10С2М (ГОСТ 5632—72*). При высоком форсировании дизеля может возникнуть необходимость в натриевом охлаждении выпускных клапа- нов, которое находит применение в некоторых автомо- бильных карбюраторных двигателях. Пружины клапанов (рис. 163) предназначены для удер- жания клапанов в закрытом состоянии после прекращения воздействия кулачков распределительного вала или дру- гих деталей привода, а также для обеспечения постоянной кинематической связи между деталями механизма газо- распределения при перемещении клапана. Пружины кла- панов работают при резко меняющихся динамических нагрузках. Этим определяется выбор материала, каче- ство обработки и конструкция пружин. Для их изготовле- ния используют высококачественную проволоку из сталей 65, 65Г, 50ХГА, 50ХФА,. 60С2Н2А (ГОСТ 14959—79*). Для предохранения от коррозии поверхность пружин подвергают лужению, оцинковыванию или кадмирова- нию, а для повышения усталостной прочности пружины — дробеструйной обработке. Наибольшее применение нахо- дят цилиндрические пружины с постоянным или перемен- ным шагом. Переменный шаг витка способствует умень- шению возможности возникновения резонанса. Направляющая втулка клапана запрессована в го- ловку блока цилиндров или в блок цилиндров и пред- 296
охраняет их от износа при возвратно-поступательном движении клапана. Движение клапана во втулке проис- ходит в условиях недостаточного смазывания и повышен- ных температур. Через втулку осуществляется также отвод теплоты от клапана. Поэтому материал втулки должен быть износостойким и теплопроводным. Для изготовления втулок используют перлитовый чугуи, бронзу и порошковые материалы. Седла клапанов (рис. 164) предназначены для повыше- ния износостойкости опорной поверхности гнезда клапана. При работе двигателя седла находятся под воздействием горячих газов и подвергаются ударным нагрузкам при периодическом действии клапанов. Через седла осуще- ствляется основной отвод теплоты от головки клапана. Поэтому материалы седла должны обладать высокими теплопроводностью, износостойкостью и твердостью. Для изготовления седел используют специальный чугун, леги- рованные стали, а в некоторых случаях порошковые материалы. Коромысло (рис. 165) представляет собой двуплечий рычаг, на' один конец которого воздействует ведущая деталь, обычно штанга, а на другой конец — стержень клапана. Надежная работа механизма газораспределения может быть обеспечена только при коромыслах, которые имеют возможно минимальные моменты инерции, высокую прочность и достаточную жесткость. Штанга представляет собой стержень или тонкостен- ную трубку, с помощью которой осуществляется передача движения от толкателя к коромыслу или рычагу. Основ- ными требованиями к штанге являются устойчивость по отношению к продольному изгибу, износостойкость рабочих поверхностей и малая масса. Исходя из этих требований, штанги выполняют трубчатыми. В верхнюю Рис. 164. Седла клала- Рис. 165. Коромысла механизма газо- нов распределения: 1 —* рычаг; 2 ось рычага; 3 рёгули«< равочиый болт; 4 штанга толкателя 297
Рис. 1вв. Тллмтелы а — ~~видрв<:еекмА в плояко* ив» верхносшо тарелки; б — .'*эи- чески! ее сферь i*acok поверхностью 7-рвлгч; « ж роляковы*; t — ры- ча: 1НЫЙ Рис. 167, Распределительный вал: 1 — кронштейн; i ж вал; 3 ~ пкладыш; 4 — крышка и нижнюю части штанги запрессовывают сферические наконечники. Для изготовления штанг применяют мало- углеродистые стали или алюминиевые сплавы. Наконеч- ники изготавливают из среднеуглеродистых сталей, их подвергают термической обработке и шлифовке. Толкатель (рис. 166) служит для передачи усилия на штангу (при верхних клапанах) или непосредственно клапану (при нижних клапанах). При передаче усилия на штангу толкатель разгружает ее от воздействия боко- вых сил набегающего кулачка распределительного вала. Толкатели подвергаются действию переменных нагру- зок, имеющих динамический характео. В соответствии с условиями работы толкатель должен иметь износостой- кие рабочие поверхности и обладать возможно малой массой. Для уменьшения массы толкатели выполняют пустотелыми. В зависимости от формы головки толкатели делятся на плоские, сферические и роликовые. J Распределительный вал (рис. 167) осуществляет пере- дачу движения от коленчатого вала к клапанам непосред- 1 ственно или через детали привода (толкатель, > штангу, | коромысло). В процессе работы распределительные вала 1 подвергаются изгибу и скручиванию; на кулачки вале j 298
действуют контактные нагрузки, способствующие износу рабочих поверхностей кулачков. Поэтому главными тре- бованиями к валу являются высокая жесткость, износо- стойкость кулачков н шеек. Жесткость вала обеспечи- вается выбором материала и числом опорных шеек. Для изготовления валов применяют цементируемые или подвергающиеся закалке стали марок 20, 40, 45 (ГОСТ 1050—74**). В двигателях повышенной мощности распределительные валы изготовляют из легированных цементируемых сталей 15Х, 15Н2М, 12ХНЗА, 18Х2Н4МА (ГОСТ 4543—71*). § 3. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ Для получения заданных энергетических и экономических показателей двигателя диаметры клапа- нов выполняют максимально большими по условиям их размещения в блоке головок цилиндров. При двух клапанах на цилиндр общая площадь про- ходного сечения клапанов составляет 20—30 % площади поршня. Для повышения коэффициента наполнения пло- щадь проходного сечения впускного клапана на 10—20 % больше площади сечения выпускного клапана. Оптимальное проходное сечение горловины клапана диаметром dp обусловлено первой условной средней ско- ростью заряда Овп— средней скоростью в процессе впуска (выпуска) в сечении горловины при отсутствии клапана. Первая условная скорость заряда определяется в сечении горловины при отсутствии клапана и для кар- бюраторных двигателей составляет 40—80 м/с для впуск- ного и 70—100 м/с для выпускного клапанов. Предельная высота hma подъема клапана для разных углов а наклона фаски клапана имеет различные значения: при а = 30° йпих = 0,264; при а — 45° — 0,314. Ha практике hmm принимают меньше этих значений для того, чтобы уменьшить ускорения и инерционные нагрузки; максимальную высоту подъема клапана про- веряют по второй условной скорости — вторая услов- ная скорость заряда в сечении седла при полностью открытом клапане за время процесса впуска. Для карбю- раторных двигателей ойп = 70-ь НО м/с, для дизелей = 50-1-90 м/с. 299
Выпускной клапан нм скорость истечения обычно не проверяют и устанавливают для него такую же высоту подъема, как й для впускного клапана. Таким образом, фактическая площадь проходного сече- ния клапана с заданными диаметром и углом фаски в каж- дый момент времени зависит от высоты его подъема, кото- рая, в свою очередь, зависит от выбранных фаз газо- распределения и профиля кулачка. С увеличением фаз газораспределения возрастает средняя высота подъема кльпана за такт впуска или такт выпуска. Так как в на- чале и конце соответствующего такта клапан поднят на большую высоту, чем при малых фазах (при подобных профилях кулачка), то с увеличением фазы газораспре- деления возрастает средняя высота подъема клапана за такт впуска или такт выпуска. Оптимальные фазы газо- распределения обусловлены третьей условной средней скоростью 1»вп заряда, которая в карбюраторных двигателях составляет 90—150 м/с, в дизелях 80— 110 м/с. § 4. ПОВЫШЕНИЕ ПРОЧНОСТИ ДЕТАЛЕЙ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ Для обеспечения надежной работы деталей механизма газораспределения ДВС при их разработке, проектировании и изготовлении используются различные конструктивные и технологические мероприятия. Так, для повышения надежности и коррозионной стойкости выпускных клапанов рабочую поверхность их фаски, а в некоторых случаях и поверхность головки со стороны камеры сгорания наплавляют твердым жаростойким спла- вом — стеллитом. Иногда для этой цели применяют твердый сплав сор- майт, основной составной частью которого является же- лезо. Толщина покрытия стеллитом 0,7—1,5 мм, сор- майтом — 1,5—2,0 мм. Работоспособность торцовой части стержня клапана, находящегося в контакте с коромыслом или кулачком, повышают закалкой до твердости HRC 46—52, а в не- которых двигателях установкой колпачка из более твер- дого сплава, чем материал стержня, или наваркой стел- лита. 300
ГЛАВА 20. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ § 1. ТИЛЫ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ Система охлаждения представляет собой совокупность агрегатов, устройств и механизмов, обеспе- чивающих поддержание температуры деталей двигателя, соприкасающихся с горячими газами, в допустимых пределах. Количество теплоты, которое должна отводить система охлаждения от деталей двигателя, зависит от мощности, скоростного и нагрузочного режимов. Для поддержания температуры деталей в допустимых пределах необходимо непрерывно отводить от них теплоту. Однако отвод теплоты не должен приводить к переохла- ждению двигателя, так как при этом ухудшается смесе- образование, увеличиваются потери теплоты в стенки, возрастают потери на трение и повышается интенсивность износа. Таким образом, тепловое состояние ДВС должно быть таким, при котором обеспечиваются заданные мощность, экономичность, надежность и долговечность двигателя. В связи с тем, что система охлаждения определяет энергетические и экономические показатели, а также на- дежность и долговечность работы двигателя, к ней предъ- являются следующие требования! поддержание нормального теплового состояния дви- гателя в широком диапазоне температур внешней среды (от -]-50вСдо —50 °C) при эксплуатации автомобиля над уровнем моря до 4500 м; обеспечение минимальных затрат мощности двигателя на работу системы; минимально возможные массы и габаритные размеры системы; простота эксплуатации и обслуживания; минимальный расход дефицитных материалов для изго- товления агрегатов системы; наличие автоматических устройств, сигнализирующих о нарушении нормальной работы системы; возможность быстрого и надежного разогрева двига- теля перед его пуском при низкой температуре окружа- ющей среды. В ДВС находят применение системы воздушного и жидкостного охлаждения. В системе воздушного охла- ждения теплота от стенок цилиндра и головок передается воздуху, обдувающему двигатель, и рассеивается в атмо- 301
сфере. В системе жидкостного охлаждения теплота, отводимая от двигателя, передается жидкости, про- качиваемой через двигатель, затем от жидкости воз- духу; после этого теплота рассеивается в окружающей среде. Обе системы охлаждения способны обеспечить нормаль- ное, тепловое состояние двигателя. Так как системы имеют различные свойства, при выборе того или другого типа системы необходимо учитывать назначение двига- теля, условия эксплуатации и т. п. Основным преимуществом воздушной системы охла- ждения является отсутствие жидкостной системы, водяной рубашки, водяного насоса и радиатора. Таким образом, объемно-массовые показатели системы воздушного охлаждения меньше, а эксплуатационная надежность выше. Двигатели воздушного охлаждения быстрее прогре- ваются после пуска, что приводит к снижению износа цилиндров и поршневых колец. Однако воздушная система охлаждения уступает жид- костной. Преимуществами жидкостной системы являются более равномерное охлаждение цилиндров, легкий пуск двигателя вследствие меньших зазоров между поршнем и цилиндром, а также возможность выполнения блочной конструкции цилиндров, способствующей повышению жесткости двигателя. К другим преимуществам жидко- стной системы можно отнести снижение уровня шума в ре- зультате изолирующего действия водяной рубашки и меньшую опасность возникновения детонации в карбю- раторных двигателях. К недостаткам жидкостной системы охлаждения сле- дует отнести необходимость использования дефицитных цветных материалов, большое число различных патрубков, шлангов и уплотнений, за которыми необходимо уста- навливать постоянное наблюдение при обслуживании. Использование жидкого теплоносителя также вызывает определенные эксплуатационные трудности, понижа- ющие надежность автомобилей при эксплуатации в условиях низких температур или в условиях пу- стыни. Система жидкостного охлаждения находит широкое применение для форсированных карбюраторных двигате- лей и дизелей. 302
f 2. ЖИДКОСТНАЯ СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ Жидкостная система охлаждения состоит из двух контуров: жидкостного, заполненного промежу- точным теплоносителем, и воздушного. Жидкостная система обеспечивает принудительную циркуляцию жидкости и нормальное функционирование теплоносителя. Воздушная система создает и регулирует напор охлаждающего воздуха. Общим агрегатом для жидкостного и воздушного трак- тов является радиатор, в котором происходит рассеивание основного количества теплоты, отводимой от двига- теля. Конструктивная схема и площадь проходных сечений жидкостной системы должны обеспечить возможность интенсивной циркуляции охлаждающей жидкости, доста- точной для эффективного и равномерного охлаждения наиболее нагретых деталей двигателя. В транспортных двигателях применяются системы охлаждения только с принудительной циркуляцией, соз- даваемой насосами, приводимыми от коленчатого вала двигателя. Основной контур циркуляции охлаждающей жидкости в двигателях включает водяные рубашки, рас- положенные вокруг цилиндров и в головке вокруг камер сгорания, каналы для прохода жидкости в радиаторе, соединительные трубопроводы и водяной насос. Жидкий теплоноситель обеспечивает непрерывный отвод заданного количества теплоты от деталей двигателя. Эффективность работы жидкостного контура опре- деляется интенсивностью циркуляции промежуточного теплоносителя. С увеличением скорости движения жидко- сти повышается _ турбулентность потока и значительно возрастает коэффициент теплоотдачи и улучшаются усло- вия охлаждения деталей. Максимальное использование возможностей принудительной циркуляции достигается при рациональной конструкции жидкостной системы. Для предохранения системы от чрезмерного повыше- ния или понижения давления, которые наблюдаются при колебании температуры теплоносителя, жидкостной кон- тур обычно сообщается с атмосферой, т. е. выполняется неизолированным. Неизолированные жидкостные системы могут быть открытыми или закрытыми. Закрытая система с атмосферой сообщается с помощью парового и воздушного клапанов, расположенных 303
Рис. 168. Пробка радиатора: а — при повышенном давлении в системе; б —гпри пониженном давлении в системе; 1 — паровой клапан; 2 — воздушный клапан в пробке, герметично закрывающей жидкостной контур (рис. 168). В двигателях открытые системы не применяются из-за значительных потерь охлаждающей жидкости вследствие естественного испарения и кипения при перегреве двига- теля. Кроме того, при работе в горных условиях закипа- ние жидкости в открытой системе охлаждения является одной из причин, снижающих надежность работы дви- гателя. В закрытых системах предельная температура охла- ждающей жидкости, обусловленная возможностью ее закипания, может быть повышена при соответствующем повышении давления в системе. Важным преимуществом закрытой системы является меньшая опасность возникновения кавитации, которая способствует перегреву двигателя, ускоренному износу и разрушению деталей, расположенных в зоне кавитации. Для нормальной работы системы охлаждения необ- ходимо, чтобы давление в любой точке жидкостной си- стемы превышало давление насыщенного пара не менее чем на 10—15 %. Такое превышение называется кавита- ционным запасом. Чрезмерное повышение или понижение давления в за- . крытой системе ограничивается паровым и воздушным клапанами. Когда давление в системе превышает расчет- ное, открывается паровой клапан, и пар из системы вы- ходит в атмосферу, в результате давление в системе v|! снижается. При охлаждении жидкости в системе создается разрежение, которое может быть причиной смятия тонко- ,'с стенных трубок под действием атмосферного давления. , Опасность такого разрушения предотвращается воздуш- . ным клапаном, который при снижении давления в системе на 6—13 кПа ниже атмосферного открывается, сообщая д 804
систему с атмосферой, и понижение давления в системе прекращает» я. Повышение эффективности и надежности системы охла- ждения может быть достигнуто усгановкой в верхнюю часть дренажно-компенсационного контура расшири- тельного бачка, с помощью которого компенсируется изменение объема жидкости в основном контуре. В основ- ной контур отводится и в нем конденсируется пар из верхних точек рубашки охлаждения и радиатора. В настоящее время в автомобильных двигателях полу- чили распространение полностью герметизированные (за- паянные) системы охлаждения, заполненные специальной охлаждающей жидкостью. Такие системы отличаются высокой эксплуатационной надежностью. Надежность работы двигателей во многом зависит от состояния системы охлаждения и качества охлаждающей жидкости, которая должна удовлетворять определенным требованиям. Охлаждающая жидкость имеет высокую температуру кипения, низкую температуру замерзания, обладает опре- деленной вязкостью, не должна корродировать сопри- касающиеся с ней металлы, разрушать резиновые изделия, имеет высокую удельную теплоемкость и малую способ- ность к накипеобразованию. Охлаждающая жидкость должна иметь низкую стоимость, быть безопасной в пожар- ном отношении и безвредной для здоровья человека. Вода обладает наивысшей из всех жидкостей удельной теплоемкостью, низкой вязкостью, а также достаточно высокой температурой кипения при давлении 0,11 — 0,12 МПа в закрытых системах охлаждения. Вода не- горюча, практически доступна в любых количествах, имеет низкую стоимость, нейтральную реакцию и без- вредна для здоровья человека. ОднакЬ воде свойственны и некоторые недостатки. Вода может содержать примеси в виде мельчайших взве- шенных частиц растворенных газов и солей, которые откладываются на омываемых горячих поверхностях си- стем охлаждения в виде сЛоя накипи. При этом пони- жается теплопроводность и наступает резкое нарушение теплового режима двигателя. Антифриз — соответствующая концентрация смеси воды с этиленгликолем. Температура замерзания анти- фриза марки 40 не превышает 233 К, а температура за- мерзания антифриза марки 65 не выше 338 К« 11 Богданов С. Н. и др. 305
Эксплуатация двигателей с применением антифризов имеет ряд особенностей, вызванные специфическими свой- ствами этиленгликоля.' При выкипании (испарении' охлаждающей жидкости в систему охлаждения необходимо добавлять воду, так как температура кипения этиленгликоля и волы соответ- ственно равна 470,5 и 373 К- Температурный коэффициент объемного расширения этиленгликолевых антифризов больше, чем у воды, поэтому систему охлаждения необ- ходимо заполнять неподогрегым антифризом объемом меньшим, чем объем воды (при использовании антифриза марки 40 на 5—6 %, при использовании марки 65 на 6—8 %). Этиленгликоль и его водные растворы очень ядовиты. ТОСОЛ представляет собой водный раствор этилен- гликоля и различных присадок. В системах охлаждения автомобилей ВАЗ, КамАЗ и других применяются ТОСОЛ-А 40 и ТОСОЛ-А 65 с температурой замерзания соответственно не выше 193 и 208 К- При температуре ниже температуры замерзания ТО- СОЛпревращается не в лед, а в густую массу, не вызыва- ющую повреждения радиатора и блока цилиндров. Кроме тогр, ТОСОЛ обладает антикоррозионными свойствами. Особенности эксплуатации жидкостной . системы охлаждения Так как температура кипения этиленгликоля значи- тельно выше, чем температура кипения воды, то в случае испарения этиленгликоля необходимо в систему охлажде- ния добавить воды. Если произойдет утечка антифриза, то надо восполнить необходимое колич«ство антифриза соответствующей марки. Температурный коэффициент объемного расширения у этиленгликолевых антифризов больше, чем у воды; поэтому систему охлаждения заправляют неподогретым антифризам (на 6—8 % меньше, чем водой). Недопустимо попадание в антифриз нефтепродуктов, так как это вызывает резкие вскипание и вспенивание жидкости, что с одной стороны ухудшает отвод теплоты, а с другой может привести к выбросу антифриза из ра- диатора. Для обеспечения принудительной циркуляции охла- ждающей жидкости в системе охлаждения на входе в ру- , башку охлаждения двигателя установлен насос. Напор, ? 306
создаваемый водяным иасосэм, должен обеспечить пре- одоление гидравлического сопротивления жидкостной системы охлаждения. Обеспечить равномерное охлаждение двигателя без значительных перепадов температуры в циркуляционном контуре при ограниченном объеме охлаждающей жидко- сти можно путем создания интенсивной циркуляции, при которой жидкость должна прокачиваться через си- стему охлаждения. Для обеспечения такой циркуляции в системе охлаждения применяют водяные одноступенча- тые насосы центробежного типа. Центробежные насосы имеют простую конструкцию, компактны; они способны свободно пропускать охлажда- ющую жидкость при неработающем двигателе, что создает термосифонную циркуляцию жидкости посте остановки прогретого двигателя и исключает опасность местных перегревов. При работе насоса жидкость, подводимая в централь- ную зону рабочего колеса, заполняет межлопаточные ка- налы и перемещается под действием возникающих центро- бежных сил. Жидкость, перемещаясь к периферийной части колеса, поступает в улитку, где скорость ее умень- шается, а напор возрастает, т. е. происходит преобразова- ние кинетической энергии, сообщенной жидкости рабочим колесом/ в потенциальную. Рабочие колеса, отливаемые из алюминиевых сплавов или чугуна, имеют от четырех до восьми лопаток; лопатки выполнены за одно целое с диском колеса. В настоящее время для изготовления рабочих колес широко применяются синтетические мате- риалы. Привод водяного насоса автомобильных двигателей обеспечивают с помощью шкивов и клиновых ремней. Типовая конструкция одноступенчатого центробеж- ного водяного насоса показана на рис. 169. Рабочее колесо водяного насоса и вентилятор установлены на общем валике. Для уплотнения насоса используют самоподжим- ную резиновую манжету. Для снижения опасности возникновения кавитации водяной насос располагают в той части жидкостной си- стемы охлаждения, где температура жидкости имеет минимальное значение. Обычно в водяной насос поступает жидкость, предварительно охлажденная в радиаторе. Радиатор предназначен для рассеивания (отвода) теплоты, отдаваемой от двигателя охлаждающей жидко- Н» 307
Рис. 169. Водяной насос двигателя ЗИЛ-131: * 1 ч* рабочее колесо; 2 — вал рабочего колеса; 3 — уплотнения сТью, и представляет собой теплообменный аппарат с пе- рекрестным током теплоносителей. Главными элементами радиатора являются коллекторы для охлаждающей жидко- сти и расположенная между ними охлаждающая решетка. Радиаторы системы охлаждения должны иметь высо- кую теплопроводность и при минимально возможных размерах и массе обеспечивать нормальное тепловое со- стояние двигателей. Кроме того, радиаторы должны иметь достаточную механическую прочность и надежно работать в течение всего срока службы. В системах охлаждения двигателей преимущественное распространение получили радиаторы с трубчато-пластин- чатыми и трубчато-ленточными охлаждающими решет- ками, схемы которых показаны на рис. 170. Для изготовления сердцевины трубки служит лента толщиной 0,15 мм . из лгтуни Л62 или Л69 308
(ГОСТ 17711—80*). Снаружи трубки облужйва)отся и при- поем припаиваются к опорным пластинам бачков. Пластину сердцевины изготовляют из латуни Л62 или меди М3 (ГОСТ 859-^78*) толщиной 0,1 мм, а ленты для трубчато-ленточных радиаторов штампуют из медной (М3) ленты толщиной 0,08 мм. Трубки радиатора могут быть расположены в не- сколько рядов по глубине. Эффективность теплопередачи в последних по ходу воздуха рядах трубок снижается из-за того, что они обдуваются подогретым в радиаторе воздухом. При увеличении числа рядов возрастает сопро- тивление радиатора и, как следствие, потребная мощность вентилятора. Поэтому в радиаторах автотракторных дви- гателей число рядов обычно не превышает 3—4. В настоящее время перспективны конструкции ради- аторов из алюминиевых сплавов, обладающие высокой теплопередачей,.малой массой, не требующие применения дефицитных цветных металлов. Алюминиевые детали вы- полняются сваркой или пайкой твердыми припоями. Воздушные тракты жидкостной системы охлаждения двигателей обеспечивают необходимую теплоотдачу от радиатора и рассеивание полученной теплоты в окружа- ющей среде. К основным элементам воздушной системы относятся воздуховоды, подводящие воздух к радиатору и отводящие нагретый воздух в атмосферу, а также воз- душные каналы в радиаторе, различные устройства для регулирования количества воздуха, проходящего по си- стеме, и вентилятор, создающий непрерывный воздушный поток. Рис. 170. Охлаждающие решетки радиатора: ВоВа а — трубчато-пластинчатого; б — трубчато-ленточного 309
Рис. 171. Схема воздушного тракта с направляющим кожухом: 1 — вентилятор; 2 — радиатор; 3 — кожух В силовых агрега- тах автомобилей нёко- торые из элементов воздушной системы ох- лаждения, например спе- циальные подводящие и отводящие воздуховоды, могут отсутствовать. В го- ночных автомобильных двигателях в связи с большим динамическим напором воздуха может отсутствовать венти- лятор. Основное требование к воздушной системе охла- ждения заключается в обеспечении минимально возможного аэродинамического сопротивления отдельных элементов и всей системы в целом. Для выполнения этого требования следует уменьшить длину и не допускать сужений, за- громождения и резких поворотов воздушных каналов и проходов. В жидкостных системах охлаждения двигателей при- меняются исключительно осевые вентиляторы с 4—6 лопа- стями. Вентиляторы такого типа имеют/небольшие раз- меры в осевом направлении и легко размещаются между радиатором и двигателем. Лопасти крыльчатки обычно штампуют из листовой стали, профилируют и укрепляют заклепками на крестовине под некоторым углом к пло- скости вращения. С увеличением этого угла возрастает нацор воздуха и мощность, затрачиваемая на привод вентилятора. Более высокий КПД достигаемся в вентиляторах с ли- тыми лопастями из алюминиевых .сплавов или синтети- ческих материалов. Для большинства автомобильных двигателей давле- ние, создаваемое осевыми вентиляторами, составляет 500— 1200 Па. При классической компоновке вентиляторы обычно устанавливают на оси жидкостного насоса; вентиляторы приводятся во вращение клиноременной передачей, Эффективность работы вентилятора зависит от спо- соба подвода воздуха к вентилятору и отвода подогретого воздуха в атмосферу. При установке на входе в вентиля- 310'
тор направляющего кожуха (рис. 171) происходит выр? я нивание поля скоростей перед фронтом радиатора 3- исключаегся возможность перетекания нагретого в .,а духа на вход вентилятора, в результате расход воздУ" через радиатор возрастает. е- Потери на привод вентилятора оцениваются othoIHj- нием мощности Рвент, затрачиваемой на привод венти^ тора, к номинальной мощности двигателя Рв. § 3. ВОЗДУШНАЯ СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ Воздушная система охлаждения двигате^- включает оребренную поверхность цилиндров, дефл^ торы, воздухопритоки, воздуховоды и вентилятор. дЯ При рассмотрении воздушной системы охлаждеР^- двигателя необходимо учитывать, что теплоемкость в<\. духа в 4 раза меньше, чем теплоемкость Воды, тей^ проводность воздуха меньше теплопроводности во^и в 24 раза, а плотность воздуха в 800 раз меньше плотно^- воды. Поэтому теплоотдача от стенок к воздуху в 1^рт 20 раз меньше, чем к охлаждающей жидкости. Отвод ет двигателя расчетного количества теплоты обусловлирР развитие поверхностей охлаждения. Наиболее развитУ^т поверхность оребрения имеют головки цилиндров, с. которых отводится 50—70 % общего количества р сеиваемой теплоты. Оребрение поверхности в 15—20 Р\х увеличивает наружную поверхность охлаждаемо деталей и позволяет обеспечить поддержание нормально теплового состояния двигателя. Ребра на поверхности цилиндра и головки образук/а- при их отливке или могут быть получены путем меха^р ческой обработки. Форма, число и расположение реРр- определяются распределением и интенсивностью теп-^а вых потоков детали и оказывают значительное влияние v их тепловое состояние. л. Для наиболее эффективного использования охлажЛь ющего воздуха направление движения его через двигат^,- должно быть строго согласовано с расположением теп^д передающих поверхностей. Это достигается установку, на двигатель системы направляющих щитков и ког*^г хов —дефлекторов (рис. 172). Дефлекторы препятствуй свободному выходу воздуха из межреберных кана^о и позволяют снизить количество воздуха, необходлм^- для охлаждения. В результате снижаются затраты мо ।
Рис. 172. Схеиа циркуляции возду- ха в двигателе воздушного'охлаж- дения: J — вёнтн...гтор; 3 — цилиндр; 3 —• оребрение; 4 — дефлектор ноет и на привод вентйля- тора. Применение деф- лекторов улучшает также равномерность охлажде- ния цилиндров, особенно их тыльной части, где при прямолинейном движении воздушного потока возни- кают отрывные («мерт- вые») зоны. Для обеспечения на- дежного ’ охлаждения не- обходимо, чтобы скорость движения воздуха в меж- реберном канале соста- вляла 25—40 м/с. С этой целью обычно применяют средненапорные осевые вентиляторы с большим числом лопастей и высокой частотой вращения. Полное давление, создаваемое такими вентиляторами, может достигать 2500 Па. Осевые вентиляторы, обладая простотой конструк- ции и более высоким КПД, обеспечивают большую подачу воздуха при равных размерах. 1 § 4. РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЕМПЕРАТУРНОГО РЕЖИМА СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ Система охлаждения, как правило, рассчи- тывается на максимальную теплоотдачу при полной на- грузке и наибольшей температуре окружающей среды. • При эксплуатации машин преобладающими режимами работы двигателей автомобилей являются частичные на- грузки при средних или даже пониженных температурах атмосферного воздуха. Для того'чтобы в этих условиях не происходило переохлаждения двигателя, необходимо применять автоматическое или ручное регулирование температурного режима системы охлаждения. В жидкостных системах охлаждения современных ДВС такое регулирование осуществляют путем изменения цир- куляционного расхода жидкости и расхода воздуха, проходящего через, радиатор. В системах воздушного , 312
охлаждения регулируют расход, охлаждающего воз- духа. Циркуляционный расход жидкости через радиатор изменяется с помощью термостатов, представляющих со- бой клапаны, автоматически регулирующие проходное сечение трубопроводов в зависимости от температуры охлаждающей жидкости. Термостаты могут быть одно- и двухклапачными. Термостаты, как правило, устанавли- ваются на выходе из рубашки охлаждения двига- теля. Типовая конструкция двухклапанного термостата показана на рис. 173. Термочувствительным элементом термостата служит установленный в корпусе 4 тонкостен- ный латунный гофрированный цилиндр — сильфон 5, заполненный этиловым эфиром или смесью этилового спирта и воды в. соотношении 2:1. Свободный конец сильфона соединен со штоком, на котором установлены клапаны. При низкой температуре охлаждающей жидко- сти клапан 3 открыт, а клапан 2 закрыт (рис. 173, а); циркуляция жидкости происходит по малому кон- туру- Когда температура жидкости достигает 340—350 К, жидкость, заполняющая сильфон, закипает, и давление внутри сильфона возрастает. Под действием этого давления сильфон удлиняется, перемещая вверх шток с клапанами. При этом клапан 3 закрывается, циркуляция в малом кон- туре прекращается, клапан 2 открывается, обеспечивая поступление жидкости из большого контура в радиатор через патрубок 1 (рис. 173, б). Рис. 173. Двухклапанный термостат: 1 •- патрубок; 2 и 3 J- клапаны; 4 — корпус; 5 — сильфон 313
В настоящее время применяют термостаты с твердым наполнителем, £ качестве которого используется цере- зин — твердая кристаллическая смесь высокомолекуляр- ных насыщенных углеводородов с температурой плавле- ния 330—350 К. При нагревании церезин плавится й, увеличиваясь в объеме, выталкивает из корпуса шток, который открывает клапан. Значительным преимуществом термостатов с твердым наполнителем являются малые размеры и меньшее гидрав- лическое сопротивление. Для изготовления таких термо- статов требуется меньше цветных металлов. Регулирование расхода охлаждающего воздуха через радиатор можно осуществить несколькими спосо- бами, в том числе и установкой в воздушном тракте регу- лируемых заслонок, отключением вентилятора, измене- нием угла установки лопастей вентилятора и т. п. Установка поворотных пластин (заслонок) с ручным управлением представляет собой наиболее простое кон- структивное решение. Однахо прикрытие заслонок при- водит к увеличению аэродинамического сопротивления воздушного тракта и возрастанию затрат мощности на привод вентилятора. Поворот пластин с целью изменения количества воз- духа, проходящего через сердцевину радиатора в авто- мобилях КамАЗ, «Москвич», и, следовательно, регулиро- вание температуры охлаждающей жидкости осуще- ствляется рукояткой. При вдвинутой рукоятке жалюзи открыты, и воздух беспрепятственно проходит через сердцевину радиатора. При вытягивании рукоятки жа- люзи прикрываются. Это необходимо для ускорения про- грева двигателя после пуска и для поддержания нормаль- ного режима во время движения при низких температурах окружающего воздуха. На двигателях ВАЗ вместо жа- люзц^ установлен съемный утеплитель радиатора. Наиболее рационально регулировать тепловое со- стояние двигателя путем изменения подачи вентилятора в зависимости от температуры охлаждающей жидкости. Периодическое отключение вентилятора, осуществля- емое автоматически, позволяет включать его только в слу- чае необходимости. Отключение вентилятора значительна уменьшает время прогрева двигателя. На автомобилях КамАЗ отключение вентилятора осу. ществляется автоматически гидравлической муфтой привода вентилятора. Вентилятор может работать в одном 314
из трех режимов: «Автоматический», «Вентилятор отклю. чей»,«Вентилятор включен постоянно». В автоматическом режиме вентилятор включают при повышении темпера- туры охлаждающей жидкости на входе в двигатель до 358—363 К. Расход воздуха через радиатор регулируют путем изменения угла установки лопастей вентилятора. В этом случае лопасти устанавливают на поворотных осях, свя- занных с термочувствительным элементом, которым может быть термостат с твердым наполнителем. ГЛАВА 21. СМАЗОЧНАЯ СИСТЕМА § 1. ТИПЫ СМАЗОЧНЫХ СИСТЕМ Относительное перемещение сопряженных де- талей двигателей сопровождается трением. В существу- ющих ДВС преобладает трение скольжения, которое подразделяют на трение без смазочного материала и тре- ние со смазочным материалом. Трение без смазочного материала возникает при трении сухих поверхностей твердых тел. При трении со смазоч- ным материалом трущиеся поверхности полностью раз- делены слоем смазочного материала и не имеют между со- бой непосредственного контакта. Потери на трение и износ поверхности будут мини- мальными при трении со смазочным материалом. НеоОходи- мо сопряженным деталям придавать такие конструктивные формы и так организовывать подвод масла к ним, чтобы в наибольшей степени способствовать образованию трения со смазочным материалом. Наиболее нагруженными в двига- теле являются коренные подшипники коленчатого вала. Они работают в усло- виях непрерывно меняющихся нагру- зок и скоростей, а также при пере- менных давлении, температуре и вяз- кости подводимого к ним масла (рис. 174)." При вращении коленчатого вала в подшипнике образуется несущий мас- ляный слой, который разобщает тру- Рчс. 174. Схеча на- гружения подшип- ника 815
Рис. 175. Эпюры давления масла в подшипниках скольжения в се- чениях: а — поперечногб — продольном щиеся поверхности. При достаточно высоком числе обо- ротов масляный слой, разделяющий вал и подшипник, достигает значительной толщины и способен выдерживать большие нагрузки. Эпюра давлений в слое масла подшипника в попереч- ном и продольном сечениях приведены на рис. 175. Гидро- динамическое давление достигает максимального значения вблизи зоны минимальной толщины масляного слоя в сред- нем сечении подшипника. По мере удаления от среднего сечення „вдоль подшипника давление падает и на торцах равно нулю. Подвод масла к подшипнику производят в область низких давлений. Масло вытекает по торцам подшипника: большая его часть — из ненагруженной зоны, меньшая — из нагруженной. Поэтому подшипник охлаждается не- равномерно, температура масла в нагруженной зоне повышается, вязкость уменьшается, расход масла увели- чивается. Температурный режим подшипника можно оценивать по средней температуре масла в масляном слое. Необхо- димо, чтобы эта температура для вкладышей, залитых свинцовистой бронзой, не превышала 383 К, а залитых баббитом 373 К. Минимальная толщина масляного слоя, при котором обеспечивается надежная работа подшипника, составляв» 8 мкм с учетом неровностей шеек : 1ла и вкладышей. 316
Смазочная система предназначена для непрерывной подачи масла к трущимся поверхностям двигателя под необходимом давлением, очистки масла от механических примесей и охлаждения его до заданной температуры. В некоторых форсированных двигателях- смазочную си- стему используют для принудительного охлаждения поршня и других деталей. Смазочная система включает нагнетающие и откачива- ющие насосы, фильтры для очистки масла, масляные радиаторы, резервуары для хранения и магистрали для подачи масла. Потоки масла через контуры системы регулируются с помощью редукционных и перепускных клапанов. ' К смазочной системе предъявляют следующие требо- вания: , надежная бесперебойная подача масла к трущимся деталям в количестве, достаточном для отвода теплоты, выделяющейся в результате трения; постоянная очистка масла от продуктов износа, меха- нических примесей и продуктов разложения масла; поддержание в заданных пределах температуры масла, поступающего в двигатель; возможность быстрого прогрева масла после пуска холодного двигателя; простота и удобство эксплуатации при минимальных затратах на обслуживание. Наиболее нагруженные сопряжения в ДВС — ко- ренные и шатунные подшипники коленчатого и распре- делительного валов. Поэтому способ подвода масла к ним лежит в основе классификации смазочных систем. По данному признаку смазочные системы подразделяют на три вида: принудительные, разбрызгиванием и смешан-., ные. В принудительных системах масло подается к под- шипникам под давлением, создаваемым насосом. В сма- зочных системах разбрызгиванием масло подводится ко всем трущимся деталям путем разбрызгивания его криво- шипными головками шатунов; в таких системах масло находится в картере й должно заливаться до определен- ного уровня. В смешанной системе к коренным подшипникам масло подается п инудительно, а все остальные детали смазы- ваются разбрызгиванием. 317
Рнс, 176. Смазочная система двигателя КамАЗ 740: фильтр центробежной очистки масла; 2 — кран включения масляного радиатора; 3 — перепускной кл-лан; 4 — главная масляная магистраль; 9 — масляный < ильтр; 6 и 7 — нагнетающая и радиаторная секции масля: ioi насоса; 8 — масляный радиатор; 9 — поддон; 10 — гидромуфта привода вен* тилятора; 11 — топливный насос высокого давления; 12 — компрессор; 13 ' сапун; 11 — масляный щуп; 15 — манометр Обычно в двигателях применяются принудительные^ смазочные системы, так как они позволяют осуществить наиболее надежный подвод масла ко всем деталям. В зависимости от мёста хранения основного количеств»! масла принудительные смазочные системы подразделяют на системы с мокрым и с сухим картером. В системах с мокрым картером (рис. 176) масло нахо*> дится в картере двигателя и подается оттуда насосом к де? 318 ~
талям, которые смазываются год давлением. Система с мокрым картером отличается конструктивной простотой, в ней нет откачивающих насосов, может отсутствовать масляный радиатор Ла длина коммуникаций значительно сокращена. В настоящее время эта смазочная система имеет самое широкое распространение на автомобильных , двигателях, несмотря на свои недостатки (повышенный расход масла, быстрое его окисление, недостаточная на- дежность смазки ответственных узлов двигателя и т. п.). В смазочных системах с сухим картером масло хра- нится в масляном баке, откуда оно непрерывно подается насосом к трущимся деталям двигателя. Масло, непре- рывно откачиваемое из картера, в меньшей степени под- вергается воздействию картерных газов и дольше сохра- няет свои физико-химические свойства. При движении автомобиля уменьшается взбалтывание и вспенивание масла в картере, повышается надежность работы при длительном движении автомобиля с кренами и наклонами, когда вся масса масла, находящегося в картере, стекает в одну сторону и нагружает уплотнения коленчатого вала. Откачка масла из картера уменьшает количество масла, забрасываемого на стенки цилиндра и попадающего-в ка- меру,-сгорания. В некоторых быстроходных двигателях при движении автомобиля в условиях пересеченной местности для обес- печения надежного смазывания при любом положении двигателя, а также для борьбы с пенообргзованием в кар- тере применяют системы с сухим картером. Для откачки масла из картера при крене автомобиля обычно уста- навливаю'г два откачивающих насоса, в передней и задней части картера. § 2. ЭЛЕМЕНТЫ СМАЗОЧНЫХ СИСТЕМ Общими элементами смазочных систем под давлением и комбинированной являются масляные на- сосы, масляные фильтры грубой и тонкой очистки, масля- ные радиаторы, клапаны и контрольно-измерительные приборы (манометр и термометр). Масляные насосы. Для подачи под давлением масла в смазочной системе применяются масляные насосы. В автомобильных двигателях наибольшее распростране- ние получили шестеренные насосы. Насосы такого типа обеспечивают возможность создания равномерного потока 319
Рис, 177, Шестеренный насос масла с .заданным давлением и расходом, имеют небольшие размеры и массу, просты в из- готовлении' и надежны в работе. В смазочных системах с мокрым картером шестеренча- тые насосы выполняются с одной парой зубчатых ко- лес — односекционными. Осно- ву масляного насоса (рис. 177) составляют два цилиндри- ческих зубчатых колеса, на- ходящихся в постоянном зацеплении и вращающихся в разные стороны. Ведущая и ведомая шестерни раз- мещены в корпусе с минимальными торцовыми и ра- диальными зазорами. Ведомая шестерня свободно сидит на оси. При работе насоса масло, поступая в корпус, заполняет полость разрежения А. При вращении шестерен масло в полости А заполняет объем впадин, которые освобождаются выходящими из зацепления зубьями, и переносится в полость нагнетания Б, где зубья входят в зацепление и вытесняют масло из впадин. Путь масла показан на схеме стрелками. При вращении шестерен масляного насоса образуется замкнутый объем, при кото- ром масло, находящееся в основании впадины одного зубчатого колеса, сжимается зубом другого зубчатого колеса, в результате чего создается большое давление, вызывающее повышенный износ вала, втулок и способ- ствующее кавитационному разрушению шестерен. Для устранения этого явления и разгрузки подшипников зуб- чатых колес насоса в корпусе и в крышке на торцовых стенках фрезеруют канавки В, по которым масло от- водится в полость нагнетания Б. Для повышения надежности работы смазочной си- стемы на многих автомобильных двигателях устанавли- вают двух- и трехсекциорные масляные насосы, у которых одна секция предназначена для подачи масла под давле- нием в смазочную систему двигателя, а другие — для откачки вспененного масла из картера двигателя через: масляный радиатор. Подача масляного насоса определяется в зависимости от потребного количества масла, циркулирующего в дви-. гателе. Общее количество масла, поступающего из масля-’ ного насоса в смазочную систему двигателя за единицу 320
времени (циркуляционный расход), для карбюраторных двигателей \ Уц = (94-13) Ю-’ Ре\ для дизелей (в случае охлаждаемых поршней) Уц = (264-34) 10“3 Рв. Действительная подача масляного насоса принимается большей, чем циркуляционный расход Уц. Обычно для карбюраторных двигателей Уд = (2-j- 4-4) Уц, а для дизелей Уд = (1,04-1,6) Уц. Повышение подачи насоса необходимо для обеспечения нормального давления масла в системе с учетом возмож- ного увеличения зазора в подшипниках. Так как из кар- тера откачивается вспененное масло, подача откачива- ющих секций насоса превышает подачу нагнетающих секций Уотк = (1,54-2,5) Увагн. Мощность, необходимая для привода масляного на- соса, Ра ~ Vрас (Рвых Рв :)/Т1м. н> где Ура0 — расчетная подача масляного насоса, Урас = — Уд/||и; Рвых — Рвд — перепад давлений масла в смазоч- ной системе; г]м н — КПД масляного насоеа, т)к. н = = 0,854-0,90. Давление масла в смазочной системе в карбюраторном двигателе равно 0,3—0,5 МПа, а в дизелях 0,3—0,7 МПа. При работе двигателя масло, циркулируя между тру- щимися поверхностями, уносит с собой продукты износа, которые взвешены в нем в виде микроскопических частиц. Кроме того, подвергаясь постоянному воздействию высо- ких температур и соприкасаясь с агрессивными картер- ными газами, масло окисляется. В нем появляются смо- листые сгустки, частицы кокса, а также пыль из атмо- сферы. Смазывающие свойства такого масла ухудшаются, а его подача к трущимся поверхностям способствует интенсификации абразивного износа. При наличии меха- нических примесей-размером более 3—4 мкм возможно образование задиров. Особенно чувствительны к чистоте масла подшипники, имеющие антифрикционный слой из свинцовистой бронзы или высокооловянистого алюмини- евого сплава, которые обладают слабой способностью поглощать абразивные частицы. Масляные фильтры. Для очистки масла от механиче- ских примесей применяют масляные фильтры. Первой 321
2 3 Рис. 178. Полнопоточный фильтр гру- бой очистки двигателя КамАЗ: J — крышка; 2 — фильтрующий элемент; 3 — прокладка: 4 — ко] iyc рующим элементом ступенью очистки мас- ла от попадания в на- сос крупных частиц ме- ханических примесей являются сетки масло- приемников. В автомобильных двигателях применяют фильтры грубой и тон- кой очистки с фильт- рующими элементами различной конструкции и центробежные фильт-! ры (центрифуги). Пол- нопоточный масляный фильтр грубой очистки (рис. 178) двигателя ав- томобиля КамАЗ снаб- жен бумажным фильт- пропускной способно- сти. Для двигателей, применяемых в районах с жар- ким климатом, при изготовлении фильтрующих эле- ментов в бумагу добавляют древесную муку. Фильтр грубой очистки снабжен перепускным клапаном. Клапан открывается, когда разность давлений до и после филь- трующих элементов (при их засорений или низкой темпе- ратуре масла) достигает 0,25—0,3 МПа. Кроме фильтра грубой очистки на двигателе автомобиля КамАЗ устано- влен центробежный фильтр тонкой очистки. На автомобилях «Москвич» и ГАЗ-24 фильтр осуще- ствляет грубую и тонкую очистку масла. Фильтр состоит из корпуса (рис. 179), сменного картонного фильтру- ющего элемента, крышки, резиновых уплотнительных колец, поджимной пружины, перепускного клапана, цен- трального стяжного болта, спускной пробки и преобра- зователя давления масла. На фильтре двигателя ГАЗ-24 установлены два преобразователя давления масла в си- стеме и лампы аварийного падения давления масла. Фильтры тонкой очистки обеспечивают очистку масла от механических частиц размером до 0,С01 мм. В зависи- мости от материала фильтрующего элемента они делятсз на бумажные, картонные и фильтры с поглощающими массами. Бумажные фильтоы обеспечивают высокую Сте- $22
Рис. 179. Полнопоточный фильтр двигателя автомо- биля «Москвич-2140»: 1 — спускная пробка; 2 н 7 — уплотнительные р< .вно- вь е кольца; 3 — стяжной болт; 4 - внутренний ци- линдр (каркас); S — кор- пус; 6 — сменный фильтру-, ющнй элемент; < -перепуск- ной клапан в сборе; 9 — крышка: 10 — колпачок; 11 — седло перепускного клапана; 12 — шарик пере- пускного кланы а пень очистки, но быстро загрязняются и требуют частой замены фильтрующего элемента. В настоящее время большое распространение находят полнопоточные бумажные фильтры тонкой очистки с филь- трующим элементом, выполненным из специальной бу- мажной ленты, собранной в гармошку. Масло, прохода через поры бумаги, освобождается от механических частиц размером до 1 мкм. Конструкция такого фильтра пред- ставлена на рис. 180. Работает фильтр без промежуточной стадии очистки масла. Такие фильтры устанавливают на двигателях легковых автомобилей. Наряду с фильтрами тонкой очистки контактного типа широкое распространение получили центробежные филь- тры (центрифуги), которые имеют важные преимущества, по сравнению с контактными фильтрами (отсутствие смен- ных элементов; высокая фильтрующая способность при малом сопротивлении фильтра; небольшие размеры и т. □.). 323
Рис. 180. Полнопоточный бумажный масляный Фильтр: а — продольный разрез фильтра; б — фильтрующий элемент; 1 — пробка; 2 — центральная трубка; 3 — корпус; 4 и 14 — преобразователи давления н сигнального устройства; 5 — пружина клапана; 6 — перепускной клапанэ 7 — подвижная пружина; 8 — болт; 9 — уплотнение; 10 — крышка; 13 и 12 •— перфорированные цилиндры; 12 •— бумажный фильтрующий элемент Следует, отметить, что недостатком центрифуг является резкое ухудшение фильтрации масла при понижении его температуры и повышении вязкости, а также снижение качества масла за счет отделения вместе с примесями присадок. Центрифуги, как и фильтры тонкой очистки, могут включаться параллельно основному контуру циркуляции и последовательно. При параллельном включении через фильтр тонкой очистки проходит не более 15 % масла, циркулирующего в основном контуре. Масло из центри- фуги сливается в картер. При параллельном включении тонкой очистки умень- шается общая концентрация механических частиц разме- ром более 1 мкм, но не исключается возможность попада- ния в зазоры между трущимися деталями крупных (40- 60 мкм) частиц, вызывающих абразивный износ. Поэтом наибольшее распространение получили полнопоточны 324
центрифуги, через которые проходит весь поток цирку- лирующего в двигателе масла, и в фильтре задерживаются как крупные, так и мелкие механические частицы (износ трущихся поверхностей деталей двигателя уменьшается). На рис. 181 показана конструкция полнопогочной центрифуги с активно-реактивным гидравлическим'при- водом, установленной в автомобиле КамАЗ. В этом филь- тре все масло, нагнетаемое насосом, поступает в ротор под давлением 0(06-—0,65 МПа. Ротор в сборе с колпаком приводится во вращение под действием струи масла, вытекающей из щели — сопла а — в оси ротора в канал оси через тангенциальные сопла б в роторе. Очищенное под действием центробежных сил масло иерез канал в оси ротора поступает в двигатель. Рис. 181. Центробежный фильтр тонкой очистки: } — корпус; 2 — колпак ротона; 3 — ротор; 4 — колпак фильтра; 5, 3 я 9 — гайки; 6 — упоен ий шарикоподшипник; 7 — упорная шайба; 10 — ось ротора; 11 — палец стопора 325
При работе двигателя циркулирующее в нем масло воспринимает теплоту, выделяющуюся при трении, и часть теплоты, передающейся деталям двигателя от рабо- чего тела. Для поддержания температуры масла в пре- делах, соответствующих нормальному тепловому состо- янию двигателя, необходимо охлаждение масла. Масляные радиаторы. Для охлаждения масла в двига- телях применяют масляные радиаторы. Они могут быть водомасляными и воздушно-масляными. В радиаторах первого типа трубки с нагретым маслом омываются охла- ждающей жидкостью. В радиаторах второго типа масля- ные трубки обдуваются потоком воздуха, создаваемым вентилятором. Воздушно-масляные 'радиаторы получили наиболь- шее распространение (двигатели ГАЗ-51, ЗИЛ-130, КамАЗ и т. п.), так как они надежны в эксплуатации, интенсивно охлаждают масло и удобно компонуются с водяным ра- диатором. Решетки масляных радиаторов выполняют труб- чатыми или трубчато-пластинчатыми. Для защиты ре- шетки от разрушения при повышении давления непрогре- того масла в масляном радиаторе устанавливают пере- пускной клапан, который при увеличении давления масла выше допустимого предела открывается и пропускает масло в бак, минуя радиатор. Пружину перепускного клапана регулируют на перепад давления 0,12—0,2 МПа. Контрольно-измерительные приборы. Для измерения температуры и давления применяют логометрические ом- метры, т. е. приборы без измерительной пружины. В пре- образователях температуры или давления изменяется электрическое сопротивление, которое измеряет прибор. Обычно применяют логометры с тремя обмотками (Для измерения температуры, давления и количества масла). § 3. ВЕНТИЛЯЦИЯ КАЙТЕРА При работе двигателя отработавшие газы через неплотности поршневых колец проникают в картер, соз- дают избыточное давление и опасность выбрасывания масла из картера через уплотнения. Вентиляция картера предназначена для удаления кар- терных газов. Отсос картерных газов уменьшает старение масла, а также, создавая разрежение в поддоне, предот- вращает возможность утечки масла через уплотнения. 326
Рис. 182. Схема вентиляции картера двигателя КамАЗ: 1 — сапун-уловитель; 2 — полость блока цилиндров; 3 — картер маховика} 4 — газоотводная труба На автомобильных двигателях применяют открытые и закрытые системы вентиляции картеров. Открытая вентиляция (рис. 182) картерных газов осуществляется через сапун, который представляет собой стакан, уста- новленный на блоке цилиндров двигателя. Для пред- отвращения выброса масла из картера и попадания в него пыли и других механических частиц, находящихся в воз- духе, в стакане имеются перегородки и воздушные филь- тры. Недостатком открытой вентиляции является ее низ- кая интенсивность и возможность попадания отработав- ших газов в кабину или кузов при работе двигателя на стоянке. При закрытой системе вентиляции интенсивность от- соса картерных газов значительно повышается, а в под- доне создается разрежение, надежно предотвращающее утечку масла через уплотнения. В закрытых системах газы могут отводиться в воздухоочиститель до кар- бюратора или непосредственно во впускной трубо- провод. Недостаток открытой системы вентиляции состоит в том, что всасывающий тракт, включая карбюратор, загрязняется отложениями Партерных газов, что нару- шает работу карбюратора. Во избежание этого в некою- 327
рых двигателях трубку удаления 1азов присоединяют к всасывающему трубопроводу после карбюратора. Закрытые системы вентиляции не оказывают от- рицательного влияния на загрязнение окружающей среды., ГЛАВА 22. СИСТЕМА ПИТАНИЯ § 1. СИСТЕМА ТОПЛИВОПОДАЧИ КАРБЮРАТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ Система питания автомобильного двигателя обе- спечивает хранение и транспортировку топлива, очистку топлива и подачу его из бакоз к карбюратору или топлив- ному насосу высокого давления, дозирование и подачу топлива или то'пливовоздушной смеси в цилиндры дви- гателя в соответствии с нагрузкой и порядком работы цилиндров, снабжение двигателя очищенным от пыли воз- . духом и отвод в атмосферу отработавших газов. Основными требованиями к системе питания являются обеспечение длительной работы двигателя без дозаправки и без изменения начальных регулировок и заметных изно- сив; простота конструкции, удобство обслуживания, и ремонта. Системы питания автомобильных карбюраторных дви- гателей и дизелей имеют много общих агрегатов и узлов. Однако в конструкциях этих систем имеются принци- пиальные различия. Приготовление и подача к цилиндрам карбюраторного двигателя горючей смеси, регулирование ее количества и состава осуществляется системой питания, работа ко- торой оказывает большое влияние на все основные по- казатели двигателя (мощность, экономичность, токсич- ность отработавших газов и т. п.). Принципиальная схема системы питания карбюратор* ных двигателей (рис. 183) включает топливный бак с преобразователем 2 и указателем уровня топлива S, фильтр-отстойник 10, бензонасос 8 для подачи топлива из бака к карбюратору 4, фильтр тонкой очистки, воздухо- очиститель 5 и топливные трубопроводы 7, 9, 11. Смеет, топлива и возду ха из карбюратора подается к цилиндра?' по впускному трубопроводу 6. 328
Рис. 183. Схема системы питания карбюраторного двигателя Подбор карбюратора к двигателю сводится к выбору типа карбюратора и определению его основных размеров, исходя- из назначения и технических данных двигателя. Тип карбюратора выбирают по результатам эксплуатации карбюраторов, устанавливаемых на двигателях, близких к проектируемому по назначению, конструкции и мош? ностным показателям. Основным размером карбюратора является диаметр смесительной камеры d = a Vwi , где d — внутренний диаметр смесительной камеры, мм; а — коэффициент, зависящий от пульсации потока во впускном тракте; V& — рабочий объем цилиндра двига- теля, л; I' — число цилиндров двигателя, в которые по- дается горючая смесь из одной камерой карбюратора. Коэффициент а зависит от числа цилиндров I'. Конструктивные схемы карбюраторов зависят от назна- чения, размерности и типа двигателя, - Основными конструктивными элементами карбюрато- ров являются главный вбздушный канал и поплавковая камера или механизм, ее заменяющий (в беспоплавковых вариантах). Как правило, эти элементы объединяют в один корпус с комплексом основных и вспомогательных дозирующих устройств карбюратора. Главный воздушный канал состоит из входного па- трубка и смесительной камеры. Карбюраторы обычно изготовляют в виде агрегатов, состоящих из двух или четырех смесительных камер, объединенных в один корпус. Такие карбюраторы назы- ваются многокамерными. Многокамерные карбюраторы 329
возникла и развивались на базе многокаре ^оаторных си- стем, которые используются при форсировании двига- телей. Переход к многокамерным карбюраторам услож- нил конструкцию карбюраторов, но значительно упростил синхронизацию работы их смесительных камер. Появилась возможность размещения нескольких дроссельных за- слонок на одной общей оси, что обеспечило полную син- хронизацию включения смесительных камер. Оказалось возможным также объединение в один узел систем пита- ния и регулировки отдельных вспомогательных устройств, а смесительные камеры включать в работу не только па- раллельно, но и последовательно. Все это позволило рас- ширить возможности многокамерных систем питания, которые стали применяться на многолитражных и даже на малолитражных двигателях. Существующие многокамерные карбюраторы разно- образны по конструкции, но все они имеют традиционную схему автомобильных карбюраторов с дроссельной заслон- кой и постоянным проходным сечением распылителей топлива. Карбюраторы этого типа выполняются с двумя или четырьмя камерами, сблокированными в одном агре- гате. При необходимости увеличения числа камер на дви- гатель устанавливают по два таких агрегата. Четырехкамерные карбюраторы, как правило, разра- батывают в виде блока из двух основных и двух допол- нительных камер. Дроссельные заслонки как основных, так и дополнительных камер расположены попарно на соответствующих общих осях. Четырехкамерные карбю- раторы можно рассматривать как систему, состоящую из спаренных двухкамерных карбюраторов с последова- тельным включением камер. Таким образом,'основу мно- гокамерных систем составляют двухкамерные карбюра- торы,. на примере которых и целесообразно рассматри- ють конструкцию многокамерных систем питания. Карбюратор К-88А (рис. 184) установлен на восьми- цилиндровых V-образных двигателях ЗИЛ-130 и ЗИЛ-131. / Карбюратор двухкамерный, с параллельным включе- нием камер, с двойным распыливанием топлива. Каждая камера подает горючую смесь в четыре цилиндра. Корпус карбюратора состоит из тред частей. Дозирующие устрой- ства карбюратора расположены в средней части корпуса, которая отливается как одно целое с большим и малым диффузорами. Двойные диффузоры позволяют повысить скорость воздуха у распылителя топлива. ЗТО
23 22 21 20 19 ' 18 17 Рис. 184. Конструктивная схема карбюратора К-88А: 1 — поплавок; 2 — фильтр; 3 — запорная игла; 4 — гнездо иглы; 5 глав- ный жиклер; 6 — блок жиклеров системы холостого хода; 7 — воздушный жиклер главной системы; 8 — жиклер полной мощности; 9 — малый Диффу- зор; 10 —распылитель ускорительного насоса; 11 — балансировочная трубка; J2 — воздушная заслонка; 13 — автоматический клапан; 14 — распылитель; J5 — шток управления клапаном; 16 — шток ускорительного насоса; 17 — шариковый клапан экономайзера; 18 — обратный клапан; 19 — дроссельная заслонка; 20 и 22 — отверстия выходные холостого хода; 21 — винт регули- ровки состава смеси на холостом ходу; 23 — большой диффузор; 24 — нагне- тательный клапан Главная система карбюратора состоит из главного, воздушного жиклеров и жиклера полной мощности. Рас- пылитель главной системы выполнен в виде кольцевой щели в малом диффузоре. Установленный жиклер пол- ной мощности позволяет интенсифицировать эмульсиро- вание в главной системе карбюратора путем подачи к топливу воздуха, поступающего через роздушный жик- лер холостого хода. Затем через жиклер полной мощности к эмульсии добавляется воздух, прошедший через воз- душный жиклер. В комбинированный топливовоздушный жиклер топливо поступает из полости между жикле- рами 5 и 6, поэтому тепловоздушный жиклер имеет про- пускную способность в 3 раза большую, чем жиклер 5. Экономайзер с механическим приводом подает топливо в каналы главных систем обеих камер. Ускорительный насос также обслуживает две камеры, он имеет общий привод с экономайзером. Распылитель 10 выведен в пе- ремычку между камерами карбюратора. В качестве пуско- вого устройства служит воздушная заслонка 12 с авто- матическим клапаном 13. Поплавковая камера баланси- 331
ровочной трубкой 11 соединена с впускным патрубком карбюратора. Топливный насос предназначен для подачи под давле-' нием топлива из топливного бака в карбюратор. Наиболь- шее распространение в карбюраторных двигателях в на- стоящее время получили диафрагменные бензиновые на- сосы (рис. 185). Насос состоит из трех основных частей: корпуса, го- ловки и крышки. В корпусе на оси установлен рычаг привода, который постоянно прижат пружиной к эксцен- трику распределительного вала. Рычаг своим внутрен- ним концом, выполненным в виде вилки, охватывает шток диафрагмй, Диафрагма состоит из четырех листов прорезиненной ткани, пропитанной лаком, и заката между корпусом и головкой. В диафрагму упирается пружина насоса. В головке насоса установлены два впуск- ных и один выпускной клапан. Над впускными клапанами размещен сетчатый фильтр. Принцип работы насоса следующий. Когда рычаг перемещает диафрагму вниз, над ней создается разреже- ние, и пружина сжимается. Вследствие разрежения открываются впускные клапаны, топливо проходит че- рез сетчатый фильтр и заполняет камеру над диафрагмой. Диафрагма перемещается вверх под действием пружины. Под давлением топлива выпускной клапан открывается (впускные клапаны закрыты), и топливо поступает в по- 332
лость (камеру) головки, а затем через штуцер в карбю- ратор. Максимальная подача бензина на насосах диафраг- менного типа определяется ходом диафрагмы и ее рабочей площадью. Обычно подача насоса должна превышать в 2,5—3,5 раза максимально возможный расход топлива двигателем. Различные модели топливных насосов каобюратор- ных двигателей отличаются подачей, числом клапан^з и формой рычага привода. В остальном принцип действия и конструкция насосов аналогичны, а конструкция узлов и деталей в значительной мере унифицирована. § 2. СИСТЕМА ТОПЛИВОПОДАЧИ ДИЗЕЛЕЙ ' По конструктивному исполнению основных эле- ментов системы топливоподачи автомобильных дизелей выполняют двух типов: топливные системы разделенного типа и топливные системы неразделенного типа. Наиболь- шее применение получила система топливодачи разделен- ного типа, когда нагнетательная секция топливного на- соса Высокого давления и форсунка конструктивно вы- полнены отдельно и соединены нагнетательным топливо- проводом. В топливной системе неразделенного типа используют насосы-форсунки, у которых нагнетательная секция насоса высокого давления и форсунка объединены в одном узле (например, двухтактные -дизели ЯМЗ). Топливоподающая аппаратура любого типа имеет агре- гаты и узлы низкого и высокого давления. Принципиальная схема системы топливоподачи дизе- лей показана на рис. 186. К агрегатам и узлам низкого давления относятся топливный бак, фильтры грубой и тонкой очистки, топливоподкачивающий насос, трубопро- воды низкого давления. К агрегатам и узлам высокого давления относятся насос высокого давления, топливные форсунки и трубопроводы высокого давления. Топливные насосы высокого давления. Топливный насос высокого давления предназначен для дозирования топлива в соответствии с режимом работы двигателя и по- дачи топлива к форсункам. В автомобильных двигателях наибольшее распростра- нение получили плунжерные (золотниковые насосы). Эти насосы компактны, удобны в эксплуатации, имеют про- стую конструкцию, обеспечивают точную регулировку подачи топлива. 333
Рис. 186. Схема системы топливоподачи разделительного типа дизеля: 1 — топливный кран; 2 — заборный фильтр; 3 — сливной клапан; 4 — за- правочная горле ана; £ — заправочный фильтр; 6 — топливная форсунка; 7 — трубопровод г: сокого давления; 3 — топливный насос высокого давле- ния; 9 — топд. >выс фильтр тонкой очистки; 10 — топливный фильтр гру- бо листки; 11 и 14 — дренажные трубопроводы; 12 — ручной топливо- подкачивающв насо~ 13 — топливоподкачнвающий насос двигателя; 16 •- топливный бак; 16 — топливопровод; 17 — ав омгтическая муфта В зависимости от кинематических схем плунжерные топливные насосы делятся на многосекционные и распре- делительные. В многосекционных насосах одна нагнета- тельная секция может подавать топливо только в один цилиндр дизеля (число нагнетательных секций соответ- ствует числу цилиндров). Распределительные насосы бы- вают одно- или двухсекционные, а также роторные. Каж- дая нагнетательная секция этих насосов подает топливо в несколько цилиндров двигателя (до шести цилиндров). Топливные насосы высокого давления различ