Двигатели внутреннего сгорания - Луканин В.Н., Морозов К.А., Хачиян А.С., Трусов В.И., Багиров Д.Д., Корси Е.К.

Author: Луканин В.Н. Морозов К.А. Хачиян А.С. Трусов В.И. Багиров Д.Д. Корси Е.К.

Tags: тепловые двигатели (кроме паровых машин и паровых турбин) теплоэнергетика теплотехника машиностроение двигатели учебник для вузов двигатели внутреннего сгорания двигателестроение

Year: 1985

Similar

Двигатели армейских машин. Часть 1. Теория.

Двигатели внутреннего сгорания Т.1

Расчет автомобильных и тракторных двигателей

Text

Двигатели
внутреннего
сгорания
ББК 31.365
Д23
УДК 621.43
А. С. Хачиян, К. А. Морозов, В. Н. Луканин,
В. И. Трусов, Д. Д. Багиров, Е. К. Кореи
Рецензенты:
кафедра теплотехники и тепловых двигателей
Харьковского института инженеров железнодорожного транспорта
(зав. кафедрой — д-р техн, наук, проф.,
заслуженный деятель науки и техники УССР А. Э. Симеон);
д-р техн, наук, проф. С. Г. Роганов
(.Московское высшее техническое училище).
Двигатели внутреннего сгорания: Учеб, для вузов по спец.
«Строительные и дорожные машины и оборудование» / Хачи-
ян А. С., Морозов К- А., Луканин В. Н. и др.; Под ред.
В. Н. Луканина. — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Высш, шк.,
1985. — 311 с., ил.
В пер.: 1 р. 20 к.
В учебнике рассмотрены теория двигателей внутреннего сгорания, кинематика,
динамика, уравновешивание двигателей, особенности их конструкции, системы пита-
ния, наддува, охлаждения, смазки, пуска. Специальные главы посвящены экологи-
ческим показателям, режимам иагрузки двигателей при работе на строительных и
дорожных машинах, методам подбора двигателей. Основное внимание уделено ди-
зелям. Во 2-м издании (I-е вышло в 1978 г.) отражены последние достижения науки
и практики двигателестроеиия и эксплуатации двигателей, дополнены сведения о
тепловых нагрузках, тепловой напряженности, токсичности и акустических показа-
телях дизелей.
2303020200—195
д--------_------
001(01)—85
122—85
ББК 31.365
6П2.24
© Издательство «Высшая школа», 1978
© Издательство «Высшая школа», 1985, с изменениями'
ПРЕДИСЛОВИЕ
В учебнике изложены основы теории рабочих процессов, систем,
динамики и конструкции двигателей внутреннего сгорания. Учебник
составлен в соответствии с разделом курса «Автомобили, тракторы и
двигатели внутреннего сгорания» для высших учебных заведений по
специальности 0511 «Строительные и дорожные машины и оборудова-
ние», посвященным собственно двигателям внутреннего сгорания.
Основное внимание в данном учебнике уделено дизелям, потому что
они наиболее полно отвечают требованиям, предъявляемым строитель-
ными и дорожными машинами к энергоагрегату. Кратко рассмотрены
особенности работы карбюраторных двигателей, поскольку их широко
используют на грузовых автомобилях, обслуживающих строительство,
и некоторых дорожно-строительных машинах.
В отличие от ранее изданных учебников по двигателям внутреннего
сгорания в данном учебнике значительное внимание уделено изложе-
нию материала о режимах работы и подборе двигателей для строи-
тельных и дорожных машин, а также экологическим показателям.
Во второе издание включены сведения о конструкции и надежности
двигателей. Один из параграфов посвящен тепловым нагрузкам и теп-
ловой напряженности деталей. Приводимый материал ограничивается
сведениями, необходимыми инженерам, занимающимся конструирова-
нием, эксплуатацией и ремонтом строительных и дорожных машин.
Материал между авторами распределен следующим образом:
А. С. Хачиян — предисловие, введение, § 2.5—2.7 (за исключением
сведений по смесеобразованию и сгоранию в карбюраторных двигате-
лях), гл. 3 (за исключением анализа влияния основных факторов на
индикаторные показатели карбюраторных двигателей), гл. 6, 7 (кроме
сведений по характеристикам карбюраторных двигателей); К. А. Мо-
розов— § 1.1, 2.1—2.3. сведения о смесеобразовании и сгорании в
карбюраторных двигателях в § 2.5 и 2.6, анализ влияния основных
факторов на индикаторные показатели карбюраторных двигателей в
§ 3.1, , § 4.1, 4.2 и 5.2 а также сведения о характеристиках карбюра-
торных двигателей в гл. 7; В. Н. Луканин — § 4.3, 4.4, гл. 8, § 9.1 и
9.2; В. И. Трусов — § 1.2, 2.4, 5.1; Д. Д. Багиров — § 5.3 и гл. 10;
Е. К. Кореи — § 9.3, 9.4 и 9.5.
ВВЕДЕНИЕ
Двигатели внутреннего сгорания (д. в. с.) — наиболее распрост-
раненный тип тепловых двигателей. На их долю приходится более 8О?6
всей вырабатываемой в мире энергии. Благодаря компактности, высо-
кой экономичности, надежности, долговечности они используются во
всех областях народного хозяйства и являются единственным источни-
ком энергии на строительных и дорожных машинах, на которых при-
меняются в основном дизели автотракторного типа.
Первый поршневой д. в. с. был создан Ленуаром в 1860 г.
Двигатель работал по двухтактному циклу, имел золотниковое рас-
пределение, посторонний источник зажигания и потреблял в качестве
топлива светильный газ. В 1877 г. Н. О т т о построил газовый дви-
гатель, работающий по четырехтактному циклу с предварительным
(перед воспламенением) сжатием. Это обеспечило существенное повы-
шение экономичности по сравнению с двигателем Ленуара. Двигатели
Отто получили промышленное применение. В 1889 г. в России
И. С. Костов и чем был разработан двигатель, работавший на
жидком топливе (бензине) и предназначавшийся для установки на ди-
рижабле. Р. Дизель построил первый двигатель с воспламенени-
ем от сжатия в 1896 г. Первые работоспособные двигатели с воспламе-
нением от сжатия строились в России начиная с 1899 г.
Первые бескомпрессорные дизели конструкции Г.В. Тринкле-
р а были построены в России в 1901 г. Особенно примечательна конст-
рукция бескомпрессорного дизеля, разработанная русским инженером
Я. В. Мами н ы м для трактора в 1910 г. Наряду с развитием мото-
ростроения развивалась и теория д. в. с. В 1906 г. проф. МВТУ
В. И. Гриневецкий впервые разработал метод теплового рас-
чета двигателя, который в дальнейшем развили и дополнили
Н. Р. Б рил ин г, Е. К- М а з и и г, Б. С. Стечкин и др.
Особенно быстрое развитие получило отечественное моторостроение
после победы Великой Октябрьской социалистической революции.
В начале 30-х годов вступили в строй крупные тракторные заводы
им. Ф. Э. Дзержинского, Харьковский, Челябинский, явившиеся
базой выпуска дизелей, используемых на строительных и дорожных
машинах. После победы в Великой Отечественной войне в кратчайшие
сроки были восстановлены разрушенные тракторные заводы и построе-
ны новые — Алтайский, Владимирский, Липецкий, Минский и др.
На Ярославском автомобильном заводе было освоено производство
двухтактных дизелей, а в начале 60-х годов — семейства четырех-
тактных дизелей, получивших наряду с тракторными дизелями рас-
пространение на строительных и дорожных машинах. В настоящее вре-
мя основной базой выпуска автомобильных дизелей, используемых на
строительных и дорожных машинах, становится Камский автомобиль-
4
ный завод (проектная мощность 250 000 дизелей в год). В 1981 г. об-
щее число автотракторных двигателей внутреннего сгорания, исполь-
зуемых на строительных и дорожных машинах, составило около 200 000.
Одновременно с ростом выпуска шло непрерывное улучшение всех
технико-экономических показателей дизелей. Можно отметить, в част-
ности, переход в послевоенные годы на дизели с камерой сгорания в
поршне, обеспечивший резкое повышение экономичности и пусковых
качеств. Совершенствование конструкции, материалов и технологии
изготовления позволило в годы девятой и десятой пятилеток в нес-
колько раз увеличить моторесурс автотракторных дизелей. Достигнуто
это при одновременном заметном увеличении удельной мощности дизе-
лей в результате увеличения частоты вращения, а в течение последних
лет — и применения наддува.
Наряду с коллективами тракторных и моторных заводов в усовер-
шенствование автотракторных двигателей весомый вклад внесли науч-
но-исследовательские и проектные институты, а также коллективы
ряда ведущих кафедр учебных институтов.
Перед моторостроительной промышленностью в настоящее время
стоят большие и важные задачи. Наряду с увеличением агрегатных
и удельных мощностей, улучшением экономичности, пусковых ка-
честв намечены дальнейшее повышение надежности и износостойкости,
реализация принципов многотопливности, снижение шумоизлучения и
токсичности отработавших газов. Последнее особенно важно для дви-
гателей машин, работающих в крупных населенных пунктах и карье-
рах с ограниченной естественной вентиляцией.
Д. в. с. классифицируют по ряду признаков:
по способу осуществления газообмена — двух- и четырехтактные,
с наддувом и без него:
по способу воспламенения — с воспламенением от сжатия (дизели)
и с принудительным зажиганием (искровым или факельным);
по способу смесеобразования — с внешним* и внутренним смесе-
образованием;
по роду применяемого топлива — легкого, тяжелого, газообразно-
го, смешанного и многотопливные;
по способу охлаждения — с жидкостным и воздушным охлаждени-
ем;
по способу регулирования мощности при неизменной частоте вра-
щения — с качественным, количественным** и смешанным регулиро-
ванием;
по расположению цилиндров — однорядные с вертикальным, го-
ризонтальным и наклонным расположением; двухрядные (в том числе
с V-образным и оппозитным расположением), звездообразные;
* Отметим определенную условность термина «внешнее смесеобразование»
в связи с тем, что практически во всех двигателях смесеобразование в той или
иной мере продолжается внутри цилиндра.
** Отметим определенную условность термина «количественное регулиро-
вание» в связи с тем, что наряду с количеством смеси изменяется обычно и ее
состав, т. е. качество.
5
по назначению — стационарные, наземно-транспортные, судовые,
авиационные.
На строительных и дорожнык машинах применяют в основном
транспортные четырехтактные дизели, без наддува и с наддувом, имею-
щие жидкостное и воздушное охлаждение. Наиболее широко применя-
ется однорядное вертикальное расположение цилиндров при их числе
от двух до шести. Получают распространение V-образные конструкции
с числом цилиндров 8, 10, 12. Применяют также питаемые бензином
двух- и четырехтактные двигатели с искровым зажиганием, жидкост-
ным и воздушным охлаждением. По типу используемой системы пита-
ния их называют карбюраторными двигателями. В учебнике карбюра-
торные двигатели рассмотрены на базе двигателей грузовых автомоби-
лей, которые широко используются при строительных работах.
В настоящее время ведутся работы по использованию в двигателе
внутреннего сгорания газового конденсата, природного и сжиженного
газов, спиртов и водорода. Ведется разработка компаундных установок,
в состав которых входят дизель с наддувом без системы охлаждения с
повышенной энергией отработавших газов и силовая турбина, работаю-
щая на части энергии этих газов. Установки характерны высокой
экономичностью, многотопливностью, малыми шумоизлучением и дым-
ностью отработавших газов.
Для строительных и дорожных машин требуются двигатели мощ-
ностью 2,9 — 730 кВт. Они длительное время эксплуатируются на
режимах, близких к номинальному, при значительном и непрерыв-
ном изменении внешней нагрузки, повышенной запыленности воздуха,
нередко безгаражном хранении машин и в существенно различных
климатических условиях. Основной целью излагаемого курса является
вооружение будущих специалистов суммой базовых знаний, необходи-
мых для рационального подбора и эксплуатации двигателей автотрак-
торного типа на строительных и дорожных машинах. Это обеспечит
решение задач, поставленных Коммунистической партией и Советс-
ким правительством перед отраслью — обеспечение высокого качества
работ при минимальных затратах сырья и трудовых ресурсов.
ГЛАВА 1
ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
И ЭЛЕМЕНТАРНЫЕ РЕАКЦИИ СГОРАНИЯ ТОПЛИВА
§ 1.1. Термодинамические циклы поршневых
двигателей внутреннего сгорания
Процессы преобразования теплоты в работу могут осуществляться
в различных тепловых двигателях, одним из которых является поршне-
вой д. в. с.
Термодинамический (идеальный) цикл — обратимый круговой про-
цесс, в котором теплота превращается в работу с минимальными поте-
рями, неизбежными согласно второму закону термодинамики.
Анализ термодинамических циклов поршневых д. в. с. проводится
при допущениях, что: 1) в течение всего цикла ни химический состав,
ни количество рабочего тела (газа) не изменяются: 2) процессы сжатия
и расширения осуществляются адиабатно; 3) теплоемкость рабочего
тела не зависит от температуры. Процессы сгорания и газообмена, про-
исходящие во время работы реального поршневого двигателя, при рас-
смотрении термодинамических циклов заменяются процессами подво-
да и отвода теплоты. Условия анализа термодинамических циклов та-
ковы, что получаемые расчетные значения их показателей представля-
ют собой некоторый наивысший предел, к которому могут лишь при-
ближаться показатели действительных циклов в зависимости от степе-
ни их совершенства.
Показателем экономичности термодинамического цикла является
термический к. п. д. ц (, представляющий собой отношение количества
теплоты, превращенной в работу цикла, к количеству теплоты, сооб-
щенной рабочему телу:
Vt = Hqi = (71— I 72 1 У71 = 1 — 1 72 I /71. (1.1)
где сц — количество теплоты, сообщенной 1 кг газа, Дж/кг; \р->\ —
количество теплоты, отведенной от 1 кг газа, Дж/кг; I = qt — I72; —
количество теплоты, превращенной в работу, Дж/кг.
Другим важным показателем термодинамического цикла является
его удельная работа, или среднее давление р t, т. е. работа цикла L
(Дж), отнесенная к рабочему объему V/t (м3), определяемому разностью
полного объема цилиндра Va и камеры сжатия Vc-
Pt^LI{Va~Vc)=LlVh.
Чем больше давление р t, тем меньше при данной работе цикла раз-
меры цилиндра, а значит, могут быть меньше размеры и вес двигателя.
Цикл со смешанным подводом теплоты. Такой цикл служит прото-
типом действительного цикла дизеля. Как показано на рис. 1.1, в ко-
7
Рис. 1Л. Термодинамический цикл со
смешанным подводом теплоты
ординатах р — V и Т — s после
адиабатного сжатия 1 кг газа
(ас) к нему подводится при пос-
тоянном объеме теплота q$cz'),
а затем при постоянном давле-
нии теплота q”1(z'z). Далее газ
адиабатно расширяется (zb),
после чего при постоянном объ-
еме от него отводится теплота
qz(ba). Для осуществления тако-
го цикла требуются два хода
поршня, причем существенно,
что теплота q1 подводится час-
тично при V = const, когда
поршень находится в верхней
мертвой точке (в. м. т.), а частич-
но при р = const, в связи с чем
этот цикл и называют циклом со
смешанным подводом теплоты.
При анализе термодинамиче-
ских циклов поршневых д. в. с. обычно используют следующие ха-
рактеристические параметры: $ степень сжатия е= Vo/Vc — от-
ношение объемов в начале Va и в конце V с сжатия; 2) степень по-
вышения давления X = р Jp с — отношение максимального давления
цикла рг к давлению рс в конце сжатия: 3) степень предварительного
расширения р= V J\' с — отношение объемов в конце подвода теп-
лоты V'z и в конце сжатия Vc; 4) степень последующего расширения
8 = Vb/Vz— отношение объемов в конце расширения Vb и в конце
подвода теплоты Vг. Три из этих параметров связаны между собой
соотношением е = р8.
Из термодинамики известно, что термический к. п. д. и среднее
давление цикла со смешанным подводом теплоты соответственно будут
XPfe — 1
= 1--------1------------------------,
* Efe-1 X—1-h feX (Р — 1)
(1.2)
k
Pt--7— ~Ц- (1.3)
k — 1 e — 1
где k — показатель адиабаты.
Влияние степени сжатия на к. п. д. т]( иллюстрирует рис. 1.2, из
которого следует, что с ростом е к. п. д. никла увеличивается. Это про-
исходит потому, что при повышении е и неизменном значении q't и
q"} возрастает степень последующего расширения 6, а, как известно,
превращение теплоты в работу происходит в процессе расширения га-
за. Важно подчеркнуть, что темп роста к. п. д цикла с увеличением
е замедляется, поэтому при достаточно высокой степени сжатия даль-
нейшее ее повышение относительно мало сказывается на выигрыше в
значении т|г.
Использование рабочего тела с большей теплоемкостью, что рав-
8
позначно понижению показателя
k, приводит к уменьшению т](.
В цикле со смешанным подво-
дом теплоты qA — q\ + cf'i, и если
при данном значении qr увеличить
теплоту 7'1; сообщаемую при пос-
тоянном объеме, то соответственно
возрастет X, а теплота q'\ и связан-
ная с ней степень предварительно-
го расширения р уменьшаются. Это
значит, что степень последующего
расширения 8 будет больше, поэто-
му и к. п. д. цикла возрастет.
Работа цикла численно равна (с
учетом масштабов) площади, огра-
ниченной в координатах р — V гра-
фиками процессов, составляющих
цикл (например, площадь acz'zba
на рис. 1.1). Из выражения (1.1)
получаем, что работа цикла I =
Рис. 1.2. Зависимость термического
к. п. д. смешанного цикла от сте-
пени сжатия:
------при К—const; ------ при con st
(цифры у кривых указывают значения А.
и р)
= т] tqv Следовательно, при одинаковом количестве теплоты а1
работа цикла и пропорциональное этой работе среднее давление
определяются значением т] (. Поэтому чем больше значения хара-
ктеристических параметров цикла е, k, А, и 8, тем выше среднее
Рис. 1.3. Термодинамический цикл с под-
водом теплоты при постоянном объеме
давление pt.
Таким образом, для повышения экономичности и удельной работы
цикла со смешанным подводом теплоты выгодно увеличивать долю
теплоты, подводимой при постоянном объеме, и соответственно умень-
шать долю теплоты, сообщаемой при постоянном давлении. Чем даль-
ше от в. м. т. происходит сообщение теплоты, тем в меньшей степени
она превращается в механическую энергию. Естественно, что при уве-
личении q\, как и в случае роста е, растут давления в цикле, что на-
кладывает известные ограничения на использование этих путей для
улучшения основных показателей цикла.
Сказанное не означает, что ц f и р t всегда возрастают одновременно.
Так, пусть 91 повышается
только за счет теплоты cf\.
В этом случае степень расши-
рения 8 и к. п. д. п t пони-
зятся, а увеличение р при
А = const, естественно, при-
ведет к росту среднего давле-
ния р t.
Цикл с подводом теплоты
при постоянном объеме. Этот
цикл является прототипом
действительного цикла кар-
бюраторного двигателя и со-
стоит из адиабат сжатия (ас)
9
и расширения (zb) и изохор с подводом (cz) и отводом (Ьа) теплоты
(рис. 1.3). Так как теплота в данном цикле сообщается только при
V = const, то его можно рассматривать как частный случай цикла
со смешанным подводом теплоты и тогда при р = 1 из (1.2) и (1.3)
получим
= 1 — 1 /е* г,
k — 1 г — 1
(1.4)
(1-5)
В цикле с подводом теплоты при V = const степень сжатия е = 8,
поэтому к. п. л. т] ( от степени повышения давления X не зависит. Вли-
яние остальных параметров на tj, и р t этого цикла такое же, как в
цикле со смешанным подводом теплоты. Например, на рис. 1.4 показа-
на зависимость к. п. д. рассматриваемого цикла от степени сжатия
при различных значениях k. На основании такого характера функции
т] t — /(Е) можно сделать важный вывод: так как степень сжатия в кар-
бюраторных двигателях относительно невелика (для двигателей строи-
тельных машин и грузовых автомобилей е гД 7), то увеличение е яв-
ляется эффективным способом улучшения их показателей.
Сравнение термодинамических циклов при одинаковых значениях
е и qj. Анализ термодинамических циклов позволяет выявить их специ-
фические особенности и показать, какой из циклов имеет преимущест-
во перед другими в тех или иных условиях осуществления.
На рис. 1.5,о в координатах Т — s два термодинамических цикла
совмещены при условии, что для них степень сжатия е, подведенная
теплота q1 и начальное состояние рабочего тела (точка а) одни и те же.
В соответствии с условиями сравнения адиабата сжатия (ас) для этих
циклов едина. Так как теплота одинакова, то на основании (1.1) тот
из циклов имеет больший к. п. д., для которого абсолютное количест-
Рис. 1.4. Зависимость
термического к. л. д. с
подводом теплоты при
постоянном объеме от
степени сжатия:
/ — при &=1,4. 2 — при =
= 1.3; 3 — при /г = 1.2
Рис. 1.5. Сравнение термодинамических
циклов:
а — при одинаковых величинах Е и 47ц б — при
одинаковых максимальных (7г, рг) и минималь-
ных (Та, ра) температурах и давлениях рабочего
тела
10
во отводимой теплоты |<?21 имеет меньшее значение. Нетрудно заметить,
что имеет место следующее соотношение площадей, численно равных
соответствующим количествам теплоты |дг|: пл. 1аЬ2<С пл. \ab}3 или
|дг|г< 1<721смеш, а значит, т] tV > т|(смеш. Таким образом, при одной и
той же степени сжатия е наибольший к. п. д. будет в цикле с под-
водом теплоты при V = const, так как в нем вся теплота подводится в
в. м. т. и степень расширения 8 имеет наибольшее ее значение. В этом
же цикле получаются самые высокие температура Т z и давление рг
рабочего тела.
Сравнение термодинамических циклов при одинаковых максималь-
ных (Tz, р2) и минимальных (Та, ра) температурах и давлениях рабоче-
го тела. Из рис. 1.5,6 видно, что в цикле aczb теплота подводится
при V ~ const, а в цикле acpz'zb — по смешанному закону. Пл. 1аЬ2
численно равна теплоте I72I, одинаковой для сравниваемых циклов.
Cj едсвательно, в соответствии с (1.1) в условиях данного сравнения
к. п. д. цикла тем больше, чем больше подведенная теплота </г. Из гра-
фиков, изображенных на рис. 1.5,6, следует, что пл. 1сг2 < пл. lc:z‘z2,
или qlV < 91Смеш> поэтому т] л-' <1]/смеш- Чтобы объяснить получен-
ный результат, воспользуемся известной зависимостью термического
к. п. д. цикла с адиабатными процессами сжатия и расширения от
среднеинтегральных температур* процессов подвода Т'ср и отвода
Т"ср теплоты:
= 1 Т.р/Тср .
Для циклов, показанных на рис. 1.5,6, температура Т"ср в про-
цессе отвода теплоты (Ьа) одинакова, а температура Т'ср, как следует
из сравнения кривых cz и cpz'z, имеет меньшее значение в цикле с
подводом теплоты при V = const, чем в цикле со смешанным подводом
теплоты. Заметим, что в такой же последовательности, в какой возрас-
тают значения т] t и Т'ср, увеличивается и степень сжатия в рассматри-
ваемых циклах, т. е. ev< есмив. Это следует из того, что при Та =
= const соотношение зависящих от е температур конца сжатия харак-
теризуется неравенством TC<Z ТС1 (рис. 1.5,6).
Термодинамические циклы поршневых д. в. с. с наддувом. Одно из
основных направлений в развитии поршневых д. в. с. заключается в
увеличении их мощности путем соответствующего повышения средне-
го давления цикла.
Анализ зависимости (1.3) и (1.5) показывает, что в термодинамичес-
ких циклах среднее давление pt станет больше, если повысить началь-
ное давление ра. Увеличение этого давления в двигателях достигается
с помощью подачи в цилиндры воздуха под избыточным давлением.
Такой метод увеличения мощности двигателя называют наддувом.
В цикле (рис. 1.6,а) после адиабатного расширения в цилиндре
(процесс zb) газы направляются в турбину, где продолжают расширять-
* Среднецнтегральная температура любого политропного процесса 1—2
равна (Т2 — 71il)//n(71il/7’2), т. е. зависит только от начальной и конечной Т.2
температур процесса.
11
Рис. 1.6. Термодинамические циклы со смешанным подводом теплоты и с над-
дувом:
а — с продолженным расширением; б — с постоянным давлением газов перед турбиной
ся также адиабатно (bf) и при этом совершают работу. Затем при пос-
тоянном давлении от газов отбирается теплота q2 (процесс fm). Сжа-
тию воздуха в компрессоре соответствует адиабатный процесс та.
Рассматриваемый круговой процесс называют циклом с продолженным
расширением.
Особенность этого способа наддува заключается в работе турбины
при переменном давлении на входе, т. е. в использовании кинетичес-
кой энергии газов, отработавших в цилиндре поршневого двигателя.
Такую систему наддува называют импульсной. В реальных условиях
осуществление импульсной системы наддува затрудняется организа-
цией работы турбины при переменных давлении и скорости газа.
Более простым и распространенным является способ газотурбинно-
го наддува при постоянном давлении перед турбиной (рис. 1.6,6).
После окончания расширения газов в цилиндре от них при постоянном
объеме отводится теплота q2 (процесс Ьа), затем используемая в газо-
вой турбине, на входе в которую давление поддерживается постоянным
(линия аг). Адиабатное расширение газов в турбине изображено линией
г/. Затем теплота отводится при р = const (линия ftn). Адиабатное
сжатие воздуха в компрессоре происходит по линии та. Термический
к. п. д. цикла с постоянным давлением газа на входе в турбину ниже,
чем при импульсной системе наддува. В заключение рассмотрения тер-
модинамических (идеальных) циклов следует отметить, что большей
степенью приближения к действительным циклам характеризуются
теоретические циклы поршневых д. в. с.
Теоретическим называют незамкнутый необратимый цикл, который
осуществляется реальным рабочим телом переменного состава. При
анализе теоретических циклов в соответствии с принимаемыми допуще-
ниями оказывается возможным учесть потери из-за изменения тепло-
емкости в зависимости от температуры, диссоциации газов, теплообме-
на со стенками и т. д. Естественно, что к. п. д. теоретического цикла
меньше, чем соответствующего термодинамического.
12
§ 1.2. Топливо, топливовоздушные смеси
и продукты их сгорания
Топливо и его физико-химические свойства. В действительных
циклах подвод теплоты осуществляется в результате сгорания топлива
непосредственно в цилиндре двигателя. В качестве окислителя исполь-
зуют кислород воздуха, с которым топливо образует топливовоздушные
смеси.
В двигателях строительных и дорожных машин применяют жидкие
топлива, получаемые в результате переработки нефти. К ним относятся
дизельные топлива, бензины, а также топлива утяжеленного фракцион-
ного состава и газовые конденсаты. Эти виды топлив представляют со-
бой смеси различных углеводородов: парафины С„Н2„+2, нафтены
C„H2jl, ароматические С„Н2п_6 и С„Н2„_12 и др. Число атомов углеро-
да, входящих в молекулы в дизельном топливе, доходит до 30, в бен-
зине — до 5—12.
Осуществление процесса сгорания в двигателе предъявляет опреде-
ленные требования к физическим и химическим свойствам топлива.
В ряде случаев эти требования могут быть различны при использова-
нии топлива в дизеле или карбюраторном двигателе. Физические свой-
ства топлива, такие, как вязкость, плотность, поверхностное натяже-
ние, сжимаемость, фракционный состав и др., влияют на процессы
подачи топлива, его распиливание и образование топливовоздушных
смесей. Химические свойства топлива определяются структурой моле-
кул и характеризуют прочность внутримолекулярных связей. Для ди-
зельного топлива основным качеством является легкость воспламене-
ния при соприкосновении с воздухом, имеющим высокую температуру.
Воспламеняемость топлив оценивается цетановым числом (Ц. Ч.);
чем выше Ц. Ч., тем менее стойки к окислению молекулы топлива и
тем легче оно воспламеняется. Ц. Ч. данного топлива характеризу-
ется процентным содержанием цетана (С16Н34, Ц. Ч. = 100) в смеси с
а-метилнафталином (С10Н7СН3, Ц. Ч. = 0), имеющим тот же период
задержки воспламенения, что и испытуемое топливо.
В карбюраторных двигателях в отличие от дизелей не должно
протекать интенсивного окисления молекул топлива в процессе
сжатия в объемах цилиндра, не охваченных пламенем, в противном
случае сгорание будет иметь взрывной характер (детонационное
сгорание), отрицательно сказывающийся на работоспособности,
экономичности и мощности двигателя. Детонационная стойкость
топлива оценивается октановым числом (О. Ч.).
Октановое число численно равно процентному содержанию (по
объему) изооктана в смеси с Н-гептаном, эквивалентным по детонаци-
онным свойствам бензину при испытаниях на специальном одноцилинд-
ровом двигателе. Повышение О. Ч. соответствует большей детонаци-
онной стойкости топлива. Более прочные внутримолекулярные связи
имеют молекулы с замкнутой кольцевой структурой углеводородов.
Непредельные, ненасыщенные молекулы не являются стойкими и мо-
гут окисляться даже при температурах окружающей среды.
При сгорании топлива в цилиндре двигателя не должно образовы-
13
ваться веществ, вызывающих значительные коррозионные и механичес-
кие износы деталей и отложения в камере сгорания. Один из недостат-
ков топлив, содержащих ароматические углеводороды, — интенсив-
ное нагарообразование в камере сгорания. Химические свойства топ-
лива можно изменять, добавляя соответствующие присадки. Наиболее
широко применяют антидетонационные присадки, повышающие О. Ч.
Физические и химические свойства топлива должны удовлетворять
требованиям массовой эксплуатации двигателей в различных климати-
ческих условиях. Топливо не должно застывать при низких темпера-
турах (до t = —60° С), образовывать паровые пробки в топливопрово-
дах при температуре др t = +50°. Оно должно быть нетоксичным, лег-
ко транспортабельным и т. д. Основные физические и химические свой-
ства топлив регламентируются соответствующими ГОСТами. Некото-
рые основные показатели топлив, их Ц. Ч. и О. Ч. приведены
в табл. 1.1.
Таблица 1.1
Топливо
дизельное бензин
Параметры
Плотность при 20гС, кг/м3 Молярная масса р.т, кг Кинематическая вязкость при 20°С, 106 м2/с . . Средний коэффициент сжимаемости при р=50 МПа 820—870 180—200 1,5—8,0 720—780 110—120 0,5—0,7
и t = 20°С, 109 м2/Н 0,65 1,17
Характерные температуры, °C: начало кипения 180—200 35
конец кипения 330—360 185—195
выкипание 50% 240—290 100—125
Коэффициент поверхностного натяжения при / = 20°С, 10s Н/м 28—30 21—22
Цетановое число 45—50 25—30
Октановое число — 66—93
Элементарный состав и реакции сгорания топлив. Поскольку топ-
лива включают в себя молекулы различных углеводородов, принято
задавать их состав массовым (или объемным для газообразных топлив)
содержанием основных элементов. В состав жидкого топлива входят
углеродС, водород Н, кислород О, сера S, азот N и др. Некоторые из
них могут вноситься в топливо только в виде химических соединений
(присадок), добавляемых, как было указано выше, для придания топ-
ливу определенных качеств. Например, при применении антидетона-
ционных присадок в состав топлива могут вводиться такие элементы,
как свинец, марганец, железо и др. Основными элементами, которые
принимают во внимание при расчете реакций сгорания, являются уг-
лерод, водород и кислород топлива. Наличием остальных элементов
обычно пренебрегают. Тогда, обозначая массовое содержание этих эле-
ментов их символами, для 1 кг топлива можно написать
С + Н + О = 1 кг.
14
Химические реакции сгорания углерода и водорода позволяют рас-
считать теоретически необходимое количество кислорода для сгорания
1 кг топлива и количество получаемых при этом продуктов сгорания.
Расчет реакции сгорания углерода показывает, что на С кг углерода,
содержащихся в топливе, затрачивается 8/3С кг (С/12 кмоль) кислоро-
да и получается 11/3С кг (С/12 кмоль) углекислого газа. Соответственно
из реакции сгорания водорода находим, что на Н кг водорода расходу-
ется 8Н кг (Н/4 кмоль) кислорода и получается 9Н кг (Н/2 кмоль)
водяного пара.
Кислород, необходимый для сгорания, берется из топлива и возду-
ха. Теоретически необходимое количество воздуха для полного сгора-
ния 1 кг топлива (кг)
10 = (1 /0,23) [(8/3) С + 8Н — О)],
в киломолях
Lo = (1/0,21) (С/12 + Н/4 —0/32).
Элементарный средний состав дизельного топлива и бензина, а
также значения /о и Lo приведены в табл. 1.2.
Таблица 1.2
Параметры Топливо
дизельное бензин
Элементарный состав по массе; С Н О Низшая теплота сгорания топлива Ни, кДж/кг . . . Теплота сгорания тс пливовоздушной смеси Нсм при а =1,0, кДж/кмоль* Теоретически необходимое количество воздуха для пол- ного сгорания 1 кг топлива: й>> кг LB, кмоль Число кмолей продуктов сгорания (М2) я=1 0,870 0,126 0,004 42 500 86 000 14,45 0,496 0,527 0,855 0,145 44 000 83 900 14.96 0,516 0,548
* Смысл а раскрыт в формуле (1.6).
Коэффициент избытка воздуха. Количество воздуха, участвующее
в процессе сгорания, может быть больше или меньше теоретически не-
обходимого для полного сгорания топлива.
Отношение количества воздуха, участвующего в процессе сгорания,
к теоретически необходимому для полного сгорания топлива называ-
ют коэффициентом избытка воздуха'.
а. = Z/Zo = ULtl, или а = GB/(Z0GT), (1.6)
где I, L — соответственно масса и число киломолей воздуха, участвую-
щих в сгорании 1 кг топлива; GB — масса воздуха, участвующая в сго-
рании Gr кг топлива.
15
Из (1.6) следует, что при а » 1,0 воздуха больше, чем это теорети-
чески необходимо для полного сгорания топлива. Такую смесь топлива
с воздухом называют бедной (топливом). Состав смеси при а = 1,0
называют стехиометрическим. Если воздуха недостаточно для полно-
го сгорания топлива, т. е. a<Z 1,0, то смесь называют богатой. В ди-
зелях всегда используют бедные смеси (а => 1,0). В двигателях с ис-
кровым зажиганием применяют бедные, богатые и стехиометрические
смеси (ай-_ 1,0). Формула (1.6) позволяет оценить отношение масс
топлива и воздуха в смеси GT/GB = 1/(а/о). В дизеле, например, при
а = 1,4 масса топлива меньше массы воздуха в 20 раз. Коэффициент
избытка воздуха — одна из важных характеристик топливовоздупной
смеси. От величины а, как будет показано далее, зависят состав про-
дуктов сгорания и выделяющееся количество теплоты.
Число киломолей и состав смеси, поступающей в цилиндр двигате-
ля. Число киломолей смеси, поступающей в цилиндр, обозначим
Мг. В дизеле топливо подается непосредственно в цилиндр, поэтому
поступающий заряд состоит из воздуха. Число киломолей воздуха,
участвующее в сгорании 1 кг топлива, определяют из (1.6):
M1==L = aL0. (1.7)
В карбюраторных двигателях смесь топлива с воздухом приготов-
ляется вне цилиндров и киломоли смеси включают в себя киломоли
воздуха и топлива:
= aL0 1/рт, (1.8)
где рт — молярная масса топлива.
Состав продуктов сгорания топливовоздушной смеси. Состав про-
дуктов сгорания рассчитывают в киломолях. Число киломолей про-
дуктов сгорания обозначим ТИг. Состав продуктов сгорания зависит от
коэффициента избытка воздуха, поэтому расчет необходимо выполнять
отдельно для а > 1 и а > 1.
Состав продуктов сгорания при а 1. Прини-
мают, что при а » 1,0 происходит полное сгорание топлива. Тогда
при сгорании углерода образуется углекислый газ, а при сгорании во-
дорода — водяной пар. Кроме того, продукты сгорания будут содер-
жать атмосферный азот и избыточный кислород:
= Мео, + Л4НеО + /4N> 4- .
Из расчета реакций сгорания находим число киломолей углекис-
лого газа и число киломолей водяного пара, образовавшихся при сго-
рании 1 кг топлива:
Л1СОг = С/12, MHso = Н/2.
При расчетах принимают , что при сгорании атмосферный азот не
вступает в реакцию с кислородом и его содержание равно числу кило-
молей в воздухе^ участвующем в сгорании:
Mn, = О,79аТо-
Избыточный кислород определяется как разность между кислоро-
дом воздуха, участвующим в сгорании, и теоретически необходимым
для полного сгорания 1 кг топлива:
МСг = 0,21aLo — 0,21LO = 0,21 (а — 1) Lo.
Просуммировав значения киломолей газов, составляющих про-
дукты сгорания, и сделав соответствующие преобразования, получим
М2 = aL0 + Н/4 + 0/32. (1.9)
Для стехиометрического состава смеси а = 1, тогда
(/И2)п_। = + Н/4 0/32.
Добавим и вычтем в (1.9) величину Lo, тогда число киломолей про-
дуктов сгорания
M2 = L0 + Н/4 + 0/32 + (а — 1) Lo = (/Иа)о=1 + (« — 1) Lo. (1.10}
Последний член (1.10) представляет собой избыточный воздух. Та-
ким образом, число киломолей продуктов сгорания складывается из
числа киломолей продуктов сгорания при а = 1 и избыточного возду-
ха, не участвовавшего в сгорании топлива. Значение (Иг)^ приве-
дено в табл. 1.2.
Следует отметить, что при сгорании топливовоздушной смеси даже-
в случае избытка воздуха (а » 1,0) полного (совершенного) сгорания
топлива не происходит. В дизеле этому способствует наличие пере-
обедненных или переобогащенных зон, возникающих из-за неравномер-
ного распределения топлива по объему камеры сгорания, а также мед-
ленное горение смеси в пристеночных слоях. В продуктах сгорания
поэтому содержатся в небольших количествах оксид углерода, угле-
водороды, сажа и другие компоненты неполного сгорания топлива.
Совершенство сгорания топлива при а >1,0 оценивают по резуль-
татам газового анализа отработавших газов (О. Г.). При расчетах
обычно наличием несовершенного сгорания топлива при а 1,0 пре-
небрегают.
Состав продуктов сгорания при а < 1,0. Г азо-
вый анализ показал, что в случае богатой смеси из-за недостатка кис-
лорода и неполного сгорания углерода и водорода в продуктах сгора-
ния наряду с СОг, НгО и № содержатся СО и Нг. При этом отношение
числа киломолей водорода к киломолям оксида углерода, которое обо-
значим k, зависит от отношения содержания масс водорода и углерода
в топливе, т. е. от Н/С. По опытным данным, для бензина с 4/С=0,174-
4-0,19 получено
k = Мн,/Мео = 0,45 4- 0,5.
Следовательно, при а< 1,0 продукты сгорания состоят из киломо-
лей следующих газов:
/И8 = /Исо, + /Исо + /Ин2о + Л4Не -f- MNj.
Из реакции сгорания углерода с образованием СОг и СО следует,
что на получение молекул этих газов затрачивается одинаковое число
17
атомов углерода и на каждый киломоль углерода образуется киломоль
СОг или СО. Поэтому суммарное число киломолей этих газов равно
количеству киломолей сгорающего углерода. В 1 кг топлива содержит-
ся С/12 кмоль углерода, который при сгорании дает суммарное коли-
чество Исо2 + Л4Со, т. е.
Л*сог 4- Л4со = С/12.
Аналогичные рассуждения для водяного пара и водорода позволя-
ют написать
Л1н2о + Л4Н, = Н/2.
Содержание азота, так же как и при а > 1,0,
Л4К = 0,79aLfi.
Зная значения числа киломолей компонентов, находим суммарное
количество продуктов сгорания:
Л42 = С/12+ Н/2 + 0,79aLo. (1.11)
Приведенных уравнений, однако, недостаточно для расчета числа
киломолей всех пяти газов, составляющих продукты сгорания. До-
полнительным уравнением является баланс расходуемого кислорода.
Девая часть этого уравнения дает сумму числа киломолей кислорода,
затраченного на образование СОг, СО и НгО. Правая часть содержит
сумму киломолей кислорода воздуха и топлива, участвующих в сгора-
нии:
Л4Со2 + Л4Со/2 4- Mtk0/2 = O,21aLo + 0/32.
Совместное решение уравнений, написанных для продуктов сгора-
ния при а < 1,0, позволяет определить число кило?лолей каждого газа:
.А4СО = 0,42 [(1 — а)/(1 + 6)]L0; Мсо, = С/12 — 0,42 Ц1 — а)/(1 +6)|L0;
Л1н2 = 0,426 [(1 -«)/(! 4-6)1 Ьо;
Л4н,о = Н/2 — 0,4261(1 — а)/( 1 + 6)) Д.
По мере обогащения смеси увеличивается число киломолей СО и
уменьшается СОг. Наконец, при значительном обогащении (а « 1,0)
весь углерод топлива сгорит в оксид углерода и углекислого газа не
образуется (Л4со2 = 0). Значение коэффициента избытка воздуха для
этого случая является минимально допустимым (предельным) ссП11П,
так как с дальнейшим увеличением содержания топлива в смеси в про-
дуктах сгорания появляется несгоревший углерод. Для бензина сред-
него состава (см. табл. 1.2) ctm,n » 0,5.
Следует отметить, что в процессе сгорания образуются и другие
вещества: оксиды азота, серы, соединения свинца и т. д. Этих веществ
в продуктах сгорания содержится по количеству немного, и учет их
образования не может существенно повлиять на величины Lo и Л4г.
Однако эти вещества наряду с оксидом углерода токсичны. Факторы,
влияющие на их образование, и методы снижения содержания токсич-
18
ных составляющих, возникающих при работе двигателя, рассмотрены
в гл. 2.
Химический коэффициент молекулярного изменения. В процессе
сгорания происходит изменение числа киломолей вещества, которое
принято характеризовать химическим коэффициентом молекулярного
изменения
р0 = = (Alj + \М)1М± = 1 + ДМ/М,,
где Д/И = /Иг — Мг — изменение числа киломолей в результате сго-
рания.
Для дизеля, воспользовавшись формулами (1.9) и (1.7), получим
ро = 1 + (Н/4 -р O/32)/(aL0). (1.12)
Для двигателя с искровым зажиганием при а> 1,0 с учетом (1.9)
и (1.8) расчетная формула имеет вид
Ио = 1 + (Н/4 + 0/32— l/pT)/(aL0 -|- 1/рт). (1-13)
В случае сгорания при а 1,0 число киломолей продуктов сгора-
ния определяют по (1.11), тогда после некоторых преобразований
Ио = 1 + [0,21 (1 — a)L0+ Н/4 + 0/32 - l/pT]/(aL0 + 1/рт). (1-14)
Из (1.12), (1.13) и (1.14) видно, что приращение числа киломолей
происходит в результате сгорания водорода и участия в реакциях окис-
ленного кислорода топлива. При а< 1,0 число киломолей продуктов
сгорания водорода и углерода (С/12 + Н/2) не изменяется в результате
образования СО и На. Число же киломолей израсходованного кислоро-
да воздуха (0,21оДо), содержащегося в юрючей смеси, будет меньше.
Поэтому Д/И при а < 1,0 превышает прирост числа киломолей при
а > 1,0.
Химический коэффициент молекулярного изменения при сгорании
жидких топлив ро > 1,0, так как 1 /рт < Н/4; он возрастает при умень-
шении коэффициента избытка воздуха (рис. 1.7, о, б).
Теплота сгорания топлива и топливовоздушной смеси. Количество
теплоты, выделяющееся при сгорании, характеризуют удельной теп-
лотой, т. е. теплотой, полу-
чаемой в результате полного
сгорания единицы массы (для
жидкого) или объема (для га-
зообразного) топлива. Тепло-
ту сгорания определяют в спе-
циальных калориметрических
установках путем сжигания
навески топлива и последую-
щего охлаждения продуктов
сгорания до начальной темпе-
ратуры. В этом случае полу-
чают теплоту сгорания Но, ко-
торая включает в себя теплоту
конденсации водяного пара.
Рис. 1.7. Зависимость химического ко-
эффициента молекулярного изменения-
от коэффициента избытка воздуха
19
В действительных циклах поршневых д. в. с. температура отрабо-
тавших газов, выбрасываемых в атмосферу в процессе выпуска, зна-
чительно превышает температуру конденсации водяного пара. Поэтому
принято пользоваться низшей теплотой сгорания Н„, которая меньше
Но на значение теплоты конденсации (удельной теплоты парообразова-
ния воды, получающейся в результате сгорания топлива).
Как уже указывалось, топливо образует с воздухом топливовоз-
душные смеси различного состава. Количество теплоты, выделяющееся
при сгорании 1 кмоля такой смеси, характеризует удельную теплоту
сгорания последней и обозначается /Усм. При а > 1,0 теплота сгора-
ния смеси
^см = ^Жр (1-15)
где для дизелей Мх = aLo, для карбюраторных двигателей Afj =
= aLo + 1 /р.т.
В случае недостатка воздуха (а < 1,0) имеет место химическая не-
полнота сгорания и выделившаяся теплота будет меньше На на вели-
чину Д/Ук (кДж/кг), которая может быть подсчитана по эмпирической
зависимости
ДДа= 114- 103(1—a)L0. (1.16)
Теплота сгорания смеси в этом случае
Дем = (Да - ДДи)1М1 = (Д« - ДДИ)/(«ЬО + 1 /!ЛТ). (1.17)
Из (1.15) и (1.17) видно, что с ростом коэффициента избытка воздуха
теплота сгорания смеси уменьшается.
Значения низшей теплоты сгорания для дизельного топлива и бен-
зина средних составов, а также смеси при а = 1 приведены в табл. 1.2.
ГЛАВА 2
ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ
§ 2.1. Общие положения
Действительным циклом поршневого д. в. с. называют комплекс
периодически повторяющихся процессов, осуществляемых с целью
превращения термохимической энергии топлива в механическую ра-
боту.
Изменение давления газа в цилиндре работающего двигателя опре-
деляют с помощью специального прибора — индикатора давления, а
получаемую при этом диаграмму в координатах давление — объем
{р — V) или давление — угол поворота коленчатого вала (р — <р)
называют индикаторной диаграммой.
Рассмотрим индикаторную диаграмму действительного цикла четы-
рехтактного дизеля (рис. 2.1,а). Этот цикл осуществляется за два обо-
рота коленчатого вала или четыре такта (хода поршня), во время кото-
рых в цилиндре происходят следующие процессы.
20
В.М.Т.
в.м.т
1. Процесс впуска воздуха начинается в точке а', соответствующей
началу открытия впускного клапана, когда поршень еще не дошел до
в. м. т. Заканчивается впуск в точке а", когда впускной клапан пол-
ностью закрылся, а поршень уже прошел н. м. т., поэтому общая дли-
тельность впуска <рЕП больше 180е — угла поворота коленчатого вала
(п. к. в.)- Среднее давление газов в цилиндре в течение впуска дейст-
вует по направлению движения поршня к н. м. т.; по значению оно
меньше атмосферного р0, которое препятствует движению поршня.
Следовательно, на осуществление процесса впуска необходимо затра-
тить энергию. Перед впуском камера сгорания заполнена продуктами
сгорания — остаточными газами, оставшимися от предыдущего цик-
ла. В конце впуска в цилиндре оказывается заряд, состоящий из смеси
воздуха с остаточными газами.
2. Процесс сжатия заряда происходит после окончания впуска
(точка а") и сопровождается повышением температуры и давления за-
ряда. При приближении поршня к в. м. т. в разогретый от сжатия за-
ряд под большим давлением начинает впрыскиваться топливо (точка
d). Угол между началом впрыска топлива и в. м. т. называют углом
опережения впрыскивания. В течение периода d — с' происходят разви-
тие топливных струй, прогрев, испарение и перемешивание топлива с
воздухом и другие процессы, предшествующие воспламенению топли-
ва за счет теплоты горячего заряда; этот отрезок времени называют
периодом задержки воспламенения.
3. Процесс сгорания начинается в точке с', когда на индикаторной
диаграмме наблюдается заметное повышение давления по сравнению с
тем, которое соответствует сжатию заряда (линия с' — с). В этот мо-
мент поршень на большинстве режимов работы двигателя еще не до-
21
ходит до в. м. т., а подача топлива форсункой продолжается. Во время
сгорания воздух и топливо образуют продукты сгорания, т. е. состав,
заряда в цилиндре изменяется. Момент окончания этого процесса мо-
жет находиться достаточно далеко после в. м. т. В течение процесса
сгорания температура и давление в цилиндре достигают наибольших
значений.
4. Процесс расширения совершается от точки z до точки Ь'. При
расширении происходит превращение тепловой энергии, выделившей-
ся в результате сгорания топлива, в механическую.
5. Процесс выпуска начинается в точке Ь', соответствующей нача-
лу открытия выпускного клапана. Заканчивается прсцесс в точ-
ке Ь", после того как поршень пройдет в. м. т. и выпускной клапан
закроется. При выпуске среднее давление газов в цилиндре во время
перемещения поршня от н. м. т. к в. м. т. действует против движения
поршня, по значению оно больше р0, поэтому на процесс выпуска
расходуется энергия.
Процессы, во время которых происходит смена рабочего тела, —
впуск и выпуск — называют процессами газообмена.
Во время осуществления всех процессов действительного цикла и
особенно при сгорании и расширении имеет место теплообмен между
газами и стенками цилиндра. Деление действительного цикла на про-
цессы несколько условно, так как между окончанием предшествующего
и началом последующего процессов нет четкой границы. Например,
начало процесса впуска совпадает по времени с окончанием выпуска
(участок а' — Ь").
Протекание действительного цикла четырехтактного карбюратор-
ного двигателя имеет следующие основные отличия от цикла дизеля:
в процессе впуска в цилиндр поступает горючая смесь, состоящая из-
воздуха и топлива, которая дозируется специальным устройством,
называемым карбюратором-, особенности способа смесеобразования,
свойства топлива и главным образом меньшая степень сжатия исключа-
ют самовоспламенение смеси в конце сжатия при нормальной работе
карбюраторного двигателя, поэтому для ее принудительного воспламе-
нения используется энергия электрической искры в конце про-
цесса сжатия за 15—50° до в. м. т.
Действительный цикл двухтактного двигателя осуществляется за
один оборот коленчатого вала, т. е. за два хода поршня (рис. 2.1,6).
Процессы сжатия, сгорания и расширения в двух- и четырехтактных
двигателях принципиальных отличий не имеют. Процессы же газообме-
на в двухтактных двигателях происходят при движении поршня
вблизи н. м. т., т. е. за существенно более короткий период времени,
чем в четырехтактных двигателях. Процесс впуска происходит под
действием перепада давления между давлением воздуха (или горючей
смеси) ps, создаваемым специальным продувочным насосом, и давлени-
ем газов в цилиндре р, т. е. когда ps > р. Иногда роль продувочного
насоса выполняют кривошипная камера и поршень двигателя.
Как показано на рис. 2.1,6, в конце процесса расширения (точка
Ь') открываются выпускные клапаны (или окна, расположенные в
нижней части цилиндра) и под действием избыточного давления часть
22
отработавших газов удаляется из цилиндра. Когда давление в цилинд-
ре окажется примерно равным давлению воздуха, подаваемого проду-
вочным насосом, поршень, перемещаясь к н. м. т., начнет открывать
продувочные окна (точка а') и поступающий через них воздух будет
заполнять цилиндр, вытесняя через выпускные клапаны отработавшие
газы, т, е. одновременно осуществляется очистка и наполнение цилинд-
ра (процесс продувки — наполнения). При этом часть поступающего
воздуха удаляется вместе с отработавшими газами. При движении
поршня от н. м. т. выпускные клапаны закрываются чаще всего одно-
временно с продувочными окнами (точка а"). В момент полного за-
крытия продувочных окон давление в цилиндре превышает атмосфер-
ное на величину, зависящую от давления, создаваемого продувочным
насосом. Начиная с точки а" происходит сжатие заряда и дальнейшее
протекание процессов сжатия, сгорания и расширения осуществляется
так же, как в четырехтактных двигателях.
Объем цилиндра Уп, соответствующий части хода поршня, на кото-
рой происходит газообмен, называют потерянным объемом. Сжатие
свежего заряда осуществляется при изменении объема на величину
Уй, называемую действительным рабочим объемом; последний связан
с геометрическим рабочим объемом цилиндра УЛ равенством Vft =
= Уй— Уп. Отношение ф = Vn/Vh называют долей потерянного объема
(на процессы газообмена). В зависимости от схемы продувки ф =
= 0,104- 0,25.
В двухтактных двигателях различают две степени сжатия, а именно
геометрическую е = (1'Л -|- Ус)/Ус и действительную е' = (Ц' 4- Ус)/
Ус, связанные между собой соотношением е = (е' — ф)/(1 — ф).
В двухтактных двигателях рабочий ход совершается за каждый оборот
коленчатого вала, при этом имеются потери части рабочего объема,
поэтому мощность оказывается приблизительно только в 1,5—1,7
раза больше, чем у четырехтактного, при одинаковых размерах ци-
линдра и частоте вращения вала.
По двухтактному циклу работают пусковые двигатели дизелей,
а также дизель-молоты и дпзель-трамбовки (см. гл. 9).
Как следует из рассмотрения протекания действительных циклов,
они отличаются от термодинамических тем, что:
1) периодически осуществляется смена рабочего тела, количество
которого в процессе газообмена изменяется. На осуществление газо-
обмена необходима затрата энергии (насосные потери);
2) рабочее тело получает теплоту и изменяет свой состав в резуль-
тате сгорания топлива, которое сопровождается потерями из-за не-
полноты сгорания, а также конечной скорости, с которой протекает
сгорание;
3) часть продуктов, образовавшихся при сгорании, подвергается
диссоциации (распаду), происходящей тем интенсивнее, чем выше тем-
пература в цилиндре. Этот процесс идет с поглощением части выделив-
шейся при сгорании теплоты. Затем при снижении температуры в про-
цессе расширения газов может произойти обратный процесс — реком-
бинация, при котором теплота вновь возвращается в цикл, но она ока-
23
зывается менее ценной с точки зрения возможного превращения в ра-
боту. Следовательно, диссоциация продуктов сгорания представляет
собой еще один источник потерь действительного цикла;
4) между рабочим телом и стенками цилиндра имеет место тепло-
обмен. По этой причине процессы сжатия и расширения не являются
адиабатными. В результате теплообмена в течение всего цикла часть
теплоты теряется;
5) при повышении температуры теплоемкость газов возрастает и это
также приводит к уменьшению работы цикла.
Экономичность действительных циклов оценивается индикаторным
к. п. д.:
= £,/(?!» (2.1)
где L, — количество теплоты, превращенной в работу газов за цикл,
т. е. в индикаторную работу цикла, Дж/цикл; — теплота, введенная
в цикл с топливом, Дж/цикл.
Если отнести Lt к рабочему объему цилиндра, то получится значе-
ние удельной работы цикла, называемое средним индикаторным дав-
лением'.
(2.2)
где pi — такое условное избыточное постоянное давление, которое,
действуя на поршень в течение одного хода, совершало бы работу,
равную индикаторной работе цикла.
Отношение индикаторного к. п. д. к термическому называют отно-
сительным к п. д.:
•*10 = Vihe (2.3)
Величина т;о позволяет оценить те потери действительного цикла,
которые отличают его от термодинамического цикла.
§ 2.2. Процессы газообмена
От количества и состава свежего заряда в большой степени зависят
получаемая в цикле работа, а следовательно, и мощность двигателя.
Естественно, что количество воздуха, поступающего в цилиндр в те-
чение процесса впуска, зависит от того, насколько хорошо цилиндр
двигателя очищается от отработавших газов во время выпуска в пре-
дыдущем цикле. Таким образом, впуск и выпуск тесно взаимосвязаны.
Процессы газообмена связаны не только друг с другом. Так, создавае-
мое во время впуска направленное движение заряда в цилиндре дизе-
ля путем специального профилирования и расположения каналов в
головке часто представляет собой один из основных факторов, способ-
ствующих улучшению смесеобразования и сгорания. В карбюратор-
ных двигателях процесс впуска существенно связан с процессами об-
разования горючей смеси до ее поступления в цилиндр двигателя.
Процесс выпуска. В конце расширения с опережением 40—70°
до прихода поршня в н. м. т. начинается выпуск отработавших газов
(точка Ь' на рис. 2.2,а). В этот момент давление в цилиндре р~ 0,4 4-
24
Рис. 2.2. Диаграммы газообмена четырехтактных двигателей:
-а— без наддува; б —с наддувом от приводного нагнетателя; в — с газотурбинным надду-
вом при Рк<Рр; а —с газотурбинным наддувом при Р1(>Рр
4- 0,6 МПа. В системе выпуска из-за сопротивления, создаваемого
глушителем шума и трубопроводами, давление рр « 0,105 ч- 0,12
МПа, поэтому выпуск газа происходит при сверхкритическом перепаде
давлений р/рр > ркр, т. е. с критической скоростью истечения газов
через клапанную щель (500—700 м/с), В результате быстрого уменьше-
ния количества газов в цилиндре и их расширения давление р, а зна-
чит, и соотношение р/рр заметно понижаются и при р/рр < f5I(p ско-
рость истечения газов становится ниже критической. Первый период
процесса выпуска называют периодом свободного выпуска. Этот период
заканчивается вблизи н. м. т., когда выпускной клапан оказывается
открытым меньше чем наполовину от своего максимального подъема.
За относительно малое время свободного выпуска из цилиндра удаля-
ется 60—70% отработавших газов.
Во время второго периода, т. е. при движении поршня от н. м. т. к
в. м. т., выпуск происходит под действием поршня. На рис. 2.3 пока-
зано изменение давления р в цилиндре и в канале головки цилиндров
(около выпускного клапана) рр в период выпуска. С началом выпуска
понижение давления в ци-
линдре становится более за-
метным, а давление в канале
нарастает, что приводит к об-
разованию волны давления.
Эта волна распространяется
в сторону открытого конца
трубопровода, где она отра-
жается, отдавая часть энер-
гии в окружающее простран-
ство, и уже в виде волны раз-
режения перемещается в об-
ратном направлении, т. е. к
выпускному клапану, у кото-
рого происходит новое отра-
жение, и 1. д.
Рис. 2.3. Изменение давлений р и рр в
процессе выпуска в четырехтактном дизе-
ле (?вып — фаза выпуска)
11ри перемещении волн
вдоль трубопровода и от-
ражениях на его концах
происходит последователь-
ное затухание, связанное с
затратой энергии на трение.
Результирующий колеба-
тельный процесс определя-
ется суммированием пря-
мых и отраженных волн,
образующихся при выпус-
ке газов из всех цилиндров
двигателя. Момент начала
выпуска выбирают с таким
расчетом, чтобы обеспечить
хорошую очистку цилинд-
ра, ас другой стороны,
уменьшить затраты энергии
начнет открываться слиш-
Гис. 2.4. Изменение давлений р и рвп в про-
цессе впуска в четырехтактном дизеле (<рвп —
фаза впуска)
на этот процесс. Если, например, клапан
ком рано, то увеличится потеря полезной работы газов в период пред-
варения выпуска. Если же клапан открывать поздно, то возрастает
отрицательная работа во время выталкивания отработавших газов при
движении поршня от н. м. т. к в. м. т.
Газообмен в период перекрытия клапанов. Во впускной системе
возникает свой колебательный процесс. Природа колебательных про-
цессов в системах впуска и выпуска имеет много общего. Опыт показы-
вает, что для лучшего газообмена впускной клапан необходимо начать
открывать примерно за 10—30° до прихода поршня в в. м. т., а выпуск-
ной клапан закрывать спустя 10—50' после в. м. т. Период, когда
одновременно открыты оба клапана, называют перекрытием клапанов:
(фп на рис. 2.1,п). Во время перекрытия клапанов в зависимости от со-
отношения значения давления в цилиндре /?, во впускном ръп и выпуск-
ном /?р патрубках газы могут двигаться в разных направлениях. В оп-
тимальном случае при р < рт и pv < р через впускной клапан в ци-
линдр поступает свежий заряд, а через выпускной удаляются отрабо-
тавшие газы. Такой газообмен называют продувкой цилиндра. Наибо-
лее типичный случай обратного течения газов имеет место, например,
в карбюраторном двигателе на режимах холостого хода. На этих ре-
жимах pv/pEn > 2, поэтому в период перекрытия клапанов отработав-
шие газы через выпускной клапан поступают обратно в цилиндр, а че-
рез впускной клапан происходит истечение газов из цилиндра в систе-
му впуска.
Процесс впуска. Как следует из графиков (рис. 2.4), вскоре после
начала открытия впускного клапана давления в цилиндре и перед кла-
паном сравниваются (точка Л), с этого момента начинается впуск,
так как при дальнейшем движении поршня р < рва, причем разность
давления рЫ1 — р, определяющая скорость истечения заряда через кла-
пан, не остается постоянной.
Количество свежего заряда, поступающего в цилиндр в течение
26
процесса впуска, зависит от общего гидравлического сопротивления
впускной системы, т. е. от разности между давлением окружающей
среды р0 и давлением в цилиндре р, которая также изменяется по мере
перемещения поршня от в. м. т. к н. м. т. Естественно, что чем меньше
потеря давления во впускной системе к моменту прихода поршня в
н. м. т, р0 — ра, тем больше количество свежего заряда, поступающе-
го в цилиндр при впуске.
При средней и высокой частоте вращения поток воздуха (или смеси)
движется во впускной системе с большой скоростью и под действием
сил инерции потока, а также в результате волновых явлений в системе
впуска давление перед клапаном возрастает. Поэтому в начале хода
сжатия рМ1 > р и впуск продолжается; этот процесс называют доза-
рядкой. В показанном на рис. 2.4 примере дозарядка заканчивается в
точке В. Для осуществления дозарядкп впускной клапан закрывают
•спустя 35-—85° после н. м. т. При малой частоте вращения, когда инер-
ция свежего заряда невелика, во время запаздывания закрытия впуск-
ного клапана поршень вытесняет часть заряда из цилиндра во впуск-
ную систему, т. е. происходит обратный выброс. Поверхности впускно-
го трубопровода, канала в головке и стенок цилиндров, а также оста-
точные газы имеют температуру более высокую, чем свежий заряд,
поэтому последний в процессе впуска нагревается.
Фазы Газораспределения. Периоды, выраженные в градусах угла
поворота коленчатого вала, в течение которых клапаны открыты, назы-
вают фазами газораспределения. Круговая диаграмма фаз газораспре-
деления дана на рис. 2.1,о. При правильном выборе фаз газораспреде-
ления не только улучшается очистка цилиндров от продуктов сгорания
и заполнение его свежим зарядом, но может несколько сократить-
ся затрата энергии на газообмен, которая пропорциональна разности
давления рг — ра. Выбор фаз газораспределения и основных геомет-
рических размеров впускного тракта согласовывают при эксперимен-
тальной доводке новой модели двигателя.
Фазы газораспределения для каждой частоты вращения имеют свою
оптимальную величину, а реальные фазы газораспределения выбирают
из множества, обеспечивая оптимум для наиболее важного диапазона
скоростных режимов работы конкретного двигателя.
В большинстве случаев высокооборотные двигатели имеют более
широкие фазы газораспределения, чем двигатели малооборотные. Если
необходимо увеличить наполнение цилиндров свежим зарядом в каком-
то определенном диапазоне частоты вращения, то следует подобрать
сочетание фаз газораспределения и геометрических размеров впускно-
го тракта (главным образом его длины), которое обеспечит большую
дозарядку, а вместе с ней и более высокий коэффициент наполнения
т]к. Такой газообмен называют динамическим наддувом.
Для качественного протекания газообмена очень важно обеспечить
достаточно большие проходные сечения в клапанах. Эти сечения при
газообмене изменяются, поэтому пропускную способность клапанов
характеризуют параметром, называемым время — сечение:
27
% 180*4-<рг
( fd- = [ l/(6n)J ( fdtp,
0 ',1
где f — переменное проходное сечение в клапане, м2; т — время, с;
<Pi и <р2 — соответственно опережение открытия и запаздывание закры-
тия клапана, градус поворота коленчатого вала (° п. к. в.).
Параметры процессов газообмена. Качество очистки цилиндра
от продуктов сгорания характеризуется отношением количества молей
остаточных газов Мг к количеству молей свежего заряда ML, поступаю-
щего в цилиндр в процессе впуска; это отношение называют коэффи-
циентом остаточных газов'.
Тоет = Мг/Мг- (2.4)
Если принять, что процесс выпуска заканчивается в в. м. т., то
Мг = ргЕс/(83147\),
где рг и Тг — соответственно абсолютное давление, Па, и абсолютная
температура, К, остаточных газов; V с — объем камеры сжатия; 8314—
универсальная газовая постоянная, Дж/(кмоль • К).
Итак, все факторы, способствующие увеличению давления рг (со-
противление выпускного клапана и системы выпуска) или понижению
температуры ТГ (состав смеси, степень расширения, теплоотдача при
сгорании и расширении), обусловливают рост уост.
Если учесть, что Vc — Vh(e — 1), то, следовательно, чем меньше е,
тем больше уост. Это главная причина, из-за которой уост у дизелей
значительно меньше, чем у карбюраторных двигателей. У двухтактных
двигателей из-за несовершенства процесса продувки — наполнения ве-
личина уост имеет относительно высокое значение (см. табл. 2.1).
Основная характеристика процесса газообмена — коэффициент на-
полнения гц', представляющий собой отношение количества свежего за-
ряда, заполнившего цилиндр в период впуска, к тому количеству све-
жего заряда, которое теоретически могло бы заполнить рабочий объем
цилиндра при рип и Гвп.
Для карбюраторного двигателя при подсчете коэффициента напол-
нения пренебрегают топливом, содержащимся в смеси, и учитывают
только воздух, что мало сказывается на получаемом значении цу:
Ъ = GJG^ СЛрЛ) = VJVh, (2.5)
где Mt и G( — соответственно число молей и масса, кг, свежего заряда,
поступившего в цилиндр; — объем свежего заряда, приведенный к
условиям на впуске (рвп и Твп), м3; Л4Т и GT — число молей и масса, кг,
свежего заряда, теоретически могущего заполнить цилиндр; рвп —
плотность свежего заряда при рвп и 7’вп, кг/м3.
Расчет параметров процессов газообмена. Сложность газодинами-
ческих и тепловых процессов при газообмене чрезвычайно затрудняет
его расчет. Применение ЭВМ значительно расширило возможности
расчетов с учетом основных факторов, влияющих на газообмен.
Параметры остаточных газов обычно не рассчитывают, а задают с
28
учетом особенностей конструкции двигателя (см. табл. 2.1). Также
принимают без расчета величину подогрева свежего заряда ДЕ при его
теплообмене с горячими поверхностями во впускном тракте и в цилинд-
ре. Величина ДЕ несколько снижается при увеличении скорости вала
и при уменьшении температуры поверхностей подогрева, а для карбю-
раторного двигателя Д7' еще зависит и от испарения топлива в процес-
се смесеобразования. Чем больше ДТ, тем меньше плотность свежего
заряда, а значит, при прочих равных условиях уменьшается и коэффи-
циент наполнения.
Если считать, что процесс впуска заканчивается в н. м. т., то тем-
пература конца впуска Т а может быть найдена по балансу энтальпии
сРМг (Гвп + ДТ) + сгМгТг = ср (Мг + Мг) Та.
Так как относительное содержание остаточных газов в заряде не-
велико, то можно принять, что теплоемкость свежего заряда и тепло-
емкость его в смеси с остаточными газами равны, т. е. сР = ср. Выра-
зим теплоемкость остаточных газов через ср в виде сг = <рср, и так как.
Mi + Mr = Mt( 1 + Тост), то окончательно
Та = (Твп + Д 7 + ФТост7,.)/(1 + 7ост). (2.6)
Для четырехтактных двигателей без наддува при расчетах по (2.6)
полагают Тви = 7V; в случае наддува необходимо при определении
величины Гвп учитывать подогрев воздуха во время сжатия в компрес-
соре и охлаждение его в холодильнике.
Чтобы получить формулу для расчета т]у, напишем уравнение сос-
тояния для заряда в точке а (см. рис. 2.2,п):
Mla + Mr=PaVa/(83l4Ta), (2.7)
где М1а — число молей свежего заряда в объеме Vа.
Изменение количества рабочего тела в течение фазы запаздывания1
закрытия впускного клапана выразим через коэффициент дозарядки:
ЧД = + M„)/(MJO + Mr).
Используя выражения (2.4) и (2.7), получим
Мг = [^^^/(вЗ 14Та)} [1/(1+ 7ост)1. (2.8)
Теоретическое количество молей свежего заряда
Мт = рвпЕЛ/(83147вп). (2.9)
Теперь на основании (2.5), (2.8) и (2.9) можно записать
71 = _ (у Ра Уд ^ВП 1 '
Л/т Рвп У;г Т а 1 + 70СТ
Так как VJVh = е/(е — 1) и \/\Та(\ + уОст)1 = 1/(Тк + +
+ Ч’Тост^'г), то окончательно получим
tv = Ф1 —------— -------------------• (2.10),
v ^-1 рвп гвп + ДТ + НостТг
29
Это уравнение справедливо для двух- и четырехтактных двигателей.
Для двухтактных двигателей в (2.10) следует подставлять величину
действительной степени сжатия.
Применительно только к четырехтактным двигателям можно по-
лучить другое уравнение для расчета т]у, если не учитывать влияния
на газообмен перекрытия клапанов, т. е. считать, что выпуск заканчи-
вается в в. м. т., когда объем остаточных газов равен V с:
Mr = pXW 47Д = рХ/18314 (е — 1) Д].
Л41 = Рвп71Д//г/(831471вп), тогда коэф-
Число молей свежего заряда
фициент остаточных газов
_ Мг _
Тост
Мг
С учетом (2.10) и (2.11)
Е ^вп
1 Рг вп
(е—1) rlv Рвп Тг
(2-11)
*¥= Т
ф. -Т"------ф —Ц—
I Пеп Ч" АТ ( Рвп еРвп
(2.12)
При расчетах по уравнениям (2.10) и (2.12) величиной ра задаются
на основании экспериментальных данных (табл. 2.1) и для четырех-
тактных двигателей без наддува обычно принимают рва = р0 и Твп =
= То.
Таблица 2.1
Параметр Дизели Четырехтакт- ные кар- бюраторные двигатели
четырехтакт- ные без наддува четырехтакт ые с наддувом* двухтактные с прямоточной продувкой
Коэффициент остаточ- ных газов 70СТ 0.03—0,06 0,03—0,06 0,04—0,10 0,06—0,08
Давление конца выпус- ка рг, МПа 0,105—0,125 (0,75-1-0,95) рк 0,105—0,120 0,102—0,120
Температура конца вы- пуска, тг, к 600—900 600—900 600—900 900—1000
Коэффициент наполне- ния 0,8—0,9 0,8—0,95 0,75—0,85** 0,75—0,80
Давление конца впуска р7, МПа 0,08—0,09 (0,94-0,96)рк (0,85 4-1,05)рвп 0,08—0,09
Подогрев заряда Д71, К 20—40 0—10 5—10 (—5)—(4-25)
Температура конца впуска Та, К 310—350 320—400 320—400 320—380
* При давлении наддува Рк < 0,2 МПа и без промежуточного охлаждения воздуха.
** Значения отнесены к полному объему цилиндра.
В табл. 2.1 приведены ориентировочные значения основных пара-
метров процессов газообмена, определенные экспериментально при ра-
боте двигателей тракторов, дорожных и строительных машин, грузо-
вых автомобилей на номинальном режиме.
30
Влияние различных факторов на коэффициент наполнения. Сложная,
взаимосвязь факторов, определяющих значение qy, при формаль-
ном подходе к оценке их влияния на коэффициент наполнения может
привести к неточным выводам. Например, из (2.10) и (2.12), казалось
бы, следует, что с ростом ь коэффициент наполнения будет уменьшать-
ся пропорционально величине е/(е — 1). В действительности эта связь
сложнее, так как при росте степени сжатия уменьшаются у0С|. и Тг, а
также изменяются некоторые другие величины, влияющие на qy.
Поэтому, как показывают эксперименты, в результате комплексного
изменения ряда величин коэффициент qy от е практически не зависит.
Отсюда следует, что при рассмотрении влияния на qy того или иного
фактора необходимо учитывать действие этого фактора на все завися-
щие от него величины, которые входят в аналитические выражения для
определения qy.
Сопротивление на впуске. Потеря давления при
впуске \ра = р0 — ра, как отмечалось выше, оказывает решающее
влияние на наполнение цилиндров и зависит от гидравлического
сопротивления на впуске.
Чем больше потеря Д/’„, тем меньше давление ра, а следовательно,
меньше плотность свежего заряда в цилиндре и коэффициент наполне-
ния. Используя известное соотношение, потерю давления при впуске
можно выразить следующим образом: Д/?о — (1 + ^Вп)(Рвп^Р/2),
где Евп — коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный
к характерному сечению во впускном тракте, например к проходному
сечению во впускном клапане; ыср — средняя скорость заряда в ха-
рактерном сечении впускного тракта.
Таким образом, на потерю давления Др а оказывают влияние коэф-
фициент сопротивления впускной системы и скорость заряда. Сопро-
тивление впускной системы в первую очередь зависит от сопротивления
впускного клапана, а также от наличия поворотов, местных сужений
и шероховатости поверхности каналов.
Выражение (2.12) показывает, что давление ра влияет на qt, в е
раз сильнее, чем давлениерг, поэтому в двигателях без наддува обычно
стремятся по возможности увеличить диаметр впускного клапана и
делают его несколько больше по сравнению с выпускным. В дизеле с
камерой в поршне при центральном расположении форсунки заметный
эффект по увеличению qy дает применение четырех клапанов — по два
впускных и выпускных на каждый цилиндр. В ряде случаев для созда-
ния интенсивного вихревого движения заряда в цилиндре дизелей с
камерой в поршне во впускных каналах головки делают специальные
сужения; сопротивление таких каналов может несколько превосхо-
дить сопротивление во впускном клапане.
Влияние гидравлического сопротивления впускной системы на
qy используется в карбюраторных двигателях для количественного
регулирования нагрузки. При повороте дроссельной заслонки карбю-
ратора от полного до минимального ее открытия qy уменьшается от
0,7 —0,9 до 0,15 0,25.
При эксплуатации двигателей нельзя допускать значительного
загрязнения воздухоочистителя, чрезмерного увеличения зазоров в
31
Рис. 2.5. Зависимость коэффициента
наполнения от нагрузки:
/.^четырехтактный дизель Д-108 (п= 1050
•мин—1); 2—карбюраторный двигатель ЗИЛ-130
(п=200б мин—1)
приводе впускных клапанов и
износа кулачков распределитель-
ного валика, так как это ведет
к увеличению сопротивлений на
впуске, а значит, и к снижению
мощностных показателей двига-
теля.
Параметры оста-
точных газов. Давление
рг зависит от сопротивления вы-
пуску и режима работы двига-
теля; при увеличении рг и не-
изменной Тг растут плотность и
масса остаточных газов. При эк-
сплуатации необходимо своевре-
менно проверять и регулировать зазоры в приводе выпускных клапа-
нов, так как при увеличении этих зазоров сверх рекомендуемых зна-
чений могут понизиться наполнение и мощность двигателя.
Температура Тг на коэффициент наполнения влияет незначительн >.
Например, при охлаждении от большей Тг во время теплообмена со
свежим зарядом остаточные газы сильнее уменьшаются в объеме, ос-
вобождая место для свежего заряда, что компенсирует соответствую-
щее увеличение температуры Та.
Режим р а б о т ы. На рис. 2.5 показано изменение в зависи-
мости от мощности при работе дизеля и карбюраторного двигателя с
постоянной частотой вращения (в зависимости от нагрузки). Как видно
из сравнения кривых, зависимости t]v = f(Ne) имеют для этих двигате-
лей неодинаковый характер, что является следствием принципиально
различных способов регулирования мощности дизеля и карбюраторно-
го двигателя. В дизеле для увеличения мощности в цилиндры впрыски-
вается большее количество топлива, поэтому температурный режим
деталей повышается, что усиливает подогрев свежего заряда во впуск-
ной системе и в цилиндре. По этой причине несмотря на неизменное со-
противление впускной системы, с ростом нагрузки коэффициент qv
несколько уменьшается.
Дросселирование смеси,
применяемое в карбюратор-
ном двигателе для уменьше-
ния нагрузки, сопровождает-
ся снижением давления во
впускной системе и в цилинд-
ре и усилением подогрева све-
жего заряда Д7\ При дроссе-
лировании число молей А1Г
остаточных газов изменяется
мало, в то время как количе-
ство молей Mi свежей смеси
уменьшается, поэтому имеет
место заметный рост коэффи-
Рис. 2.6. Зависимость коэффициента на-
полнения от частоты вращения коленча-
того вала (полная нагрузка):
/ — четырехтактный дизель ЯМЗ-238: 2 — четы-
рехтактный карбюраторный двигатель ЗИЛ-130
32
циента остаточных газов. По указанным причинам уменьшение
нагрузки в карбюраторном двигателе связано со снижением величи-
ны 1]1/.
Общий характер зависимости тд- = f(n) для обоих типов двигате-
лей при полной нагрузке принципиально одинаков (рис. 2.6) и опреде-
ляется воздействием следующих факторов. Во-первых, при увеличении
частоты вращения возрастает скорость заряда во впускной системе,
а следовательно, потеря давления кра. По этой причине с ростом час-
тоты вращения от той, при которой достигается наибольшее значение
т|и, коэффициент наполнения снижается, несмотря на увеличение до-
зарядки и снижение подогрева воздуха (смеси) во впускном тракте.
Во-вторых, в области малой частоты вращения в период запаздывания
закрытия впускного клапана имеет место обратный выброс заряда из
цилиндра во впускную систему. Этот выброс тем больше, чем меньше
частота вращения вала, что и обусловливает снижение тр/ в этой облас-
ти.
Атмосферные условия и наддув. Чем ниже тем-
пература и больше давление воздуха, тем больше свежего заряда
поступает в цилиндры. При этом, естественно, возрастает и теоретичес-
кое количество заряда Л4Т. Опыты показывают, что повышение атмос-
ферного давления ро практически очень мало влияет на значение коэф-
фициента тд. С другой стороны, по результатам опытов коэффициент
т
наполнения оказывается пропорциональным величине у 70» где т
= 24-4. Таким образом, увеличение температуры То приводит к рос-
ту , но при этом сильнее падает плотность воздуха, а значит, и цик-
ловая подача свежего заряда бв.ц = 'щТ'лр[1П. Отсюда следует, то уве-
личение ip/ не всегда означает, что в цилиндры поступает большая мас-
са свежего заряда. В то же время мощность, которую может развивать
двигатель, зависит именно от массы воздушного заряда (при соответст-
вующей подаче топлива). Таким образом, следует различать относи-
тельную характеристику наполнения, каковой является коэффициент
тд , и массовое наполнение, обычно характеризуемое абсолютным коли-
чеством свежего заряда GB (кг/ч), поступающего в двигатель в течение
1 ч: GB = (120/t)i где i — число цилиндров; 1Д—рабочий
объем цилиндра, м3; п — частота вращения, мин4; рвп — плотность
воздуха, кг/м3; т — число тактов; ip/ —коэффициент наполнения.
В зависимости от атмосферных условий GB изменяется пропорцио-
нально плотности воздуха, особенно значительное уменьшение рВ1Т и
GB может иметь место с подъемом на высоту.
Радикальным способом увеличения массового наполнения цилинд-
ров является наддув. При наддуве воздух поступает сначала в компрес-
сор, где давление повышается от ро до р'к, а затем сжатый воздух пода-
ется во впускной трубопровод. Чтобы добиться большего повышения
плотности воздуха, его иногда после компрессора охлаждают в специ-
альных холодильниках и тем самым понижают температуру во впуск-
ном патрубке при наддуве Тк.
Давление наддува р,. меньше р'к на величину потерь во впускном
тракте и в холодильнике. В зависимости от конструкции системы над-
2—686
33
дува и режима работы двигателя давление /у может быть больше (см.
рис. 2.2,б,г) или меньше (см. рис. 2.2,в) давления рр на выпуске. Для
номинального режима работы автотракторных дизелей с газотурбин-
ным наддувом более типичным является случай, когда рк > рр (см.
рис. 2.2,г). При этом в период перекрытия клапанов имеет место продув-
ка камеры сгорания воздухом, что способствует уменьшению коли-
чества остаточных газов, повышению и снижению тепловой напря-
женности выпускного клапана; для усиления продувки перекрытие
клапанов в дизелях с наддувом иногда расширяют до 100—120° п. к. в.
Еще одна особенность газообмена при наддуве заключается в увели-
чении дозарядки пилиндра в период запаздывания закрытия впускно-
го клапана. Чем выше рк при наддуве, тем меньше становятся относи-
тельные потери давления во впускных органах, вследствие чего растет
отношение ра/рк. В силу отмеченной специфики газообмена при над-
дуве с увеличением давления рк величина возрастает, чему спо-
собствует также уменьшение подогрева заряда.
Основные схемы продувки двухтактных двигателей. Совершенство
газообмена в двухтактных двигателях существенно зависит от схемы
продувки. Существует большое разнообразие конструкций систем
Рис. 2.7. Схемы двухтактных дви-
гателей:
а—петлевая продувка при параллельном
расположении окон; б — петлевая продув-
ка при эксцентричном расположении окон;
в — прямоточная клапанно-щелевая про-
дувка; г — прямоточная шелевая продувка
продувки, однако все они могут
быть сведены к двум основным —
петлевой (контурной) и прямоточ-
ной.
При петлевой продувке (рис.
2.7, а, б) движение воздуха в пер-
вом приближении можно рассмат-
ривать направленным от соответ-
ствующим образом спрофилирован-
ных продувочных окон вдоль сте-
нок цилиндра в сторону камеры
сжатия, а оттуда вдоль противо-
положной стороны цилиндра вниз
к выпускным окнам. Управление
выпускными и продувочными окна-
ми при петлевых схемах осуществ-
ляется поршнем. Эти схемы усту-
пают по качеству продувки прямо-
точным, однако отличаются наи-
большей простотой и поэтому при-
меняются в двигателях небольшой
мощности, в частности в пусковых.
Схему петлевой продувки, пока-
занную на рис. 2.7,а, используют
на ряде зарубежных тракторов.
Прямоточные схемы (рис. 2.7,
в, г) конструктивно сложнее, но
в них обеспечивается более совер-
шенная продувка, в результате че-
го достигаются меньшие значения
34
7ост, чем при петлевой продувке. Соответствующее направление про-
дувочных окон обеспечивает вращательное относительно оси цилинд-
ра движение заряда, которое способствует не только улучшению
продувки, но и повышает совершенство процесса смесеобразования.
Благодаря лучшей продувке и меньшей доле потерянного объема Чг
прямоточные схемы позволяют получить лучшие экономические и
мощностные показатели, чем при петлевой продувке. Прямоточная
продувка может быть организована по щелевой и клапанно-щеле-
вой схемам. Последнюю схему применяют на отечественных двигате-
лях ЯМЗ-204 и ЯМЗ-206.
Во время продувки некоторое количество свежего заряда теряется
через выпускные органы, что особенно нежелательно для карбюратор-
ных двигателей, у которых часть топлива оказывается бесполезно вы-
брошенной в систему выпуска. Отношение количества воздуха (или
смеси) Мк, поданного в цилиндр в период продувки, к количеству
свежего заряда Л41( оставшегося в цилиндре после продувки, на-
зывают коэффициентом продувки: фпР = МК1МХ. Чем выше коэф-
фициент ®пр, тем больше потери свежего заряда при продувке, однако
тепловая напряженность ряда ответственных деталей (поршень, выпу-
скные клапаны, головка цилиндров) в этом случае снижается в резуль-
тате лучшего охлаждения внутренней полости цилиндра холодным
продувочным воздухом. Качество очистки и наполнения цилиндров в
двухтактных двигателях хуже, чем в четырехтактных. Приведение в
действие продувочного насоса требует затраты мощности.
§ 2.3. Процесс сжатия
Посредством сжатия свежего заряда достигают увеличения темпе-
ратурного перепада, при котором осуществляется действительный
цикл, улучшаются воспламенение и горение топлива. Это позволяет
получить большую работу при расширении продуктов сгорания и по-
высить экономичность двигателя.
Сжатие свежего заряда происходит при движении поршня к в. м. т.
В начале этого процесса температура заряда несколько ниже средней
температуры стенок цилиндра (7’га_, < Тст), поэтому тепловой поток
направлен от стенок к заряду. По мере сжатия температура заряда
повышается и, после того как она превысит среднюю температуру сте-
нок, тепловой поток изменяет свое направление. В соответствии с этим
сжатие представляет собой политропный процесс с переменным значе-
нием показателя политропы пг. В начале сжатия пг > kp, затем, когда
наступит равенство температур Тгаз = Тст, пг = kv после чего
7’гав>7',ст и /г, < kt. В целом за весь процесс сжатия подвод теплоты
к газу меньше теплоотвода. Помимо небольших тепловых потерь при
сжатии имеют место и утечки, т. е. прорыв газов через неплотности
поршневых колец и клапанов.
К концу сжатия заряда в дизеле необходимо во всех случаях, вклю-
чая и пуск холодного двигателя, достичь температуры, при которой
впрыснутое топливо хорошо воспламеняется. Этим определяется мини-
мальное значение степени сжатия. С ростом степени сжатия, как пока-
9* 35
зывает анализ термодинамических циклов, улучшается теплоиспользо-
вание. В то же время при увеличении е повышаются нагрузки от газо-
вых сил на кривошипно-шатунный механизм и тепловые нагрузки на
такие детали, как головка цилиндров, поршень и др. Поэтому значе-
ние степени сжатия в дизеле определяется его конструктивными осо-
бенностями и условиями эксплуатации. Дизели с разделенными каме-
рами сгорания, малыми размерами цилиндра, без наддува, а также ди-
зели, эксплуатирующиеся при низких температурах, имеют, как пра-
вило, более высокие степени сжатия.
В карбюраторных двигателях допустимое значение е зависит от
октанового числа бензина; при недостаточно высоком октановом числе
может нарушиться сгорание, так как наступает детонация (см. § 2.6).
Процесс сжатия используют также для интенсификации движения воз-
душного заряда, что необходимо для улучшения смесеобразования и
сгорания. Это достигают соответствующим сочетанием формы впускно-
го канала и камеры сгорания, а также применением разделенных ка-
мер сгорания. Естественно, что интенсификация движения заряда свя-
зана с дополнительными гидравлическими и тепловыми потерями.
При термодинамическом расчете процесса сжатия обычно считают,
что он протекает в течение всего хода поршня от н. м. т. до в. м. т.
(линия ас на рис. 2.1,а). Для упрощения расчета значение показателя
политропы условно принимают постоянным. В конце сжатия давление
и температура соответственно будут
= (2.13)
= (2.14)
Все факторы, способствующие усилению теплоотдачи от заряда
(интенсивность охлаждения цилиндра, увеличение отношения поверх-
ности стенок камеры сжатия к объему цилиндра, повышение скорости
движения заряда), а также утечки газа уменьшают величину щ. С рос-
том частоты вращения сокращается время теплоотдачи, снижаются
утечки через кольца, показатель гц возрастает.
Ориентировочные значения параметров конца сжатия и показате-
ля щ даны в табл. 2.2.
Таблица 2.2'
Пара метр Дизель без наддува Дизель с наддувом* Карбюраторные двигатели**
Степень сжатия е Средний показатель политропы сжа- тия п1 Давление в конце сжатия рс, МПа Температура в конце сжатия Тс, К 15—23 1,35—1,38 2,9—6,0 700—900 12—15 1,35—1,38 До 8,0 » 1000 6—7,5 1,34—1,37 0,9—1,3 600—750
* При давлении наддува рк •< 0,2 МПа
после компрессора.
** При полностью открытом дросселе.
и без промежуточного охлаждения
воздуха
36
Давление и температура заряда в конце сжатия могут заметно сни-
зиться в результате утечек газа через неплотности компрессионных
колец или клапанов. Это приводит к ухудшению запуска дизеля, осо-
бенно холодного (из-за снижения температуры в конце сжатия), а в
карбюраторном двигателе вызывает потери некоторого количества бен-
зина вместе с утечкой смеси. Поэтому при эксплуатации д. в. с. следу-
ет контролировать герметичность колец и клапанов и в случае потери
двигателем компрессии выполнять необходимые ремонтные работы.
§ 2.4. Процессы подачи и распиливания топлива
Процесс подачи топлива в дизеле. Характеристика впрыскивания.
Для осуществления действительного цикла дизеля в конце процесса
сжатия (до прихода поршня в в. м. т.) топливной системой в камеру
сгорания начинает подаваться топливо. Истечение (впрыскивание)
топлива в цилиндр происходит из распылителя форсунки под действием
перепада давлений между распыливающими отверстиями и камерой
сгорания — давления впрыскивания. Давление впрыскивания и про-
ходные (дросселирующие) сечения распылителя изменяются в процес-
се подачи, поэтому будут также переменными скорости истечения и
объемные секундные подачи топлива. Их значения и характер измене-
ния по времени (градусам поворота коленчатого вала) зависят от кон-
струкции топливной системы, режимов ее работы и свойств топлива.
Для эффективного протекания последующих процессов рабочего
цикла подача топлива в дизеле должна удовлетворять следующим
требованиям:
1. Необходимо осуществлять впрыскивание топлива в строго опре-
деленные фазы цикла. Начало подачи, характеризуемое углом опере-
жения впрыскивания, и конец подачи, зависящий от продолжительнос-
ти впрыскивания, должны обеспечивать наиболее полное использова-
ние теплоты топлива. Для автотракторных дизелей и дизелей дорож-
ных машин на полных нагрузках углы опережения впрыскивания 5—
30°, а продолжительность подачи топлива 20—45° п. к. в.
Следует отметить, что не всегда удается обеспечить оптимальные
фазы впрыскивания на всех возможных режимах работы дизеля. В
этом случае стремятся установить наиболее выгодные (оптимальные)
фазы впрыскивания на часто встречающихся в эксплуатации режимах.
2. При впрыскивании должны обеспечиваться требуемые качество
распыливания и распределение топлива в камере сгорания Это обус-
ловлено тем, что после попадания в камеру сгорания топлива необходи-
мо быстрое протекание последующих физических и химических про-
цессов: нагревания, испарения, смешения, окисления и др.
3. Желательно, чтобы изменение объемной скорости подачи топли-
ва в процессе впрыскивания отвечало определенным условиям, которые
изложены ниже при рассмотрении типов характеристик впрыскивания.
4. Цикловая подача должна соответствовать нагрузочному и ско-
ростному режимам двигателя, при этом необходимо обеспечивать иден-
тичность протекания процесса подачи топлива во всех циклах и во все
цилиндры дизеля.
37
Рис. 2.8. Дифференциальная (/) и интег-
ральная (2) характеристики впрыскивания
Для оценки параметров
процесса впрыскивания и оп-
ределения количества топли-
ва, поступившего из распы-
лителя, пользуются диффе-
ренциальной и интегральной
характеристиками впрыски-
вания.
Дифференциальная харак-
теристика впрыскивания
представляет собой зависи-
мость объемной (или массо-
вой) скорости подачи топлива
из распылителя форсунки от
времени или угла поворота
кулачкового вала топливного
насоса высокого давления.
При анализе рабочего цикла
дизеля дифференциальную
характеристику впрыскива-
ния строят в зависимости от
угла поворота коленчатого
вала двигателя (рис. 2.8, кривая 1). По оси абсцисс отложены углы
поворота коленчатого вала, по оси ординат — величина объемной по-
дачи топлива на градус угла поворота коленчатого вала (dГвпЛйр);
фн.вп, грк.вп, — моменты начала, конца подачи и продолжитель-
ность впрыскивания соответственно; 6о.вп — угол опережения впрыс-
кивания топлива.
Интегральная характеристика впрыскивания определяет коли-
чество топлива, поступившее из распылителя форсунки с начала до
любого момента подачи. Если обозначить dVBJdy = /(ср), то впрысну-
тый объем топлива
J /(<РМ<р.
ср
тн.вп
(2.15)
Графически величина Гвг| представляет собой заштрихованную пло-
щадь на рис. 2.8. Интегральная характеристика впрыскивания на
рис. 2.8 показана кривой 2, при этом по оси ординат откладывают объем
Евп топлива, поступившего из распылителя. В случае ф = (рк.вп на ин-
тегральной характеристике впрыскивания получим все количество топ-
лива, поданное в цилиндр дизеля на один цикл (VBn = Гц), которое
называют цикловой подачей. Объем (мм3 или см3) определяют нагру-
зочный и скоростной режимы дизеля. При известной плотности топли-
ва рт цикловая подача (мг и г)
Сц = ртГц- (2.16)
Как видно из рис. 2.8, характеристика впрыскивания позволяет
определить не только количество топлива, поступившего из распыли-
38
dtp град
a) dV(jn мм3
d у 'град
dVB„ мм3 У,град
dp '~грёВ' г)
в)
dVgn мм3
dp 'град~
У, град
<9
3
dVgn мм3 V
"dp’tpaf
^град
Рис. 2.9. Различные виды дифференциаль-
ных характеристик впрыскивания
теля, но также действитель-
ные фазы и продолжитель-
ность впрыскивания. Кроме
того, если известны парамет-
ры распиливающих отверс-
тий, то по данным характе-
ристики впрыскивания и фор-
мулам гидравлики можно рас-
считать скорости истечения и
перепады давления, опреде-
ляющие эти скорости, а так-
же кинетическую энергию вы-
текающей струи. При прове-
дении указанных расчетов
процесс впрыскивания разби-
вают на ряд участков, для
которых истечение принима-
ют квазиетационар ным и все
параметры осредняют.
Рассмотрим наиболее ти-
пичные виды характеристик
впрыскивания (рис. 2.9). У ха-
рактеристики впрыскивания,
приведенной на рис. 2.9, а,
скорость подачи нарастает
монотонно и впрыскивание
заканчивается достаточно резко. В случае характеристики (рис.
2.9, б) количество топлива, подаваемого на начальном участке, меньше,
чем для характеристик на рис. 2.9, а. Такие характеристики наиболее
приемлемы. У характеристики впрыскивания (рис. 2.9, в) велика ско-
рость подачи в начале, а также большая часть топлива впрыскивается
с убывающей скоростью. Объем топлива, подаваемый с нарастающей
скоростью, соответствует площади 1, а с убывающей скоростью —
площади 2. У характеристики впрыскивания (рис. 2.9, г) рас-
тянут конец подачи, на рис. 2.9, д характеристика впрыскивания
имеет основное (кривая 3) и дополнительное (кривая 4) впрыскивания
топлива. Наличие дополнительного впрыскивания (подвпрыскивания)
крайне нежелательно, так как теплота топлива, поданного после
в. м. т., выделяется на линии расширения и поэтому используется
неэффективно. Увеличивается также дымность отработавших газов.
Распиливание топлива. Распыливание струи на мелкие капли резко
увеличивает поверхность жидкости. Отношение поверхностей образо-
вавшегося множества капель к единичной капле той же массы пример-
но равно корню кубическому из числа капель. Общее число капель в
результате распиливания достигает (0,5 4- 20) 106, что дает увеличение
поверхности приблизительно в 80—270 раз. Последнее обеспечивает
быстрое протекание процессов тепло- и массообмена между каплями и
воздухом в камере сгорания, имеющим высокую температуру.
Распад струи топлива и параметры, приня-
39
тые для характеристики мелкости и однород-
ности распиливания. При истечении жидкости через от-
верстия малых размеров в пространство, заполненное газом, происхо-
дит распад струи с последующим образованием капель, имеющих
различные диаметры.
Рассмотрим распад струй, вытекающих из круглых отверстий с
различными скоростями. При движении потока в распиливающем от-
верстии на поверхности жидкости возникают начальные возмущения.
При малых скоростях истечения эти возмущения приводят к появле-
нию осесимметричных колебаний, возрастание амплитуды которых
разрывает струю с образованием отдельных капель. Рост амплитуды
колебаний обусловлен различной силой давления газа на выступы и
впадины, образовавшиеся на внешней поверхности струи. С увеличе-
нием скорости истечения струя теряет устойчивость, возникают вол-
новые деформации ее оси, что приводит к волновому распаду. При
истечении струи с еще большими скоростями начинается распад с обра-
зованием большого числа капель непосредственно вблизи распыливаю-
щего отверстия. Такой распад струи называют распыливанием. Грани-
ца перехода от одной к другой форме распада зависит, следовательно,
от скорости истечения, а также от физических свойств жидкости и на-
чальных возмущений, возникающих в потоке при его движении в рас-
пылителе.
В процессе впрыскивания, как это следует из рис. 2.8, скорость ис-
течения топлива из распылителя изменяется в широких пределах, по-
этому могут иметь место все три вида распада струи. Основным видом
распада, при котором происходит дробление на капли большей части
подаваемого топлива, является распыливание.
У некоторых автотракторных дизелей и дизелей дорожных машин с
разделенными камерами сгорания применяют в топливоподающих сис-
темах штифтовые распылители. В этом случае топливо вытекает в ка-
меру сгорания через кольцевую щель, образованную поверхностями
штифта и корпуса распылителя. Движение этого топлива на начальном
участке идет как бы по поверхности конуса. В результате колебаний,
возникающих на поверхности топлива, и уменьшения толщины пленки
из-за конической формы происходит ее распад с дальнейшим образо-
ванием капель различных размеров.
Определяющими в процессе распыливания жидких струй являются
начальные возмущения в потоке топлива, возникающие при его дви-
жении в распылителе. Величина начальных возмущений зависит от
конструкции распылителя, скорости течения топлива в его каналах и
дросселирующих сечениях, геометрической формы распыливающих
отверстий, остроты их входных кромок и физических свойств
жидкости.
Под действием начальных возмущений и сил аэродинамического
сопротивления струя разрывается на отдельные частицы, нити, круп-
ные и мелкие капли. Частицы, двигаясь далее в газовой среде, дефор-
мируются под действием аэродинамических сил и сил поверхностного
натяжения. Последние способствуют разрыву пленок и нитей топлива и
образованию капель. Крупные капли, двигаясь с большими скоростя-
40
ми в плотной газовой среде, также начинают деформироваться и под
действием сил аэродинамического сопротивления могут дробиться на
более мелкие. Деформации и распаду капель препятствуют силы по-
верхностного натяжения и вязкость, поэтому процесс дробления про-
должается до тех пор, пока силы, стабилизирующие каплю, не станут
больше сил, вызывающих ее распад.
Скорости движения частиц топлива по сечению струи и в отдельные
моменты впрыскивания различны, отличаются также условия движе-
ния частиц струи, пленок, нитей и капель в объеме камеры сгорания.
В результате образуется широкий спектр диаметров капель. Для оцен-
ки дисперсности распиливания, получаемой общей поверхности и чис-
ла капель пользуются средними диаметрами. Наибольшее применение
находят среднеобъемный do6 и средний диаметр капель по Заутеру
d,. Среднеобъемный диаметр капель используют для оценки мелкости
распиливания и фактического числа образующихся капель. Он нахо-
дится из условия равенства числа капель и сумм объемов капель фак-
тических и средних размеров. Средний диаметр капель по Заутеру на-
ходится из условия равенства сумм поверхностей и сумм объемов ка-
пель фактических и средних размеров. Следовательно, средний диа-
метр капель по Заутеру может быть использован для расчетов нагрева-
ния и испарения капель в распыленной струе, так как нагреваемый
объем и тепловоспринимающая поверхность у фактических и средних
капель будут одинаковыми. Уменьшение величины средних диаметров
капель указывает на более мелкое распиливание топлива.
Средние диаметры не могут достаточно полно характеризовать одно-
родность распиливания. Одно и то же
значение среднего диаметра можно полу-
чить для капель с широким диапазоном
истинных размеров и для капель, диа-
метры которых равны среднему диамет-
ру. Для одновременной оценки мелкости
и однородности распиливания пользу-
ются графическими зависимостями меж-
ду диаметрами капель и их относитель-
ным содержанием, такие зависимости на-
зывают характеристиками распылива-
ния. При построении суммарных харак-
теристик распиливания по оси абсцисс
откладывают диаметры капель, а по оси
ординат — отношение объема капель,
имеющих диаметры от минимального до
данного, к объему всех капель. Это от-
ношение обозначим i2. Следовательно,
для максимального диаметра капель
суммарный относительный объем капель
равен единице. Зависимость Q = f(dK)
на рис. 2.10 соответствует кривой 1.
Чем круче и ближе к оси ординат рас-
полагается суммарная характеристика
Рис. 2.10. Суммарная кри-
вая распиливания и кри-
вал частот
4»
распиливания, тем мельче и однороднее распылено топливо. Вместо
объемов по оси ординат можно откладывать относительную массу ка-
пель.
Характеристики распиливания строят и в виде кривых частот от-
носительных объемов (масс) капель в зависимости от их диаметров
(кривая 2 на рис. 2.10). Они получаются дифференцированием суммар-
ных характеристик распыливания. Улучшение мелкости и однороднос-
ти распиливания соответствует смещению максимума кривой частот
в направлении оси ординат и увеличению относительных объемов
более мелких капель.
Развитие и структура распыленной струи
топлив а. При впрыскивании возникает совокупность движущихся
капель. Распыленную струю обычно характеризуют следующими гео-
метрическими размерами (рис. 2.11): длина струи топлива LCT, ширина
Вс, и угол рассеивания уст. Развитие струи оценивается также ско-
ростью движения ее переднего фронта ауст.
Важное значение имеет структура струи, т. е. распределение топли-
Рис. 2.11. Схема струи распыленного топли-
ва
Рис. 2.12. Изменение геометрических пара-
метров струи и скорости ее переднего фрон-
та в зависимости от времени
ва в ее поперечных сече-
ниях и по длине. Опыты
показывают, что распреде-
ление капель в струе, а
следовательно, и локаль-
ных концентраций топлива
весьма неравномерное.
Капли, образовавшиеся в
начале впрыскивания,
встречая плотную непод-
вижную газовую среду,
быстро теряют скорость и
в дальнейшем перемеща-
ются лишь в результате
движения газа. Последний,
получая энергию от ка-
пель, начинает двигаться
спутно, т. е. вдоль оси
струи. Последующие кап-
ли встречают меньшее соп-
ротивление и имеют боль-
шие начальные скорости
по выходе из отверстия
распылителя. Они догоня-
ют и оттесняют затормо-
женные капли к перифе-
рии во внешние слои струи.
Эти процессы торможения
капель и их оттеснение к
периферии происходят не-
прерывно в переднем фрон-
те в процессе развития
42
струи. В результате в поперечных сечениях струи скорость движения
капель и их количество возрастают по мере приближения к оси струи.
На рис. 2.11 показаны распределение топлива (кривая /) и скорости
движения частиц (кривая 2) в поперечном сечении струи, там же ус-
ловно нанесены внешние 3 и внутренние 4 слои распыленной струи.
Все величины, характеризующие развитие струи, изменяются во
времени по мере подачи топлива (рис. 2.12). Длина и ширина Вст
увеличиваются по мере развития струи. Скорость переднего фронта на
начальном участке резко возрастает, а затем убывает. На среднем
участке подачи может наблюдаться нарастание скорости юст, если на
этом участке повышается скорость истечения топлива из распылителя.
Влияние различных факторов на мелкое ть
распыл и ван и я, развитие и структуру струи.
К таким факторам относятся параметры впрыскивания (характеристи-
ка впрыскивания и давление распыливания), конструктивные особен-
ности распылителя, физические свойства топлива и газовой среды и
режимы работы топливной системы.
1. Влияние характеристики впрыскивания
и давления распыливания. На рис. 2.13 приведены ха-
рактеристика впрыскивания, микрофотографии с отпечатков капель,
соответствующие различным моментам подачи топлива, и изменение
средних диаметров: объемного с/об и по Заутеру d3, полученных экспе-
риментально. Характеристика впрыскивания построена в зависимости
от угла поворота кулачкового вала насоса. Видно, что средние диамет-
ры капель находятся в обратной зависимости от скорости истечения
топлива. Распыливание зависит также от силы предварительной за-
тяжки пружины форсунки, определяющей давление начала впрыски-
вания топлива (рф.о). С ростом рф.о распыливание топлива улучшается.
Рис. 2.13. Изменение объемной подачи топлива и сред-
них диаметров капель в процессе впрыскивания
43
Давление рф.о может снижаться при эксплуатации, что ведет к увели-
чению диаметров капель.
Один из основных факторов, определяющих длину струи, •— ки-
нетическая энергия топлива, вытекающего из распылителя. Она зави-
сит от массы топлива и скорости истечения, которые определяются
формой кривой характеристики впрыскивания (или давлением распи-
ливания) и проходным сечением распиливающего отверстия, поэтому
характеристика впрыскивания существенно влияет на развитие и дли-
ну струи топлива. Чем более резко нарастает скорость подачи в начале
впрыскивания, тем больший путь будет проходить струя на этом
участке.
2. Влияние конструкции распылителя. Пред-
варительная турбулизация потока топлива в распылителе (до выхода
из распыливающнх отверстий) способствует дроблению струи и улуч-
шает мелкость и однородность распыливания, а также увеличивает
угол рассеивания струи топлива. Объясняется это ростом энергии вих-
рей и турбулентных пульсаций в струе, которая затем затрачивается
на работу распыливания. Поэтому распиливание улучшается при более
острой входной кромке у распиливающего отверстия. В процессе
эксплуатации происходит сглаживание входных кромок. В результате
мелкость распыливания несколько ухудшается.
Конструкция распылителя оказывает существенное влияние на рас-
пыленную струю топлива. Структура струи, а также ее геометри-
ческая форма и длина различны у закрытых многострунных и штифто-
вых распылителей. У многоструйного распылителя при истечении из
цилиндрического отверстия наибольшая концентрация топлива полу-
чается на оси струи. Штифтовый распылитель дает полую струю с
наибольшей концентрацией топлива на ее боковой поверхности. Угол
рассеивания струи в случае многострунного распылителя мало зависит
отего конструкции. У штифтового распылителя угол рассеивания струи
можно изменять в широких пределах, уменьшая или увеличивая угол
конуса на концевой части штифта. Увеличение угла рассеивания струи
снижает ее длину.
Увеличение диаметра распиливающих отверстий при неизменном их
общем эффективном проходном сечении, равном произведению коэффи-
циента расхода отверстия рс на их суммарную площадь fc(n,cfc =
= const), у многоструйных распылителей приводит к увеличению дли-
ны струи. Это объясняется увеличением массы и, следовательно, кине-
тической энергии вытекающего топлива. Число распиливающих от-
верстий и соответственно струй топлива при этом сокращается. В слу-
чае засорения или закоксовывания распиливающего отверстия умень-
шается количество топлива, поступающего через него, и сокращается
длина распыленной струи.
3. Влияние физических свойств топлива. Из
физических свойств топлива наибольшее влияние на мелкость и одно-
родность распыливания оказывает вязкость. Вязкость уменьшает воз-
мущения в потоке при его движении в распылителе, с ростом вязкости
мелкость и однородность распыливания ухудшаются. Силы поверхност-
ного натяжения препятствуют распаду струй и капель, но способст-
44
вуют дроблению пленок и нитей, поэтому влияние этих сил менее
значительно. С увеличением вязкости и сил поверхностного натяжения
уменьшаются угол рассеивания и ширина струи и увеличивается ее
длина. Плотность топлива мало влияет на параметры распиливания.
Длина струи с ростом плотности топлива при прочих равных условиях
увеличивается. На параметры распиливания и развитие струи влияет
сорт топлива, а при пуске дизеля — температура окружающей среды.
При снижении последней возрастает вязкость топлива, находящегося
в топливной системе, что ухудшает мелкость и однородность распили-
вания, пока двигатель не будет прогрет.
4. В л и я н и е с в о й.с т в газовой среды. Физические
свойства газовой среды в камере сгорания к моменту впрыскивания
топлива характеризуются следующими величинами: давлением в нача-
ле впрыскивания 2,5—5,0 МПа, температурой 750—1000 К, плотно-
стью газа в камере сгорания, превышающей плотность окружающей
среды в 12—30 раз. Температура и давление в камере сгорания после
начала видимого сгорания резко возрастают.
Повышение плотности газовой среды, в которую впрыскивают топ-
ливо, увеличивает аэродинамическое сопротивление движению капель,
что способствует распаду струи и дроблению крупных капель, однако
при повышении плотности газовой среды капли быстрее тормозятся и
могут не успевать достичь неустойчивой формы. Такие капли дробиться
не будут, так как при снижении их скорости силы аэродинамического
сопротивления станут меньше сил, создаваемых поверхностным натя-
жением, препятствующим деформации капель. Опыты показывают, что
с повышением плотности газовой среды мелкость распиливания изме-
няется незначительно. Существенное влияние оказывает плотность га-
зовой среды на длину, угол рассеивания и ширину струи. С повышени-
ем плотности среды резко снижается длина струи из-за увеличения
сил аэродинамического сопротивления. Одновременно в случае много-
струйных распылителей при уменьшении длины увеличивается угол
рассеивания струи и выравнивается распределение топлива в ее попе-
речных сечениях.
При использовании штифтового распылителя повышение плотнос-
ти газовой среды приводит к уменьшению угла рассеивания и ширины
струи топлива. Объясняется это тем, что в случае штифтового распыли-
теля струя внутри заполнена газом, который вовлекается в спутное
движение. В результате давление на внутреннюю поверхность стано-
вится меньше, чем на внешнюю, и струя сжимается. Эффект сжатия
возрастает с увеличением давления газовой среды. Для многоструйных
распылителей рост температуры газовой среды при сохранении ее плот-
ности постоянной, как показывали опыты, несколько снижает длину
распыленной струи топлива. Наличие движения газовой среды в каме-
ре сгорания дизеля может в значительной степени влиять на развитие
и структуру распыленной струи топлива.
5. Влияние режимов работы топливной ап-
паратуры. Увеличение частоты вращения кулачкового вала насоса
приводит к повышению давления впрыскивания и скорости истече-
ния топлива из распылителя. В результате распиливание становится
45
Рис. 2.14. Изменение скорости гсст переднего фронта и длины £ст
струи на различных режимах работы топливной системы дизеля ЯМЗ
236 (рпР=1,5 МПа):
а — при постоянной цикловой подаче VI?=115 мм3; б — при постоянной частоте
вращения кулачкового вала пк = 1050 мин—1; 1—пк=1050 мин—1; 2 —пк=850 мин—1;
3 — п.. = 550 мии—1; 4 — V„=80 мм3; 5 — V. =30 мм3
К ’ ц » ц
более мелким и однородным. Повышение кинетической энергии струи
при истечении из распылителя приводит с ростом скоростного режима
к увеличению длины струи. Сравнение длины и скорости продвижения
переднего фронта струи для различных частот вращения приведено на
рис. 2.14,а. Видно, что увеличение частоты вращения кулачкового вала
насоса в два раза (с 550 мин-1, кривая 3, до 1050 мин-1, кривая 1)
к моменту т = 1 мс увеличивает продвижение переднего фронта в 2,5
раза.
На рис. 2.14,6 показано влияние изменения цикловой подачи на
длину струи и скорость движения ее переднего фронта. Данные отно-
сятся к топливной системе, у которой при изменении цикловой подачи
Уц начало впрыскивания остается почти постоянным, конец впрыски-
вания наступает позже, продолжительность впрыскивания увеличива-
ется. Можно отметить, что на начальном участке т 0,4 мс увеличе-
ние цикловой подачи мало влияет на продвижение переднего фронта
струи. В дальнейшем по мере развития процесса впрыскивания с уве-
личением Уц расхождения между кривыми длин струй и скоростей
движения их передних фронтов нарастают. Объясняется это тем, что
с ростом Уц на начальном участке давление впрыскивания топлива
увеличивается незначительно. Соответственно незначительно увеличи-
ваются скорость истечения топлива и кинетическая энергия на этом
участке. Однако общий запас кинетической энергии струи растет с уве-
личением цикловой подачи, что приводит далее к расхождению кривых
Z.c-r И Ц^ст-
Поскольку с увеличением цикловой подачи растет давление впрыс-
46
кивания, распиливание топлива становится более мелким и однород-
ным. Сопоставление данных на рис. 2.14 показывает, что на динамику
развития струи большее влияние оказывает изменение скоростного ре-
жима, чем изменение цикловой подачи.
§ 2.5. Процессы смесеобразования
Для быстрого и полного сгорания топлива необходимо его испаре-
ние и смешение в определенных пропорциях с воздухом. В дизелях
для этой цели применяется внутреннее смесеобразование, при котором
топливо впрыскивается в цилиндр в конце такта сжатия и внутри ци-
линдра происходят все процессы, обеспечивающие образование топли-
вовоздушной смеси. В карбюраторных двигателях смесеобразование
преимущественно внешнее. Оно начинается в карбюраторе и продолжа-
ется во впускной системе и цилиндре двигателя. Существуют также
двигатели с комбинированным смесеобразованием, например газоди-
зели, в которых основная часть топлива, обычно газ, подается через
впускную систему, а небольшая порция жидкого топлива впрыскива-
ется в цилиндр и обеспечивает воспламенение. Закономерности внут-
реннего и внешнего смесеобразования существенно различны. Поэтому
они рассматриваются раздельно.
Процессы смесеобразования в дизеле. Процессы смесеобразования
включают в себя распыливание топлива и развитие топливного факела,
рассмотренные в предыдущем параграфе, прогрев, испарение, перегрев
топливных паров и смешение их с воздухом.
Смесеобразование начинается практически в момент начала впрыс-
кивания топлива и заканчивается одновременно с концом его горения.
Развитие и совершенство смесеобразования определяются характерис-
тиками впрыскивания и распыливания, скоростями движения заряда в
камере сгорания, свойствами топлива и заряда, формой, размерами и
температурами поверхностей камеры сгорания, взаимным расположе-
нием распылителя и камеры сгорания, а также взаимным направлением
движения топливных струй и заряда. Степень влияния отдельных фак-
торов зависит от типа камеры сгорания.
Подавляющее большинство камер сгорания имеет форму тел вра-
щения. Если топливо распиливается в объеме камеры сгорания и лишь
небольшая часть его попадает в пристеночный слой, то смесеобразова-
ние называют объемным.
Объемное смесеобразование. Оно осуществляется
в однополостных (неразделенных) камерах сгорания, имеющих малую
глубину и большой диаметр, характеризуемый безразмерной величи-
ной отношением диаметра камеры сгорания к диаметру цилиндра:
dK.c!D — 0,75 -4- 0,85. Такая камера сгорания располагается обычно
в поршне, причем оси форсунки, камеры сгорания и цилиндра совпада-
ют (рис. 2.15, е). При объемном смесеобразовании прогрев и испарение
топлива происходят в основном за счет теплосодержания части заряда,
охваченной струями топлива. Так как скорость испарения зависит от
упругости паров топлива, а последняя помимо свойств топлива опреде-
ляется температурным режимом испарения, то большое значение имеет
47
Рис. 2.15. Камеры сгорания в поршне:
а — полусферическая типа дизелей ВТЗ; б — типа четырехтактных дизелей ЯМЗ
и АМЗ; в —- типа ЦНИДИ; г — типа дизелей МАН; д — типа «Дойтц»; е — типа
«1 ессельмаи»; ж — типа дизелей «Даймлер—Бенц»; бн 3 — иадпоршневой зазор
распределение топлива в объеме сжатого заряда. Последнее оказывает
влияние также на условия воспламенения и горения топлива.
Угол конуса топливных струй обычно не превышает 20°. Для обес-
печения полного охвата струями всего объема камеры сгорания и ис-
пользования воздуха число сопловых отверстий должно быть ic =
== 360/20 = 18.
Величина проходного сечения сопловых отверстий /с определяется
типом и размерами дизеля, существенно влияет на продолжительность
и давление впрыскивания и ограничена условиями обеспечения хоро-
шего смесеобразования и тепловыделения. Поэтому при большом числе
сопловых отверстий их диаметр должен быть небольшим. Изготовить
точно отверстия малого диаметра трудно. Сложна также эксплуатация
дизеля с распылителями, имеющими малый диаметр сопловых отверс-
тий. В частности, интенсивнее происходит уменьшение проходного
сечения сопловых отверстий из-за отложения на их поверхности кокса,
поэтому целесообразно применение меньшего числа отверстий, чем это
следует из условия полного охвата струями объема камеры сгорания.
При этом для обеспечения полного сгорания топлива воздух приводит-
ся во вращательное движение тем более интенсивно, чем меньше число
сопловых отверстий, так как в этом случае заряд за характерный про-
межуток времени, принимаемый обычно равным продолжительности
впрыскивания топлива, должен повернуться на больший угол. Дости-
43
гают этого применением винтового или тангенциального впускною
каналов, а также экранированием впускного клапана или его седла
(рис. 2.16, а—г). Каждое из конструктивных решений, предназначен-
ных для четырехтактных двигателей, обеспечивает преимущественное-
поступление воздуха в нужном направлении (через определенную
часть проходного сечения в клапане). Если ось потока, поступающего в
этом направлении, не пересекает оси цилиндра, то в результате взаимо-
действия струй между собой и со стенками цилиндра создается враща-
тельное движение всего заряда. Тот же эффект в случае двухтактных
дизелей достигается тангенциальным направлением осей продувочных
окон (рис. 2.16, д).
Для четырехтактных дизелей наиболее эффективно использование
винтовых каналов. Отливка головки цилиндра при этом оказывается
Рис. 2.16. Схемы, иллюстрирующие мето-
ды создания в процессе впуска вращатель-
ного движения заряда в цилиндре:
я — тангенциальный впускной канал и эпюра из-
менения тангенциальной скорости заряда вдоль
диаметра цилиндра; б — винтовой канал; в — кла-
пан с экраном; г — экран на седле клапана; б —
тангенциальные продувочные окна и эпюра из-
менения тангенциальной составляющей скорости*
движения заряда вдоль диаметра цилиндра двух-
тактного дизеля
49
Рис. 2.17. Схемы перетекания и движения
заряда в камере сгорания:
а — перетекание вращающегося заряда из над-
поршневого пространства в камеру сгорания;
€> — пространственное движение заряда в камере
сгорания
щательного движения заряда при
сложной. Определенные трудности связаны с обеспечением идентич-
ности формы и расположения каналов в процессе производства. При
эксплуатации следует принимать меры к предупреждению накопления
заметных отложений на стенках каналов.
При подходе поршня к в. м. т. заряд из объема, расположенного
над вытеснителем поршня, перетекает в камеру сгорания (рис. 2.17).
Приведенный на рис. 2.17, а характер перетекания обусловлен взаимо-
действием сил вытеснения заряда, центробежных сил и сил трения.
При соответствующем соотно-
шении между силами заряд
перетекает из надпоршневого
пространства в камеру сгора-
ния как бы послойно непо-
средственно у кромки камеры
сгорания и движется вдоль
ее стенки. Сложение скорос-
тей вращательного движения
заряда, созданного при впус-
ке, и вытеснения заряда при
сжатии вызывает движение
заряда, схематически пока-
занное на рис. 2.17, б. Про-
цесс перетекания связан с оп-
ределенными потерями энер-
гии вращательного движения,
которые тем больше, чем
больше исходная энергия вра-
се и меньше отношение dK.с/D.
В результате перетекания заряда в камеру, имеющую диаметр мень-
ше диаметра цилиндра, скорость вращения заряда увеличивается.
Из-за отмеченных потерь энергии это увеличение происходит в
меньшей степени, чем следует из закона сохранения момента коли-
чества движения, однако ускорение вращения заряда больше при
меньших значениях dK.JD, Для рассматриваемого случая объемного
смесеобразования ускорение вращения заряда при вытеснении его
в камеру сгорания невелико, так как диаметр камеры сгорания лишь
незначительно меньше диаметра цилиндра (см. рис. 2.15,е).
Заряд в цилиндре и камере сгорания движется по сложным прост-
ранственным траекториям. Помимо особенностей втекания заряда в
цилиндр через клапан (продувочные окна) на характер движения заря-
да влияют переменная скорость перемещения поршня и перетекание
заряда из объема над вытеснителем поршня в камеру сгорания. В слу-
чае камер объемного смесеобразования наибольшее влияние на процес-
сы смесеобразования оказывает тангенциальная составляющая ско-
рости wt, направленная по касательной к окружности камеры сгора-
ния. Другие составляющие малы, и их влияние невелико. На рис.
2.16,о, д иллюстрируется характер изменения тангенциальной состав-
ляющей скорости заряда вдоль диаметра цилиндра. В пределах каме-
ры сгорания (см. рис. 2.16,о) величина wt растет от центра к периферии,
50
т. е. заряд вращается «как твердое тело». Над вытеснителем порш-
ня wt убывает к периферии.
Создание вращательного движения заряда при впуске приводит к
уменьшению эффективного сечения клапана и снижению наполнения,.
причем тем большим, чем больше необходимая интенсивность вращения
заряда. На рис. 2.18 приведена взаимосвязь между максимальным зна-
чением тангенциальной скорости w
том наполнения . Увеличение w
интенсивное при больших диа-
метрах камеры сгорания.
При большом отношении
dK.c/D (см. рис. 2.15,е), учиты-
вая малое ускорение вращения
заряда при вытеснении его в
камеру сгорания, чтобы избе-
жать значительного падения на-
полнения, используют относи-
тельно большое число сопловых
отверстий (6—10). В рассматри-
ваемом случае наибольшее зна-
/max движения заряда и коэффициен-
тах вызывает уменьшение щ/, более-
Рис. 2.18. Взаимосвязь между коэф-
фициентом наполнения и макси-
мальным значением тангенциальной
составляющей скорости движения
заряда:
/ —ф, „/0-0,5; 2 — d„ r/D=0,693
чение скорости движения заряда
не превышает 12—15 м/с.
Движущийся заряд увлекает
за собой наиболее мелкие капли
и пары топлива. Крупные и
движущиеся с большой ско-
ростью капли сносятся в мень-
шей степени. В целом «развеивание» струй топлива вращающимся
зарядом (рис. 2.19, а—в) заметно влияет на объем факела и
динамику его изменения во времени. Так как теплообмен между
зарядом и топливом происходит преимущественно в объеме факела,
то тем самым ускоряются прогрев и испарение топлива. Смешение
паров топлива с воздухом происходит благодаря диффузии. Пары
топлива диффундируют в направлении поверхности струй, где концент-
рация топлива меньше, чем в ядре. Интенсивность смешения в большей
мере определяется поэтому поверхностью топливных струй. Важную
роль играет тепломассообмен на вершинах струй. Ряд опытов показал,
что на начальный период смесеобразования положительное влияние
оказывает направленное турбулентное движение заряда. Дополни-
тельная турбулизация положительно действует на заключительной
фазе смесеобразования — при догорании топлива. Связано это с тем,
что при недостатке кислорода турбулентные пульсации повышают ве-
роятность соприкосновения микрообъемов окислителя и продуктов
неполного окисления и распада топлива.
После начала горения движение заряда способствует сносу продук-
тов сгорания с поверхности крупных капель и обеспечивает подвод к
ним окислителя. При рассматриваемом методе смесеобразования, оче-
видно, должен существовать оптимум направленной скорости движе-
ния заряда. При чрезмерном ее значении мелкие капли, пары топлива и
51
продукты сгорания из объема одной струи могут движением заряда
переноситься в объем соседней струи, приводя к ухудшению смесеоб-
разования. Чрезмерно интенсивный вихрь может также быть причиной
недостаточного проникновения капель топлива в объем заряда. Эти
явления называют перезавихриванием.
Для хорошего смесеобразования в объеме камеры сгорания сущест-
венным являются мелкость, однородность распыливания и длина топ-
ливных струй. Еще до начала интенсивного тепловыделения капли
Рис. 2.19. Развитие топливных струй:
£i — в неподвижном заряде; б — в заряде, движущемся со скоростью 15 м/с; в — в заряде,
движущемся со скоростью 35 м/с
топлива должны проникнуть на периферию камеры сгорания, где со-
средоточена наибольшая часть воздуха. Обеспечить это трудно из-за
малого времени, отводимого для развития струй (тем меньшего, чем
больше частота вращения коленчатого вала),и малого диаметра сопло-
вых отверстий. Поэтому в дизелях с объемным смесеобразованием и
частотой вращения до 3000 мин-1 наилучшие показатели обеспечивают-
ся при давлениях впрыска, доходящих до 120—140 МПа. Эти высокие
давления впрыскивания легко получить применением насосов-форсу-
нок. Их использование, однако, связано с усложнением конструкции
и эксплуатации дизеля. В эксплуатации, в частности, трудно обеспе-
чить равномерную подачу топлива по отдельным цилиндрам многоци-
линдрового дизеля. При разделенных системах топливоподачи с топли-
вопроводом предельно достижимые и допустимые давления впрыскива-
ния обычно не превышают 80—100 МПа. Ограничения здесь обуслов-
лены усилиями, действующими на детали топливной аппаратуры, ис-
кажающим влиянием объемов топлива в системе на характеристику
впрыскивания, а также появлением крайне нежелательных дополни-
тельных впрыскиваний топлива, связанных с колебательными процес-
сами в топливопроводах высокого давления.
Комбинация объемного и пристеночного
смесеобразования. Такое смесеобразование получается при
меньших диаметрах камеры сгорания, когда часть топлива достигает
52
ее стенки и концентрируется в пристеночном слое. Доля этого топлива
непосредственно соприкасается со стенкой камеры сгорания. Другая
часть капель топлива располагается в пограничном слое заряда. По-
падание топлива в пристеночный слой существенно изменяет скорость
смесеобразования до начала горения из-за низких температур и турбу-
лентности заряда в этой зоне, уменьшения скорости испарения топ-
лива и смешения его паров с воздухом. В результате снижается ско-
рость тепловыделения в начале сгорания. После начала горения и по-
вышения температуры заряда скорости испарения и смешения резко
возрастают. Поэтому подача части топлива в пристеночную зону не
затягивает завершения горения.
В случае применения меньших отношенийc/K.c/D удается существен-
но снизить усилия в деталях топливной аппаратуры, а следовательно,
повысить ее износостойкость и надежность. При dK.JD = 0,5 ~ 0,6
(см. рис. 2.15, а, б, ж) в связи со значительным ускорением вращения
заряда при перетекании его в камеру сгорания удается использовать
3—4 сопловых отверстия достаточно большого диаметра. Значение
тангенциальной составляющей скорости движения заряда достигает
25—30 м/с. Больший диаметр соплового отверстия и меньшее расстоя-
ние от распылителя до периферии камеры сгорания определяют су-
щественно меньшие значения давлений впрыскивания, обеспечиваю-
щих наилучшие показатели дизеля. Максимальные значения давлений
впрыскивания, как правило, не превышают 40—50 МПа. Уменьшение
отношения d^.JD вносит ряд других изменений. Появляются возмож-
ности смещения оси камеры сгорания и распылителя с оси цилиндра,
увеличения размера впускного клапана и обеспечения высокого на-
полнения при одном впускном клапане.
Нередко для рассматриваемых камер сгорания форсунку распола-
гают наклонно и выносят из-под крышки головки цилиндра. При этом
облегчаются установка и снятие форсунки в процессе эксплуатации.
В случае смещения распылителя с оси камеры сгорания и наклонной
установки форсунки оси отдельных распыливающих отверстий рас-
полагают под разными углами к оси распылителя. Чтобы обеспечить
правильное положение струй в камере сгорания, необходима фиксация
распылителя относительно корпуса форсунки.
Важное значение в рассматриваемых камерах приобретают ради-
альные составляющие скорости перетекания заряда из объема над вы-
теснителем поршня в камеру сгорания, преобразующиеся в осевые,
т. е. направленные вдоль оси цилиндра. Перетекающий заряд захваты-
вает пары, мелкие капли, продукты сгорания и переносит их в глубь
камеры сгорания. При расширении во время обратного перетекания
заряда часть несгоревшего топлива переносится в пространство над вы-
теснителем, где имеется еще не использованный для сгорания воздух.
Последний не полностью участвует в процессах окисления. Поэтому
стремятся уменьшить до минимума объем заряда, находящегося в про-
странстве между вытеснителем поршня (при положении в в. м. т.) и
головкой цилиндра, доводя высоту его 8Н.3 (см. рис. 2.15, о) до 0,9—
I мм. При этом важной оказывается стабилизация зазора при изготов-
лении и ремонте дизеля.
53
Следует отметить, что в случае меньших dK.jD при прочих равных
условиях большим оказывается количество воздуха, сосредоточенного
в зазоре между вытеснителем поршня и головкой цилиндра, что при-
водит к менее полному использованию воздуха для сгорания топлива.
Как следствие, необходимо большее значение общего коэффициента
избытка воздуха при наибольшей нагрузке дизеля. Долю воздуха,
участвующего непосредственно в горении, можно охарактеризовать в
первом приближении отношением Кк.с/Кс, где Ик.с— объем камеры сго-
рания. Увеличению этого отношения способствуют ликвидация или
уменьшение глубины выточек под клапаны на днище поршня, дости-
гаемые рациональным выбором фаз работы и профиля кулачков
газор аспределени я.
Пристеночное смесеобразование. В ряде конст-
рукций камер сгорания, когда почти все топливо направляется в при-
стеночную зону, имеет место пристеночное смесеобразование. При та-
ком смесеобразовании камера сгорания может быть расположена соос-
но с цилиндром, а форсунка смещена к периферии камеры сгорания,
одна или две струи топлива направляются либо под острым углом на
стенку камеры сгорания, имеющей сферическую форму (см. рис. 2.15, г),
либо вблизи и вдоль стенки камеры сгорания (см. рис. 2.15, д).
В обоих случаях заряд приводится в достаточно интенсивное враща-
тельное движение (тангенциальная скорость движения заряда достига-
ет 50—60 м/с), способствующее распространению топливных капель
вдоль стенки камеры сгорания.
Согласно одной из гипотез, в вихревом потоке заряда осуществля-
ется сепарация рабочей смеси. Менее плотные продукты сгорания пере-
носятся в центр камеры сгорания, а более плотный воздух из цент-
ральной части камеры сгорания — к периферии, где сконцентрировано
топливо, обеспечивая его постепенное и полное окисление. Осущест-
вляется так называемое термическое смесеобразование*. Многочислен-
ные опыты показали, что при таком способе направления топлива в
пристеночный слой количество топливовоздушной смеси, подготовлен-
ной к взрывному сгоранию, уменьшается, горение сопровождается ма-
лыми скоростями нарастания давления в цилиндре, дизель работает
«мягко» и менее шумно. Кроме того, он оказывается в большей степени
приспособленным к работе на топливах различного фракционного сос-
тава, в частности на бензине.
При впрыскивании топлива в объем из-за затрат теплоты на испа-
рение топлива существенно снижается температура заряда (до 150—
200°С по осям струй). Это затрудняет воспламенение топлива вследст-
вие уменьшения скорости предпламенных реакций. В случае исполь-
зования легких топлив, имеющих высокую температуру воспламене-
ния и нередко высокую теплоту парообразования, снижение температу-
ры в объеме факела может привести к затруднению воспламенения,
увеличению периода задержки воспламенения тг, в результате чего тг
окажется больше продолжительности вспрыскивания топлива и тогда
вся порция топлива будет участвовать во взрывном горении. При этом
* Соответствующие принципы применимы в определенной мере и к рассмот-
ренным ранее камерам сгорания.
54
скорости нарастания и максимальные значения давления в цилиндре
будут недопустимо высоки. Возможны случаи, когда воспламенение
становится нерегулярным или вовсе прекращается. Попытка добиться
надежного и быстрого воспламенения увеличением степени сжатия
создает опасность недостаточного проникновения топливных струй
из-за большой плотности заряда, особенно в случае камер сгорания с
большим dK.c/D.
При впрыскивании в пристеночный слой в объем горячего заряда
попадает, по предположениям, всего 5—10% топлива. Прогрев и испа-
рение столь небольшого количества топлива не может привести к су-
щественному снижению температуры заряда. Основная часть топлива
при этом «инертна» в связи с тем, что она сосредоточена у стенки в ма-
лом объеме заряда. Предполагается, что первоначально воспламеняет-
ся именно часть топлива, попавшая в объем заряда. В дальнейшем по
мере испарения и смешения с воздухом горение распространяется на
основную часть топлива, направленную в пристеночный слой. Однако
впрыскивание в пристеночный слой и особенно непосредственно на
стенку затрудняет пуск из-за низкой температуры стенок непрогрето-
го дизеля. Существенное улучшение воспламеняемости низкоцетановых
топлив обеспечивается при увеличении степени сжатия. Степень сжа-
тия специальных многотопливных дизелей приходится повышать до
26. Для камер с пристеночным смесеобразованием опасность недоста-
точного проникновения топливных струй существенно меньше. По-
этому повышение степени сжатия не вызывает ухудшения смесеобра-
зования.
За последние годы разработаны конструкции двигателей, в которых
сочетаются методы смесеобразования в дизеле и воспламенения в кар-
бюраторном двигателе. В частности, предложено использовать искро-
вое зажигание в камерах с пристеночным смесеобразованием. Таким
образом достигается возможность снижения степени сжатия, исполь-
зования топлив вплоть до высокооктановых бензинов и спиртов при
малых скоростях повышения и максимальных значениях давления сго-
рания.
При пристеночном способе смесеобразования требуется менее тон-
кое распиливание топлива. Максимальные давления впрыскивания
не превышают 40—45 МПа. Используют 1—2 сопловых отверстия
большого диаметра.
Обычно считают, что в камере ЦНИДИ (см. рис. 2.15, в), осущест-
вляется комбинированное объемно-пристеночное смесеобразование.
С камерами, в которых осуществляется пристеночное смесеобразова-
ние, камеру ЦНИДИ сближают сравнительно малый путь струй до
попадания на стенку и подача струй на стенку под острым углом.
В случае малоразмерных дизелей первые порции впрыскиваемого топ-
лива долетают до пристеночного слоя, что уменьшает количество топ-
ливовоздушной смеси, подготовленной за период задержки воспламе-
нения к быстрому сгоранию. Это способствует «мягкой» работе дизеля
с малыми скоростями нарастания давления.
В отличие от рассмотренных ранее камер сгорания (см. рис. 2.15,
а, б, г-ж) в случае камеры ЦНИДИ при впуске не создается враща-
тельного движения заряда*. Заряд приводится в движение при вытес-
нении его из надпоршневого пространства в камеру сгорания, диаметр
горловины которой составляет —0,35/2. При этом в камере сгорания
создается вихрь, ось которого расположена в плоскости, перпендику-
лярной плоскости чертежа. Скорость движения заряда достигает 40—
45 м/с. Отличительная особенность смесеобразования в камере ЦНИДИ
от пристеночного смесеобразования — встречное движение струй
топлива и заряда, вытесняемого из надпоршневого пространства, что
способствует увеличению количества топлива, взвешенного в объеме
камеры сгорания, и сближает процесс с объемным смесеобразованием.
При использовании камеры ЦНИДИ применяют 3—5 сопловых отвер-
стий. Параметры впрыскивания топлива близки к тем, которые имеют
место в камерах сгорания типа ВТЗ и ЯМЗ (см. рис. 2.15, а, б).
Недостатки камеры ЦНИДИ, так же как и камер сгорания с при-
стеночным смесеобразованием, — большая высота головки поршня
из-за значительной глубины камеры сгорания, высокая тепловая на-
пряженность головки цилиндра, поршня и особенно горловины каме-
ры сгорания, а также малое значение Ик.с/Ис, что требует применения
больших избытков воздуха. В камере ЦНИДИ расположение форсун-
ки по высоте оказывает влияние на соотношение между порциями
топлива, попавшими на стенку и в объем, и экономичность дизеля.
Поэтому не допускается изменение расположения форсунки по высоте
при переборках дизеля в процессе эксплуатации.
Смесеобразование в разделенных камерах
сгорания. Разделенные камеры сгорания состоят из вспомога-
тельной и основной полостей, соединенных горловиной. В настоящее
время применяют в основном вихревые камеры сгорания и предкаме-
ры. Наименование вспомогательной полости (камеры) здесь распрост-
ранено на всю камеру сгорания. Принципиально различен для рас-
сматриваемых камер сгорания характер движения заряда в дополни-
тельной камере (рис. 2.20). В случае вихревой камеры сгорания ось
соединительной горловины направлена по касательной к внутренней
поверхности сферической или цилиндрической вихревой камеры сгора-
ния (рис. 2.20,а). Поэтому в последней создается направленное вихре-
вое движение заряда. Скорость перетекания заряда через горловину и
близкая к ней максимальная скорость движения заряда в вихревой
камере достигают 100—200 м/с в зависимости от относительной вели-
чины объема вихревой камеры сгорания (Вв.к/Ц) и относительной
величины проходного сечения горловины (fr/Fu) (Fa— площадь порш-
ня). Топливо впрыскивается через штифтовый распылитель в направ-
лении, показанном на рис. 2.20,а.
Иногда для облегчения запуска применяют два сопловых отверс-
тия, причем одно из них подает топливо в зону объема заряда с наи-
большей температурой (рис. 2.20, б). Особенно велика доля топлива,
подаваемого через это отверстие на пусковом режиме.
* За последние годы появились дизели с камерой сгорания, по форме близ-
кой к камере ЦНИДИ, в которых используется вихрь, создаваемый при впуске
заряда в цилиндр.
56
Движущимся зарядом топливо, поступающее из форсунки, отжи-
мается к стенке вихревой камеры сгорания. Таким образом, и здесь,
имеют место элементы пристеночного смесеобразования. Нижнюю часть
вихревой камеры нередко выполняют съемной теплоизолированной.
Температура горловины вихревой камеры может доходить до 600—
650° С. Воздух, протекающий через нее, дополнительно нагревается,
Рис. 2.20. Разделенные камеры сгорания:
а—вихревая (на верхней проекции показано направление перетекания заряда
из основной полости в вихревую камеру при сжатии, на нижней — из вихре-
вой камеры в основную при расширении); б — вихревая и распылитель типа
«Пинтакс» со вспомогательным пусковым распиливающим отверстием; в —
предкамера; г — предкамера малого перепада давления дизеля MWM
что способствует интенсивному смесеобразованию. Интенсификации
смесеобразования способствует и то, что топливо приходит в сопри-
косновение с горячей съемной частью вихревой камеры сгорания.
С ростом частоты вращения тепловой режим вихревой камеры сгора-
ния и находящегося в ней заряда возрастает, что способствует уско-
рению смесеобразования и предпламенных реакций. Так как обычно
объем Vb.k < (0,5 4- 0,6)Уг, то в вихревой камере, куда подается вся
порция топлива, на режимах больших нагрузок создается обогащенная
смесь. Естественно, здесь невозможно полное сгорание топлива. В ре-
57
зультате воспламенения давление в вихревой камере повышается. Го-
рящий заряд начинает перетекать во вторую основную полость каме-
ры сгорания, выполненную в виде фасонной выемки на поршне (рис.
2.20, а), где сосредоточена значительная часть еще не использованного
для горения воздуха. При правильном выборе формы и расположения
обеих полостей камеры сгорания и горловины в основной полости
камеры сгорания происходит быстрое и достаточно полное догорание
топлива.
Относительные объем и сечение горловины в случае предкамеры
(рис. 2.20, в), как правило, меньше, чем у вихревой камеры сгорания.
Малые fr/Fn вызывают повышенные потери на перетекание заряда меж-
ду обеими полостями камеры сгорания. Имеются, однако, предкаме-
ры малого перепада давлений (рис. 2.20, г), в которых 1^/14 H/r/Fn.
близки к аналогичным значениям для вихревых камер сгорания, что
вызвано стремлением уменьшить потери энергии на перетекание заря-
да и тем самым повысить экономичность предкамерного дизеля.
Направление осей отверстий, соединяющих цилиндр с предкаме-
рой, таково, что при перетекании заряда на такте сжатия в последней
создается беспорядочное движение заряда. Скорости перетекания
достигают 300 м/с и более. Впрыскивание осуществляется навстречу
потоку заряда, поступающему из цилиндра. При сжатии давление в
цилиндре больше давления в предкамере. Интенсивная турбулизация
заряда в предкамере способствует хорошему перемешиванию топлива
с воздухом, интенсивному смесеобразованию. В результате быстрого,
но неполного сгорания обогащенной смеси давление в предкамере рез-
ко возрастает. Начинается перетекание горящего заряда в основную
полость камеры сгорания, где благодаря интенсивному перемешиванию'
топливо быстро и достаточно полно догорает даже при малых избытках
воздуха (а = 1,15 ~ 1,2).
Как и в случае вихревой камеры сгорания, повышение температуры
вспомогательной камеры и перетекающего в нее заряда, происходя-
щее при увеличении частоты вращения и нагрузки, способствует ин-
тенсификации процесса смесеобразования и более быстрому воспламе-
нению топлива. Несмотря на резкое повышение давления во вспомо-
гательной камере сгорания (особенно при предкамерном смесеобразо-
вании), увеличение давления над поршнем происходит сравнительно
медленно в результате постепенного перетекания горящего заряда из
вспомогательной камеры сгорания. Топливо догорает в основной по-
лости большей частью уже после в. м. т., что не вызывает резкого по-
вышения давления в полости над поршнем.
Смесеобразование при наддуве. При наддуве
дизеля возрастает плотность, а нередко и температура заряда в цилинд-
ре. Воспламенение ускоряется. Поэтому возникает необходимость су-
щественного увеличения пробивной способности топливных струй.
Для этого обычно увеличивают диаметр сопловых отверстий. Чтобы обес-
печить высокие давления впрыскивания, одновременно увеличивают
объемную скорость вытеснения топлива плунжером путем увеличения
его диаметра и скорости. Сочетание элементов системы топливоподачи
целесообразно подобрать так, чтобы продолжительность впрыскивания
58
топлива при наддуве, когда требуется подача больших порций топлива,
была не больше, чем на дизеле без наддува, а давления впрыскивания
были бы даже выше. При этом создаются благоприятные условия для
смесеобразования и тепловыделения.
В случае газотурбинного наддува плотность заряда в цилиндре
увеличивается с ростом частоты вращения и нагрузки, а продолжи-
тельность периода задержки воспламенения по времени сокращается.
Чтобы обеспечить требуемое проникновение топливных струй за пери-
од задержки воспламенения, топливоподающая аппаратура должна
обеспечивать более резкое увеличение давлений впрыскивания с уве-
личением частоты вращения и нагрузки, чем на дизеле без наддува.
При наддуве вследствие увеличения плотности заряда может воз-
расти снос капель топлива вращающимся зарядом и увеличиться угол
конуса струй. Скорость движения заряда не зависит в заметной степе-
ни от давления на впуске. Оптимальное значение скорости движения
заряда при наддуве оказалось несколько меньшим, чем без наддува, в
связи с отмеченным увеличением сноса и угла конуса струй.
Процессы смесеобразования в карбюраторном двигателе. Под
смесеобразованием в карбюраторном двигателе понимают комплекс
взаимосвязанных процессов, имеющих место при дозировании топлива
и воздуха, распиливании, испарении и перемешивании топлива с воз-
духом. Смесеобразование начинается в карбюраторе, продолжается во
впускном тракте и заканчивается в цилиндре двигателя.
Рассмотрим основные физические процессы, имеющие место при
смесеобразовании в карбюраторном двигателе, и их влияние на ка-
чество смеси, поступающей в цилиндры двигателя.
Распы ливан не топлива. Сразу же после выхода струи
топлива (или смеси топлива с небольшим количеством воздуха, назы-
ваемой эмульсией) из распылителя начинается ее распад в результате
воздействия сил аэродинамического сопротивления, причем скорость
воздуха существенно выше скорости топлива. Такой способ распылива-
ния называют воздушным или пневматическим, так как для дробления
топлива используется кинетическая энергия воздуха. На расстоянии
нескольких миллиметров от отверстия распылителя струя распадает-
ся на пленки и капли разных диаметров, в дальнейшем капли могут
дробиться на все более мелкие. Улучшение распыливания увеличивает
суммарную поверхность капель и способствует более быстрому их испа-
рению. Опыты показывают, что средний диаметр капель на выходе
из карбюратора ориентировочно можно считать равным около 0,1 мм.
Распыливание топлива интенсифицируется при увеличении относи-
тельной скорости обдува воздухом, и, наоборот, мелкость и однород-
ность распыливания ухудшаются при больших значениях вязкости и
коэффициента поверхностного натяжения топлива. Процесс распыли-
вания топлива эффективно происходит и при прохождении смесью се-
чения между впускным клапаном и его седлом, а на частичных нагруз-
ках — ив щели, образуемой прикрытой дроссельной заслонкой.
Образование и движение пленки топлива.
Направление движения топлива при выходе его из распылителя, силы,
возникающие при взаимодействии капель с потоком воздуха, а также
ЬУ
гравитационные силы обусловливают оседание частиц на стенках глав-
ного воздушного канала карбюратора и впускного трубопровода.
Растекаясь на этих стенках, капли образуют топливную пленку. При
достаточно большом количестве пленки с нее потоком воздуха могут
срываться капельки топлива, т. е. наблюдаются вторичные процессы
образования капель. На пленку топлива воздействуют сила сцепления
со стенкой, касательное усилие со стороны потока воздуха, перепад
статического давления по периметру сечения, а также силы тяжести и
поверхностного натяжения. В результате действия этих сил траекто-
рия движения пленки приобретает сложный характер. Скорость дви-
жения пленки в несколько десятков раз меньше скорости потока смеси.
Наибольшее количество пленки образуется на режимах полных на-
грузок и малой частоты вращения, когда скорость потока воздуха,
а следовательно, и мелкость распыливания топлива сравнительно не-
велики. На этих режимах количество пленки на выходе из впускного
трубопровода может доходить до 25% от общего расхода топлива. При
дросселировании двигателя количество пленки во впускном трубопро-
воде оказывается меньше вследствие вторичного распыливания топ-
лива около дроссельной заслонки и повышения температуры стенок
трубопровода.
Испарение топлива. С поверхности капель и пленки топ-
ливо испаряется при сравнительно небольших температурах. В на-
чальный период при встрече топлива с воздухом скорость их относи-
тельного движения может достигать 100 м/с и больше, что способствует
интенсивному оттоку паров, но затрудняет передачу теплоты во встреч-
ном направлении — от воздуха к капле. По этим причинам испарение
в рассматриваемый период идет в основном за счет теплоты самих ка-
пель. После разгона капель потоком испарение лимитируется тепло-
обменом между воздухом и топливом. Капли находятся во впускной
системе примерно в течение 0,005—0,5 с. За это время успевают пол-
ностью испариться лишь самые мелкие из них.
Существенную роль в общем испарении топлива играет испарение
с поверхности пленки, которая интенсивно обдувается потоком. Боль-
шое значение для испарения пленки имеет теплообмен со стенками
впускного тракта, поэтому впускной трубопровод обычно обогревает-
ся охлаждающей двигатель жидкостью или отработавшими газами.
В зависимости от конструкции впускного тракта и режима работы
двигателя на выходе из впускного трубопровода содержание в горючей
смеси топлива в виде паров, капель и пленки может соответственно
составлять 60—95; 5—25 и 0—25%. Процесс испарения топлива про-
должается в цилиндре во время тактов впуска и сжатия, к началу сго-
рания топливо практически испаряется полностью.
Неравномерность состава смеси по цилинд-
рам. Скорости движения воздуха и паров топлива во впускном трак-
те равны, а скорость капель на 2—6 м/с меньше, чем скорость воздуха.
Из-за неодинакового сопротивления ветвей впускного тракта наполне-
ние отдельных цилиндров воздухом может отличаться не более чем на
2—4%. Распределение топлива по каналам разветвленного впускно-
го трубопровода, а значит, и по цилиндрам двигателя может характе-
6С
8*
10 20 30 40 50 80 70 80 90 NB,7.
Рис. 2.21. Изменение степени неравномер-
ности состава смеси в четырехцилиндровом?
карбюраторном двигателе в зависимости от:
я — частоты вращения (полный дроссель); б — на-
грузки (п=2000 мнн—’); / — цилиндр № I; 2 — ци-
линдр № 2; 3 — цилиндр № 3; 4 — цилиндр № 4
ризоваться значительно большей неравномерностью главным образом
за счет неодинакового распределения пленки. Это означает, что и сос-
тав смеси в цилиндрах будет неодинаковым.
Основные причины неравномерного состава смеси по цилиндрам:
геометрическая асимметрия каналов и зон разветвления впускного
тракта; асимметрия потока смеси и неравномерное распределение
топлива в отдельных сечениях потока; неодинаковые интервалы времени
между тактами впуска в соседних цилиндрах.
Будем называть сте-
пенью неравномерности со-
става смеси величину
D i = (аг — а) 100 %/а, где
аг — коэффициент избытка
воздуха в i-м цилиндре;
а — коэффициент избытка
воздуха в смеси, приготов-
ляемой карбюратором. Ес-
ли. например, D, => 0, то
это означает, что в данном
цилиндре смесь более бед-
ная, чем в целом по дви-
гателю. Значение а; проще
всего определить по анали-
зу состава отработавших
газов, выходящих из /-го
цилиндра. Обеспечение
равномерного состава сме-
си по цилиндрам представ-
ляет собой сложную и важ-
ную проблему. В карбюра-
торных двигателях степень
неравномерности при неудачной конструкции впускного тракта мо-
жет достигать величины Dt = ±20%, что заметно ухудшает их эко-
номические, мощностные и другие показатели.
Неравномерность состава смеси зависит от режима работы двигате-
ля. Как уже указывалось, с ростом частоты вращения улучшается рас-
пиливание и испарение топлива, поэтому неравномерность состава сме-
си снижается (рис. 2.21,а). Смесеобразование улучшается при умень-
шении нагрузки, что, в частности, выражается в уменьшении степени
неравномерности состава смеси (рис. 2.21,6).
Различные фракции бензина выкипают в интервале температур
35—200°С (ГОСТ 2084—77), поэтому при смесеобразовании в карбюра-
торном двигателе происходит фракционирование бензина, при котором
в первую очередь испаряются главным образом легкие фракции, а в
каплях и пленке оказываются преимущественно средние и тяжелые
фракции. В результате неравномерного распределения жидкой фазы
топлива в цилиндрах может оказаться не только смесь с разным at,
но и фракционный состав топлива также можетбыть неодинаковым.
Сказанное относится и к распределению по цилиндрам присадок к бен-
61
зину, в частности антидетонационных. Вследствие указанных особен-
ностей смесеобразования в цилиндры карбюраторных двигателей по-
ступает смесь, в общем случае различающаяся по а и составу топлива.
При переборке впускной системы в процессе эксплуатации карбю-
раторных двигателей необходимо обращать внимание на правильность
взаимоположения сопрягаемых деталей (карбюратор, впускной трубо-
провод, головка цилиндров) и не допускать нарушений геометричес-
ких форм тракта из-за выступания уплотнительных прокладок в его
сопряжениях, так как это может вызвать увеличение неравномерности
состава смеси.
§ 2.6. Процессы сгорания и тепловыделения
Сгорание является сложным физико-химическим процессом. На
большую часть показателей двигателя влияют, однако, не физико-
химические особенности процесса сгорания, а закономерности тепло-
выделения и вызываемого им изменения давления и температуры в
цилиндре. Ими определяются энергетические и экономические показа-
тели цикла, статические и динамические нагрузки на детали, оценивае-
мые максимальным давлением цикла р z и скоростью нарастания давле-
ния при сгорании (rfp/rf<p)max (МПа/°П. К. В.) или (rf/?/rfT)max (МПа/с),
тепловая напряженность деталей, оцениваемая по распределению тем-
ператур и тепловых потоков, интенсивность шумоизлучения, в опре-
деленной степени механические потери в двигателе и токсичность отра-
ботавших газов. Благоприятные показатели работы двигателя обеспе-
чиваются при тепловыделении, начинающемся за 5—15° до в. м. т.,
вызывающем равномерное повышение давления в интервале углов пово-
рота коленчатого вала 15—30° и в основном завершающемся за 45—50°.
Теплонспользование в действительном цикле с таким характером теп-
ловыделения мало отличается от имеющего место в цикле с подводом
теплоты при V — const, так как поршень у в. м. т. движется с малыми
скоростями и поэтому за время тепловыделения проходит малый путь.
Так, если тепловыделение завершается через 35° после в. м. т., то сте-
пень последующего расширения газов отличается от степени сжатия
лишь на 11—12%. В действительности постепенное тепловыделение
выгоднее мгновенного в связи с уменьшением потерь теплоты в охлаж-
дающую среду и механических потерь двигателя. Физико-химические
особенности процесса сгорания оказывают существенное влияние на
излучение пламени, отложения на деталях и токсичность отработав-
ших газов.
Основы теории горения. По представлениям кинетики химических
реакций, акт реагирования происходит при столкновении молекул,
энергия которых превосходит определенное для каждой из реакций
значение, достаточное для разрушения существующих внутримолеку-
лярных связей и замещения их новыми. Это критическое значение энер-
гии называют энергией активации, а сами молекулы, вступающие в
реакцию,— термически активными. Число столкновений в единицу вре-
мени термически активных молекул существенно увеличивается с тем-
пературой. Оно также зависит от природы реагентов, их соотношения
62
в смеси и давления. При увеличении давления частота столкновений
возрастает вследствие увеличения числа молекул каждого из реагентов-
в единице объема, причем в тем большей степени, чем большее число
молекул пм участвует в элементарном акте реакции. Скорость химичес-
ких реакций, измеряемая количеством вещества, прореагировавшего
в единице объема в единицу времени [кг/(с-м3) или кмоль/(с-м3)],
w = dC/dx = Кор м е RT}. (2.17)
Здесь С — концентрация реагента; т — время; Ко — константа столк-
новений, зависящая от природы и соотношения реагентов в смеси;
р — давление; пы — порядок химической реакции; Qa — энергия ак-
тивации, зависящая от природы реагентов, механизма реакции и пара-
метров состояния; Т — температура смеси, — универсальная га-
зовая постоянная.
Приведенная зависимость справедлива для случая, когда концент-
рация реагентов поддерживается неизменной. В действительности она
изменяется. Поэтому в ходе реакции скорость ее достигает максимума,
а затем снижается до нуля.
Изложенных ранее представлений о химических реакциях, проис-
ходящих в результате соударения термически активных молекул ис-
ходных веществ, оказалось недостаточно для объяснения ряда наблю-
дений, так как: 1) экспериментально полученные зависимости скорос-
ти реакции от давления имеют нередко дробный положительный пока-
затель степени, хотя очевидно, что в реакции не может участвовать
дробное число молекул; 2) добавка некоторых веществ, так называе-
мых присадок, к топливам существенно влияет на процесс горения,
несмотря на очень малые концентрации; 3) зависимость скоростей
предпламенных реакций от параметров состояния заметно отклоняет-
ся от определяемой по (2.17) вплоть до того, что в некотором диапазо-
не увеличение температуры сопровождается уменьшением скорости
реакции (отрицательная температурная зависимость); 4) ряд реакций
происходит с большими скоростями без повышения температуры сме-
си.
Эти и многие другие явления удалось объяснить на основании тео-
рии цепных реакций, в разработке которой выдающаяся роль принад-
лежит школе советских ученых во главе с акад. Н. Н. Семеновым.
В соответствии с представлениями этой теории подавляющее большин-
ство химических реакций идет по цепному механизму, т. е. исходные
вещества переходят в конечные через более или менее длинную цепь
отдельных реакций с образованием ряда промежуточных, нередко
крайне неустойчивых, соединений. Ведущую роль в развитии цепной
реакции играют химически активные частицы, обладающие свободны-
ми валентностями, легко вступающие в соединение с исходными или
промежуточными продуктами без термической активации. В резуль-
тате указанных реакций получаются конечные продукты и одновре-
менно вновь образуется некоторое количество таких же или других
активных частиц, которые снова вступают в реакции, возобновляя,
цепь превращений.
63
Если в результате элементарного акта химически активной час-
тицы с какой-либо молекулой воссоздается лишь одна активная части-
ца, то имеет место простое продолжение реакции и она является не-
разветвленной. Скорость неразветвленной цепной реакции определя-
ется числом активных частиц, возникающих в единицу времени, и
средней длиной цепи. Химически активные частицы образуются в ре-
зультате столкновений или самопроизвольного распада термически
активных молекул. Поэтому зависимость w = f(p, Т) для неразвет-
вленной цепной реакции аналогична (2.17). При этом рассматривают
некоторую эффективную энергию активации, характеризующую ито-
говую зависимость скорости процесса от температуры. Если в резуль-
тате элементарной реакции с участием одной активной частицы воз-
никают две или большее число новых активных частиц, то имеет место
гак называемое разветвление цепи. Скорость такой реакции очень быст-
ро возрастает со временем даже при отсутствии повышения температу-
ры. Обрыв цепи происходит при столкновении между собой химически
активных частиц и в результате адсорбции их стенками, окружаю-
щими реагирующую смесь. Поэтому увеличение концентрации хими-
чески активных частиц сопровождается увеличением числа обрывов
цепей и, как следствие, скорость разветвленной цепной реакции стаби-
лизируется, а затем уменьшается в результате выгорания исходных
веществ.
В соответствии с теорией цепных реакций дробный порядок реак-
ции — результат сложного механизма течения реакции, включающей в
себя ряд элементарных стадий, каждая из которых имеет свой поря-
док. В зависимости от значимости каждой из промежуточных стадий
получаются те или иные значения показателя степени при р в (2.17).
То обстоятельство, что каждая химически активная частица является
источником целой серии превращений, позволяет объяснить ускоряю-
щее или тормозящее действие небольших количеств присадок к топли-
ву. Отрицательная температурная зависимость w объясняется тем, что
увеличение температуры приводит к росту концентрации промежуточ-
ного продукта реакции, тормозящего образование конечных продук-
тов.
На протекание химических реакций в поршневых двигателях вли-
яет как термическая, так и химическая активация частиц. Для раз-
личных условий преобладающим может быть один из способов актива-
ции. В большинстве случаев, однако, решающее влияние оказывает
тепловое самоускорение реакций. Исключение составляет процесс
самовоспламенения.
В поршневых двигателях имеют место три характерных вида сгора-
ния и их комбинаций: объемное воспламенение, воспламенение от ис-
крового разряда с последующим распространением пламени и диффузи-
онное горение.
Объемное воспламенение. В случае нагрева, например, путем бы-
строго сжатия однородной газовой смеси реагентов до температуры
7"нач в последней одновременно по всему объему возбуждается экзо-
термическая реакция. Параллельно с выделением теплоты происходит
отвод теплоты в окружающую среду. При температуре 7"нач выше оп-
64
ределенного для каждого сочетания условий (природа и соотношение
реагентов в смеси, давление, условия теплоотвода и т. д.) значения
Твоспл по истечении некоторого промежутка времени, известного под.
названием периода задержки воспламенения тг-, наблюдается быстрый
саморазгон химических реакций — происходит объемное воспламене-
ние, сопровождающееся охватом всего объема пламенем. В течение
периода задержки воспламенения тг- соотношение между скоростями
выделения и отвода теплоты вследствие различной температурной за-
висимости соответствующих процессов таково, что имеет место лишь
сравнительно небольшое повышение температуры и ускорение химичес-
ких реакций. Период т# тем меньше, чем больше скорость развития
предпламенных реакций и их тепловой эффект. Поэтому период за-
держки воспламенения обычно сокращается при увеличении давления
и температуры. 'ГСОсПл зависит от природы реагентов, соотношения их
в смеси и достигает минимума при определенном составе смеси.
Для простых реакций с увеличением давления смеси температура
воспламенения снижается. При самовоспламенении большинства уг-
леводородов вследствие многостадийного цепного механизма развития
предпламенных реакций наблюдаются в определенных зонах изменения
параметров состояния существенные отклонения от отмеченной зави-
симости. В некоторой зоне температур объемному воспламенению пред-
шествует образование холодного пламени, в котором смесь претерпева-
ет неполное окисление, появляется сине-фиолетовое свечение, выделя-
ется небольшое количество тепловой энергии.
Воспламенение от искрового разряда с последующим распростране-
нием пламени. При второй разновидности процесса воспламенение
однородной смеси осуществляется с помощью искрового разряда. Иск-
ровой разряд должен обладать определенной мощностью, т. е. сооб-
щать смеси в зоне зажигания энергию, достаточную для дальнейшего
распространения процесса по объему. В искровом промежутке развива-
ются температуры более 104 К. Вследствие термической диссоциации и
ионизации в объеме искрового промежутка смесь реагирует с огромны-
ми скоростями без задержки воспламенения. Здесь, естественно, нет
саморазгопа химической реакции. Напротив, скорость химических
реакций с течением времени снижается до значений, соответствующих
температуре пламени при данном составе смеси. На условия зажигания
помимо мощности и природы искры, естественно, влияют природа и
состав смеси, условия отвода теплоты от зоны зажигания, зависящие,
в частности, от конструкции свечи зажигания, способа ее установки,
характера и интеисЕВНОсти движения заряда и пр. Увеличение мощнос-
ти искрового разряда обеспечивает возможность зажигания более
бедных смесей.
При благоприятных условиях реакция из очага воспламенения
распространяется по всему объему путем последовательного разогрева
и переноса активных частиц — происходят распространение пламени,
которое можно наблюдать по перемещению свечения или фронта пла-
мени. В зависимости от условий движения смеси различают нормаль-
ную иа и турбулентную ит скорости пламени. Нормальная скорость
пламени определяется явлениями молекулярного переноса теплоты »
3—686 65
активных частиц, т. е. зависит от таких характеристик, как коэффици-
енты температуропроводности а и диффузии, а также скоростью хими-
ческих реакций w г. Найдено, что пн ~ Vctwz.
Для рассматриваемого процесса в каждый момент имеются две зо-
ны: свежая смесь и продукты сгорания, разделенные фронтом пламе-
ни, в котором происходит реакция. Ширина ламинарного фронта 8Л
обычно невелика (0,1—1 мм). Она зависит от тех же факторов, что и
ин, но в данном случае увеличение скорости химических реакций ве-
дет к уменьшению ширины ламинарного фронта пламени 8Л = alwz.
Скорость химических реакций больше в несколько обогащенных сме-
сях, поэтому пн достигает максимума при а = 0,85 4- 0,9. При обед-
нении и обогащении смеси пн снижается. Имеется некоторый крити-
ческий предел снижения пн, ниже которого пламя не распространяет-
ся, оно гаснет, так как при этом чрезмерно увеличиваются ширина
зоны горения и, как следствие, относительные тепловые потери из
этой зоны. Предельно богатую смесь, при которой еще возможны
распространение ламинарного пламени, а следовательно, и зажигание
смеси, называют верхним концентрационным пределом или верхним
пределом воспламеняемости. Аналогично, предельно обедненную смесь,
при которой возможно распространение фронта пламени, называют
нижним концентрационным пределом или нижним пределом воспламе-
няемости. Для карбюраторных двигателей пределы воспламеняемости
не превышают 0.6 < а < 1,4. Нормальная скорость пламени снижает-
ся при увеличении давления смеси и повышается при росте температу-
ры. Эти зависимости следуют из рассмотрения влияния параметров
состояния на значения коэффициентов температуропроводности и диф-
фузии. В частности, снижение нормальной скорости пламени при уве-
личении давления вызвано уменьшением скорости диффузии частиц.
В турбулизированной смеси скорость распространения пламени в
несколько десятков раз больше нормальной скорости пламени. Фронт
турбулентного пламени сильно искривлен, а при высокой турбулент-
ности раздроблен на большое число очагов. Сказанное схематически
иллюстрируется на рис. 2.22, а, б. Перенос термически и химически
активных частиц осуществляется путем турбулентной диффузии, т. е.
переноса целых объемов смеси. Коэффициент турбулентной диффузии
в сотни раз превышает коэффициент молекулярной диффузии. Этим,
собственно, и объясняется интенсификация процесса распространения
пламени при турбулизации смеси. Ширина зоны турбулентного горе-
ния 8Т также значительно больше ламинарной Вл. Для условий порш-
невых двигателей 8Т достигает нескольких сантиметров. Турбулентная
скорость пламени в отличие от нормальной растет не только при увели-
чении температуры, но и с повышением давления. Это связано с су-
щественно различным характером переноса активных центров.
Инициирование распространения пламени при турбулентном заря-
де обусловлено в большой мере явлениями молекулярного переноса.
Интенсивность турбулентного движения заряда в некоторых случаях
может воздействовать на процессы воспламенения отрицательно, способ-
ствуя переохлаждению объема, в котором произошел искровой разряд.
66
Под периодом формирования очага воспламенения (фронта пламени)
понимают время увеличения размеров объема, охваченного реак-
цией, до значения, при котором заметными оказываются выделение теп-
лоты и повышение давления. Он сокращается при увеличении турбу-
лизации заряда вследствие интенсификации турбулентного переноса
теплоты и химически активных частиц, а также из-за уменьшения
толщины пограничного слоя заряда, в котором обычно располагается
искровой промежуток и где развитие
процесса определяется молекулярными
явлениями, скорость которых невелика.
Диффузионное горение. Диффузион-
ное горение имеет место, когда возмож-
ная скорость реакции значительно вы-
ше скорости смешения реагентов и ско-
рость процесса лимитируется смешением.
Рассмотрим диффузионное горение
на примере горения распыленного жид-
кого топлива, которому предшествуют
прогрев и частичное испарение капель.
На рис. 2.22, в показана схема горения
движущейся капли топлива. Вокруг
капли располагается паровая оболочка
1. В зоне И находится топливовоздуш-
ная смесь, температура и состав кото-
рой соответствуют условиям воспламени-
мости, в зону 111 выносятся продукты
сгорания. Собственно зона горения рас-
полагается между паровой оболочкой
и воздухом.
Сгорание в дизеле. Процесс воспла-
менения распыленного топлива имеет
многостадийный цепной характер. Очаги
воспламенения располагаются вблизи
наружных границ факела распыленного
топлива, где понижение температуры
вследствие испарения меньше, чем на
оси, а состав смеси благоприятен для
воспламенения. При низких температурах длительность периода
задержки воспламенения велика и смесь успевает в значительной
степени стать однородной. В этом случае четко проявляется двух-
стадийный характер предпламенного процесса, т. е. вначале по смеси
распространяется холодное пламя, а затем уже возникает горячее.
При более высоких температурах холодное пламя в различных зо-
нах неоднородного заряда возникает не одновременно, а в резуль-
тате дальнейшего повышения температуры процесс становится одно-
стадийным.
Процессы смесеобразования начинают ограничивать сгорание в
области высоких температур, так как их скорость растет с температу-
рой в существенно меньшей степени, чем скорость химических реакций.
Рис. 2.22. Схемы турбулент-
ного распространения пламени
при слабой (а) и сильной (б)
турбулизации реагирующей
смеси и диффузионного горе-
ния движущейся капли топ-
лива (в)
3*
При горении распыленного топлива имеет место комбинация
всех рассмотренных разновидностей процесса. Возникновение очага
воспламенения происходит по механизму объемного воспламенения.
Далее процесс распространяется по паровоздушному заряду, подго-
товленному к горению за период задержки воспламенения. Наконец,
основная часть топлива сгорает по механизму диффузионного горения.
Процесс горения в поршневых двигателях удобно анализировать
по индикаторным диаграммам в координатах р — <р (рис. 2.23,а).
При этом процесс сгорания разделяют на ряд фаз.
Рис. 2.23. Индикаторные диаграммы и характеристики ввода о и
выделениятеплоты:
а — фазы сгорания; б — влияние формы характеристики впрыскивания на изме-
нение давления в цилиндре при сгорании
Первая фаза горения,или период задержки
воспламенения, определяется как интервал времени тг- или
углов поворота коленчатого вала 0г от начала впрыскивания (фн.вп)
до момента, когда давление в цилиндре становится в результате выде-
ления теплоты выше давления при сжатии воздуха без впрыскивания
топлива (точка а на диаграмме давления).
Период задержки воспламенения при впрыскивании жидкого топ-
лива включает в себя время, необходимое для распада струи на капли,
некоторого продвижения капель по объему камеры сгорания, прогре-
ва, частичного испарения и смешения топливных паров с воздухом,
а также время саморазгона химических реакций. Неоднородность сме-
си положительно влияет на развитие воспламенения, так как предоп-
ределяет существование в каких-то зонах условий, наиболее благопри-
ятных для воспламенения по составу смеси и ее температуре.
Именно наличие всей гаммы составов смеси и температур определяет
возможность воспламенения в среднем очень бедной смеси, например
«=6и более. В случае гомогенизации воспламенение такой смеси было
68
бы затруднено. Если период задержки воспламенения больше продол-
жительности впрыскивания, все топливо подается в цилиндр до нача-
ла воспламенения, большая часть его успевает испариться и смешаться
с воздухом. В результате объемного воспламенения этой части топлива
в цилиндре развиваются высокие давления: высокими оказываются
динамические нагрузки на детали и шумоизлучение.
На длительность т, влияют:
1. Воспламеняемость топлива. Склонность топлива к воспламенению
оценивается цетановым числом, которое определяется на специ-
альных установках сравнением воспламеняемости топлива с воспламе-
няемостью смеси эталонных топлив (цетана С16Н34 и альфаметилиафта-
лина С10Н7 — СН3). Чем больше цетановое число, тем лучше воспла-
меняемость топлива. Наименьшим цетановым числом обладают
высокооктановые бензины. Их применение возможно лишь в специ-
альных многотопливных дизелях. На склонность топлив к вос-
пламенению можно влиять, добавляя к ним специальные присадки,
например амилнитраты, которые, однако, не получили еще широкого
распространения.
2. Давление и температура заряда в начале впрыскивания топлива.
Увеличение давления и особенно температуры, как правило, сокращает
тг. Поэтому повышение температуры заряда в начале впрыскивания
топлива, уменьшение угла опережения до определенного значения
способствуют уменьшению т,. При эксплуатации в результате увеличе-
ния утечек заряда через неплотности давление и температура заряда в
конце сжатия снижаются, что вызывает удлинение т,.
3. Тип камеры сгорания. Он оказывает влияние на тг вследствие
различий в распределении топлива по объему заряда и в пристеночной
зоне, а также в температуре стенок камеры сгорания.
4. Интенсивность направленного движения заряда. Увеличение
интенсивности движения заряда в дизеле, как правило, несколько со-
кращает длительность задержки воспламенения.
5. Характеристики впрыскивания и распыливания. Интенсификация
впрыскивания и ускорение развития топливных струй до определен-
ных пределов способствуют сокращению тг.
6. Изменение нагрузки. В зависимости от конструкции топливного
насоса тг изменяется по-разному. Если начало подачи в зависимости от
нагрузки не изменяется, то тг- растет при уменьшении нагрузки в свя-
зи со снижением давления и температуры заряда в момент начала
впрыскивания топлива. Если же при уменьшении нагрузки начало
впрыскивания запаздывает, то возможно сокращение тг вследствие
увеличения давления и температуры заряда в цилиндре в момент нача-
ла впрыскивания топлива.
7. Увеличение частоты вращения. Увеличение скорости сжатия
заряда, улучшение распыливания топлива и повышение давления и
температуры заряда в момент начала впрыскивания топлива сопровож-
дают повышение частоты вращения. В случае разделенных камер сго-
рания возрастает температура горловины и горячей вставки. Все это
способствует сокращению тг с ростом частоты вращения, особенно в
дизелях с разделенными камерами сгорания. Продолжительность пе-
69
риода задержки 0,- в градусах п. к. в. при этом растет, причем в мень-
шей степени в случае разделенных камер сгорания.
Вторая фаза горения, или фаза быстрого горения, на-
чинается с момента, определяемого как «момент воспламенения»,
и продолжается до достижения максимума давления. Эту фазу
можно разделить на две части: от начала горения до точки б и на
участке б — в (рис. 2.23,а). В течение первой сгорает часть смеси,
подготовленная к воспламенению за т,-, и происходит быстрое тепловы-
деление и нарастание давления. Начиная с точки б процесс лимитиру-
ется смешением топлива и воздуха и, следовательно, принципиально
возможно направленное изменение характера тепловыделения и на-
растания давления.
На развитие и длительность второй фазы горения влияет ряд фак-
торов:
1. Количество и состояние топлива, поданного в цилиндр за тг и
подаваемого в течение второй фазы горения. На количество топлива,
поданного за тг, естественно, влияет длительность этой фазы. При ха-
рактеристике 1 впрыскивания (рис. 2.23,6) меньше подача топлива за
т2- и (rfp/dqjmax- Чем мельче распыливаются и быстрее охватывают объем
заряда первые порции впрыскиваемого топлива, тем интенсивнее теп-
ловыделение и нарастание давления во второй фазе.
2. Скорость движения заряда. Вплоть до некоторого значения
увеличение скорости движения заряда способствует интенсифика-
ции тепловыделения в фазе быстрого горения. При сильном переза-
вихривании уменьшается количество теплоты, выделяемой за вторую
часть второй фазы горения. Интенсивность тепловыделения в первой
части этой фазы не снижается.
3. Тип камеры сгорания. От типа камеры сгорания существенно за-
висит характер развития второй фазы горения в связи с влиянием его
на длительность т2, а также на количество топливовоздушной смеси,
приготовленной к воспламенению за тг и после начала воспламенения.
Чем больше топлива подается в пристеночную зону, тем меньше ско-
рость тепловыделения и нарастания давления.
4. Нагрузка. При уменьшении нагрузки сокращается продолжи-
тельность второй фазы горения за счет заключительной ее части, что
связано с уменьшением величины и длительности подачи топлива.
5. Частота вращения. При повышении частоты вращения тц сокра-
щается в такой степени, что продолжительность второй фазы 0ц,
выраженная в градусах п. к. в., почти не возрастает. Связано это с
улучшением распыливания топлива, уменьшением продолжительности
впрыскивания во времени, увеличением интенсивности движения заря-
да, повышением параметров состояния заряда р и Т, способствующим
ускорению химических реакций.
Третья фаза горения, или фаза быстрого диффузионного
Горения, наиболее ярко выраженная при больших нагрузках и в дизе-
лях с наддувом, начинается в момент достижения максимума давления
и завершается в момент максимума температуры. Максимум темпера-
туры цикла всегда достигается позже максимума давления. Это связано
с тем, что после завершения второй фазы может происходить ин-
7:
тенсивное тепловыделение. Вследствие высокой чувствительности к из-
менению объема (р 1/V"2) давление начинает падать, когда достига-
ется определенное сочетание скоростей тепловыделения и увеличения
объема. Температура заряда изменяется в меньшей степени при увели-
чении объема (Т ~ l/V'‘2~'), поэтому понижение температуры начина-
ется при большей скорости увеличения объема, т. е. дальше от в. м. т.
В третьей фазе имеет место диффузионное горение при интенсивном
смешении. Топливо подается в пламя. Период задержки воспламене-
ния впрыскиваемых в пламя порций топлива сравнительно невелик.
Тепловыделение в принципе является управляемым. Горение развива-
ется при увеличивающемся объеме рабочего тела, поэтому давление в
цилиндре снижается. В ряде случаев (например, в дизелях с высоким
наддувом) скорость тепловыделения в рассматриваемой фазе близка к
имеющей место во второй фазе горения.
На развитие третьей фазы сгорания оказывают влияние:
1. Качество распыливания и количество топлива, впрыскиваемого
после начала горения. Если впрыскивание топлива завершается до на-
чала третьей фазы, то количество теплоты, выделяемой в этой фазе,
невелико. Это имеет место, в частности, при малых нагрузках дизеля.
2. Скорость движения воздушного заряда. Увеличение скорости
движения заряда до некоторого оптимального значения увеличивает
тепловыделение в третьей фазе. При «перезавихривании» заряда тепло-
выделение в третьей фазе снижается. Это связано с ухудшением рас-
пределения топлива в объеме заряда п с переносом продуктов сгорания
из зоны одного факела в зону другого. Оба фактора увеличивают не-
полноту сгорания и вызывают дымление дизеля.
3. Наддув. Введение наддува увеличивает тепловыделение. При
наддуве количество теплоты, выделяемой в течение третьей фазы, мо-
жет превышать количество теплоты, выделяемой в течение второй фа-
зы. Высокими при этом оказываются также скорости тепловыделения.
С повышением степени наддува длительность третьей фазы и тепловы-
деление за этот период возрастают.
4. Увеличение частоты вращения дизеля. Подача и распиливание
топлива интенсифицируются, а скорость движения заряда повышается
вследствие увеличения частоты вращения. Продолжительность третьей
фазы по времени сокращается, а в градусах несколько возрастает.
Четвертая фаза горения — догорание — про-
должается с момента достижения максимальной температуры цикла
до окончания тепловыделения. В этой фазе также происходит диффу-
зионное горение, но при малой скорости смешения, так как основная
часть топлива и окислителя уже израсходована. Взаимное столкнове-
ние частиц топлива и окислителя затруднено. При благоприятных ус-
ловиях происходит достаточно полное выгорание сажи, образовавшей-
ся в течение предыдущих фаз сгорания.
На развитие четвертой фазы горения влияют:
1. Турбулентные пульсации заряда. Они увеличивают вероятность
своевременного контакта между частицами топлива и окислителя. Вы-
сокочастотные пульсации обеспечивают относительную скорость меж-
ду частицами сажи и заряда, необходимую для завершения горения.
71
2. Качество распыливания порций топлива, впрыскиваемых в кон-
це процесса. Чем больше максимальный диаметр капель, тем длитель-
нее догорание топлива. Продолжительное снижение давления впрыс-
кивания, дополнительные впрыскивания способны вызывать недопус-
тимое затягивание процесса горения. При этом ухудшается не только
теплоиспользование, но снижается и надежность работы дизеля вслед-
ствие закоксовывания сопловых отверстий и повышенных отложений
на деталях.
3. Попадание топлива на холодные поверхности внутрицилиндро-
вого пространства. Это явление также вызывает затянутое догорание,
Рис. 2.24. Определение фаз процес-
са сгорания по индикаторной ди-
аграмме карбюраторного двигателя
поэтому нежелательно нагружение
дизеля до его прогрева.
4. Наддув. Как правило, он
приводит к некоторому затягива-
нию догорания топлива вследствие
увеличения продолжительности
впрыскивания, а нередко и ухуд-
шения распределения топлива по
объему камеры сгорания.
При износе деталей дизеля и
его топливной аппаратуры, а так-
же изменении проходного сечения
распылителя, как правило, качест-
во процессов смесеобразования и
сгорания ухудшается, горение за-
тягивается и становится неполным.
Сгорание в карбюраторном дви-
гателе. При анализе процесса сго-
рания на индикаторной диаграмме
карбюраторного двигателя выделяют три фазы (рис. 2.24).
Первая фаза 0Ь начинающаяся в момент проскакивания
электрической искры и заканчивающаяся, когда давление в цилиндре
становится в результате выделения теплоты выше, чем при сжатии сме-
си без сгорания, называется начальной фазой сгорания или фазой форми-
рования фронта пламени. Развитие сгорания в течение этой фазы в ос-
новном определяют закономерности мелкомасштабного турбулентного
горения. На длительность 01 в градусах п. к. в. влияет ряд фак-
торов:
1. Состав смеси. Наименьшее значение ©i соответствует составу
смеси, при котором наибольшее значение имеет нормальная скорость
сгорания (а = 0,8 4- 0,9). При значительном обеднении смеси не толь-
ко заметно увеличивается 0i. но и резко ухудшается стабильность вос-
пламенения, вплоть до появления пропусков воспламенения в отдель-
ных циклах.
2. Степень сжатия. С ростом е увеличиваются температура и давле-
ние рабочей смеси, а это способствует повышению нормальной скорос-
ти сгорания и соответствующему сокращению длительности 01. По
этим же причинам уменьшение угла опережения зажигания приводит
к некоторому уменьшению 01.
72
3. Частота вращения. Опыты показывают, что О, ~ пт, где показа-
тель т = 0,5 4- 1,0. Чем сильнее возрастают мелкомасштабные пуль-
сации при увеличении частоты вращения п, тем больше значение пока-
зателя т.
4. Нагрузка двигателя. По мере закрытия дроссельной заслонки
увеличивается относительное количество остаточных газов и уменьша-
ется давление рабочей смеси. Все это приводит к увеличению длитель-
ности 01 а также к ухудшению стабильности воспламенения.
5. Характеристики искрового разряда. Чем выше пробивное напря-
жение, длительность и стабильность разряда, тем меньше ©i, поэтому
электронные (транзисторные) системы зажигания несколько улучшают
по сравнению с классическими батарейными системами воспламенение
и сгорание, особенно на режимах разгона.
Вторая фаза 0ц называется основной фазой сгорания, ее
длительность отсчитывается от конца первой фазы до момента дости-
жения максимального давления в цикле. Длительность 0П определя-
ется закономерностями крупномасштабного турбулентного горения.
Как показывают эксперименты, 0ц слабо зависит от физико-химичес-
ких свойств рабочей смеси и только при очень сильном дросселирова-
нии наблюдается некоторое увеличение 0Н. Интенсивность турбулент-
ности заряда в цилиндре пропорциональна частоте вращения, поэтому
с ростом п длительность второй фазы во времени уменьшается в соот-
ветствии с изменением длительности всего цикла, т. е. фаза 0ц в гра-
дусах п. к. в. практически не изменяется. Уменьшению длительности
©и способствует расположение свечи зажигания ближе к центру каме-
ры сгорания, а также усиление турбулизации заряда.
Третья фаза ©ш, или фаза догорания, начинается
в момент достижения максимального давления цикла. В этой фазе
смесь горит в пристеночных слоях, где масштабы турбулентных пуль-
саций заметно меньше, чем в основном объеме камеры сгорания. От-
дельные объемы смеси догорают за фронтом пламени, особенно когда
зона турбулентного горения имеет большую глубину. На длительность
©in идентично влияют те же факторы, которые воздействуют на 0t, т. е.
от которых зависит скорость мелкомасштабного турбулентного горе-
ния. С ростом е увеличивается доля смеси, догорающей в пристеночных
слоях и в зазорах между головкой и днищем поршня (вытеснителях),
что оказывает решающее влияние на затягивание третьей фазы. Опре-
делить момент окончания этой фазы, характеризующейся концом теп-
ловыделения, без специальных расчетов и обработки индикаторной
диаграммы нельзя.
В эксплуатационных условиях обычно изменяются и скоростной и
нагрузочный режимы двигателя. При уменьшении нагрузки и при уве-
личении частоты вращения длительность первой и третьей фаз возрас-
тает, что при малоизменяющейся величине 0П требует увеличения уг-
ла опережения зажигания 0O.S для компенсации возрастающей дли-
тельности 0[ и ©пь Поэтому системы зажигания карбюраторных дви-
гателей имеют, как правило, вакуумный и центробежный регуляторы
угла опережения зажигания: первый увеличивает 0О.Э по мере умень-
шения нагрузки, а второй — при увеличении частоты вращения.
73
Детонационное сгорание. Часть смеси, до которой фронт пламени
доходит в последнюю очередь, нагревается в результате поджатия до
температуры, превышающей температуру самовоспламенения. Не-
смотря на это, при нормальном протекании сгорания самовоспламене-
ние последней порции смеси не происходит, так как для его развития
не хватает времени. Если же период задержки самовоспламенения ока-
жется настолько коротким, что в последней порции заряда возникнут
очаги воспламенения от сжатия, то такое самовоспламенение может
приобретать взрывной характер. При этом возможно возникновение и
В.М.Т. В.М.Т.
<f° В.М.Т.
Рис. 2.25. Индикаторные диаграммы при нарушениях нормаль-
ного сгорания в карбюраторном двигателе:
а — слабая детонация; б — сильная детонация; в — преждевременное воспла-
менение
распространение по заряду ударных волн, которые со своей стороны
способствуют самовоспламенению хорошо подготовленной к нему ос-
тальной несгоревшей смеси.
Сгорание в цилиндре карбюраторного двигателя последних порций
заряда после его объемного самовоспламенения, сопровождающееся
возникновением ударных волн, называют детонационным. Скорость
ударных волн во много раз больше скорости распространения фронта
турбулентного пламени.
При отражениях ударных волн от стенок камеры сгорания возника-
ет звонкий «металлический» стук, который служит внешним проявле-
нием детонации. На индикаторных диаграммах при детонационном
сгорании регистрируются вибрации давления, амплитуда и частота
которых зависят от интенсивности детонации (рис. 2.25,а, б). При
сильной детонации стуки становятся громче, увеличивается диссоциа-
ция продуктов сгорания, мощность двигателя падает, а в отработавших
газах появляется черный дым.
Работа двигателя при сильной детонации (рис. 2.25,6) связана с
большими тепловыми и механическими нагрузками на ряд деталей,
в результате чего могут обгореть кромки поршней и прокладка голов-
ки, а также электроды свечи. Ударные волны разрушают масляную
пленку на поверхности верхней части цилиндра и последняя при дето-
нации интенсивно изнашивается. Продолжительную работу двигателя
с детонацией допускать нельзя.
74
Подавлению детонации способствуют все факторы, увеличивающие
задержку самовоспламенения последней порции заряда, а именно:
1. Использование топлив с достаточно высоким октановым числом.
В процессе изготовления такого топлива октановое число может быть
повышено путем добавки в небольших количествах специальных анти-
детонационных присадок, например этиловой жидкости, содержащей в
основном тетраэтилсвинец РЬ(СгН5)4.
2. Уменьшение угла опережения зажигания. При этом снижаются
максимальное давление и скорость нарастания давления fc.pl Д<р цикла,
что способствует меньшему поджатию смеси перед фронтом пламени.
3. Увеличение частоты вращения. В этом случае повышается ско-
рость распространения основного фронта пламени и соответственно
становится меньше время развития предпламенных процессов в по-
следних частях заряда, с другой стороны, интенсивность этих процес-
сов снижается из-за большей концентрации в смеси остаточных газов
и меньшей скорости нарастания давления. По этим причинам с ростом
п вероятность возникновения детонации снижается.
4. Нагрузка двигателя. Дросселирование связано с уменьшением
давления и температуры заряда, а также с увеличением уост, в резуль-
тате этого при уменьшении нагрузки склонность двигателя к детона-
ции понижается.
5. Конструктивные мероприятия. Уменьшению вероятности появ-
ления детонации способствуют снижение степени сжатия, уменьшение
диаметра цилиндра, усиление турбулизации заряда, улучшение охлаж-
дения последних порций заряда, уменьшение пути, проходимого фрон-
том пламени от свечи до наиболее удаленных частей камеры сгорания.
При конструировании камер сгорания обычно стремятся выбрать
такую ее схему (рис. 2.26,п—а), которая обеспечила бы наибольшую
компактность камеры и возможность расположить свечу вблизи от
центра (полусферическая). В то же время иногда менее компактные
камеры при обеспечении большей турбулизации заряда (плоскооваль-
ная, клиновая и полуклиновая) обладают более высокими антидетона-
ционными свойствами.
Преждевременное воспламенение. Вследствие разогрева от горячей
поверхности центрального электрода свечи, головки выпускного кла-
пана, а также от тлеющих частиц нагара воспламенение смеси может
возникнуть во время процесса сжатия еще до момента появления иск-
ры. Воспламенившаяся от накаленных поверхностей (/ст > 700 Ч-
-т- 800°С) смесь сгорает затем с нормальной скоростью, однако момент
такого воспламенения оказывается неуправляемым и наступает по
мере саморазвития процесса все раньше и раньше. Обнаружить по
внешним признакам преждевременное воспламенение затруднительно,
так как сопровождающие его шумы глухие.
При раннем возникновении преждевременного воспламенения силь-
но увеличиваются давление и температура, максимумы которых могут
достигаться еще до прихода поршня в в. м. т. (рис. 2.25,в), что приво-
дит к уменьшению мощности двигателя и его перегреву. Начавшееся
преждевременное воспламенение выключением зажигания устранить
нельзя, поэтому в таких случаях необходимо быстро закрыть дроссель-
75
ную заслонку, иначе возможен выход двигателя из строя в результате
прогара поршня.
Чтобы предупредить появление преждевременного воспламенения,
следует подбирать свечи по калильному числу, характеризующему их
стойкость против перегрева, и не допускать эксплуатации двигателя со
свечами с недостаточно высоким калильным числом.
Рис. 2.26. Схемы некото-
рых типов камер сгорания
карбюраторных двигателей:
а — полусферическая; б — плос-
коовальная; в — клиновая; а —
полуклиновая
Характеристики выделения теплоты. Расчет параметров в начале
процесса расширения. Используя индикаторную диаграмму, можно
установить закономерности выделения и использования теплоты и
составить внутренний тепловой баланс двигателя. На рис. 2.23,и
совмещены индикаторная диаграмма и характеристики ввода и выделе-
ние теплоты. Под характеристикой ввода теплоты понимают зависи-
мость отношения о = VBnpT/7u/(V4pT//u) от угла поворота коленчатого
вала или времени, совпадающую с интегральной характеристикой
впрыскивания. Введем понятие коэффициента выделения теплоты и
обозначим его — Qx/Qn где Qx ~ количество теплоты, выделившей-
ся к текущему моменту; Q, = 17ц()7//и — вся теплота, вводимая с топ-
ливом в цикл.
Под характеристикой выделения теплоты понимают зависимость
коэффициента выделения теплоты от угла поворота коленчатого
вада или от времени. Чтобы рассчитать характеристику выделения
теплоты, используют уравнение баланса Qx = Д£/Г'_х-|- Lc^, -j- QnPT ж.
Здесь &иС'—к — изменение внутренней энергии заряда от момента
76
воспламенения до текущего момента; Ьс^х — работа, совершенная
газами от момента воспламенения до текущего момента; Q,IOTX —
количество теплоты, переданной от заряда к деталям, окружающим его,
за период от момента воспламенения до текущего момента. Введем
понятие коэффициента использования теплоты как долю теплоты,
израсходованной к рассматриваемому моменту на повышение внутрен-
ней энергии рабочего тела и совер-
шение работы, от всей введенной
за цикл теплоты:
gx = (Af/c«_x + ^_JC)/Q1.
Разделив выражение для Qx
на Рцрт//и, получим Хх — +
+ СпоиДУцРЛ)- Разность 1 — уд.
характернзует относительную до-
лю теплоты, не выделившейся к
рассматриваемому моменту време-
ни.
Рис. 2.27 иллюстрирует внут-
ренний тепловой баланс двигателя
в функции объема заряда. Опреде-
ление Lc'—x при наличии индика-
торной диаграммы трудностей не
представляет. Как известно, L =
2
= j pdV, т. е. определяется пло-
i
щадью под графиком процесса. На
участке до в. м. т. LC’_X отрица-
тельна, так как работа затрачива-
ется на сжати е заряда. В какой-то
момент после в. м. т. положитель-
ная работа компенсирует отрица-
тельную и Lc'—K = 0. В дальней-
шем, вплоть до конца расширения,
LC’—t возрастает. AUC'—X увеличи-
вается до момента достижения максимума температуры. При опре-
делении AUC>_X приближенно можно для всего процесса считать,
что состав заряда соответствует теоретическим продуктам сгорания
при данном значении коэффициента избытка воздуха ос. Для вычис-
ления количества теплоты, переданной от заряда в стенки, можно
воспользоваться , например, формулой Эйхельберга
Спот к = А J ( Т — Гст. ср) Fdx.
с'
где А — коэффициент, зависящий от единиц физических величин и
типа двигателя; св — средняя скорость поршня; р, Т — текущие
давление и температура заряда соответственно; Дт-ср — сред-
няя температура поверхности деталей; F — поверхность теплообмена,
зависящая от положения поршня.
На рис. 2.27 QHen.cr — количество теплоты, которое не выделилось
в результате неполного сгорания. Его можно определить по анализу
отработавших газов. Внутренний тепловой баланс дает наглядное пред-
ставление о динамике выделения и превращения тепловой энергии в
Рис. 2.28. Диаграммы сжатия — расширения карбюраторного двигателя (а),
дизеля (6)
механическую, а также о динамике тепловых потерь. В поршневых дви-
гателях тепловые потери происходят в охлаждающую среду, с отрабо-
тавшими газами, а также в результате несвоевременного и неполного
сгорания. Отрезок аб на рис. 2.27, в частности, характеризует несвое-
временность выделения теплоты. Внутренний тепловой баланс позво-
ляет, следовательно, установить также своевременность завершения
тепловыделения.
При исследовании тепловыделения получены данные, используя
которые можно рассчитать индикаторную диаграмму вновь проекти-
руемого или модернизируемого двигателя. Рассмотрим метод расчета
параметров состояния в начале процесса расширения — в точке г.
На рис. 2.28,6 приведены действительная (сплошные линии) и рас-
четная (штриховые линии), несколько идеализированная, диаграммы
сжатия — расширения дизеля. На расчетной диаграмме принято, что
сгорание начинается в в. м. т. и вызывает изменение давления, как в
термодинамическом цикле со смешанным подводом теплоты. Расчет-
ная диаграмма не учитывает также изменение в характере снижения
давления при открытии выпускного клапана. По отношению к расчет-
ной диаграмме действительная является «скругленной». Точка г
примерно соответствует на действительной диаграмме дизеля оконча-
нию третьей фазы сгорания. По первому закону термодинамики для
точки г можно записать (для упрощения уравнений рассматривают
сгорание 1 кг топлива)
Uh = Wc_z + Lc_z, (2.18)
где Д(/С_г = ^4 — причем U z = uz{Mi + Мг) (иг — внутрен-
няя энергия 1 кмоля продуктов сгорания при температуре Тг в точке
г; подсчитывается по значениям внутренних энергий газов, приводи-
мым в справочниках); U с = исМг + щ Мг (ис и ис — внутренняя
энергия 1 кмоля воздуха и продуктов сгорания при температуре Тс в
точке с).
На участке с — z' (рис. 2.28,6) работа не совершается. Работа га-
зов на участке z' — z будет
Ai-z ~ Lz'—z — рУz Рг’ Vc.
Так как pz, = рср, то
Lc-z == РУг — ^РУс’
По уравнению состояния, pzVz = 8314(Л42 -f- Mr)Tz и р У с =
= 8314(Afj Mr)Tc- С учетом этих выражений уравнение (2.18)
можно представить как
У4 + М1Кс + Мги + 8314 (Л4Г + Мг) ХТС =
= (М2 + Мг) и"г + 8314 (М2 + Л4г) Tz.
Разделив последнее выражение на + Мг и учитывая, что
Мг/Мх = уост и (Л42 + + Мг) = р, получим
М4ЛМ1 U + Тост)] + («С + TocXW + Тост) +
+ 8314ХГс = р(«; + 83147\). (2.19)
На рис. 2.28,а приведены действительная и расчетная диаграммы
сжатия — расширения карбюраторного двигателя; в этом случае
= U г — U с- При а > 1 конечное уравнение примет вид
ЬгНи । и‘ + Тост«с ,о оп.
------------1------------= ци. (2.20)
All (1+ Тост) 1+Тост
При а < 1 часть теплоты сгорания топлива (ДНи)хим не может вы-
делиться, тогда уравнение (2.20) приобретает вид
4 Uu — Л4Х (1 -у тост) 1 +
+ («<7 + Тост и"с У 0 + Тост) = ни" • (2-21)
Уравнения (2.19) — (2.21) решаются методом последовательных
приближений или графически*. Подсчет ис и иг осуществляется
* При использовании эмпирических зависимостей uz"=f(T,, а) возможным
становится аналитическое решение уравнений.
79
i=n i—n
по выражениям и” = "V rt uci и и == "Y rt uzi, где гг — объемные
i=l t = l
(мольные) доли компонентов продуктов сгорания; uci и uzt — внутрен-
ние энергии 1 кмоля компонентов продуктов сгорания соответственно
при температурах Тс.и Тг, которые берут из справочников. Для дизеля
при подсчете Т г необходимо задаться степенью повышения давления,
которая зависит от типа камеры сгорания. Во всех случаях задаются
значением коэффициента использования теплоты ?z. Рекомендуемые
значения X и ё2 для номинального режима работы двигателя приведе-
ны в табл. 2.3.
Таблица 2.3
Двигатели »г, МПа Л kz d*''rf?max’ МПа/° п.к.в
Дизели с нераз- 7,5—12,5* 1,7—2,1 0,7—0,82 1800—2200 До 1,2
деленной камерой сгорания Дизели с присте- 6,5—8,0 1,6—1,9 0,65—0,75 1750—2100 0,3—0,6
ночным смесеобра- зованием Дизели с разде- 5,5—7,5 1,2—1,8 0,6—0,75 1700—2000 0,25—0,4
ленными камерами сгорания Карбюра горные 3—5,5 3,8—4,2 0,8—0,9 2500—2850 0,15—0,25
* Верхний предел для двигателей с наддувом.
Для карбюраторных двигателей X = рТ2/ Тс, тогда расчетное дав-
ление pz = Крс. Действительное значение максимального давления
цикла в случае карбюраторного двигателя р0,85pz (расчетного
давления). Для дизеля объем цилиндра при состоянии, выражаемом
точкой г, определяют с использованием уравнений состояния для точек
г и с. Если разделить эти уравнения друг на друга, то получим Хр =
|t(Tz/Tc), откуда
Р = (рА) (Г /Тс), (2.22)
тогда
Vz = Гсо. (2.23)
§ 2.7. Процесс расширения
В процессе расширения совершается основная часть положитель-
ной работы цикла. Значительная часть теплоты выделяется в процессе
расширения, особенно велико тепловыделение в дизелях с высоким
наддувом.
На рис. 2.29 показано изменение давления и температуры в процессе
расширения. Средняя температура поверхностей деталей, окружающих
80
внутрицилиндровое пространство, не превышает 300°С. Для обычных
двигателей, в которых не предусмотрено ограничение отвода теплоты в
в систему охлаждения, температура заряда выше. Поэтому часть
теплоты от заряда передается через стенки в охлаждающую среду и
смазочному маслу конвекцией и излучением. Излучение особенно
интенсивно в дизелях, обычно оно практически завершается через
80—90° после в. м. т.
На рис. 2.30 приведены зависимости локальных нестационарных
тепловых потоков, передаваемых излучением и совместно излучением
и конвекцией, от угла поворота ко-
ленчатого вала. Зависимости имеют
ясно выраженные максимумы, ко-
торые достигаются приблизительно
в момент максимальной средней по
объему температуры заряда. Сле-
дует иметь в виду, что поверхность
теплообмена в в. м. т. минимальна.
В ходе расширения она растет за
счет открытия поршнем поверхнос-
ти цилиндра. Тем не менее вслед-
ствие существенно более высокой
интенсивности теплообмена вблизи
в. м. т. передается основная часть
теплоты, теряемой в стенки дета-
лей. Однако в начале расширения
Рис. 2.29. Изменение давления, тем-
пература заряда, показателей адиа-
баты и политропы в процессе рас-
ширения
интенсивно также догорание топ-
лива. Поэтому показатель политропы в начале процесса имеет малые
значения и увеличивается в ходе расширения. Вследствие преобла-
дающего влияния догорания топлива в начале процесса показатель
политропы меньше показателя адиабаты. В конце расширения по-
казатель политропы выше показателя адиабаты. На рис.2.29 приведен
примерный характер изменения показателей адиабаты и политропы
в ходе расширения.
Показатель адиабаты, определенный по средней температуре про-
цесса, k2 = 1,25 -4- 1,3. Он зависит не только от средней температуры
заряда в ходе расширения (TcV = (Tb + Тг)/2, где Ть — температура
заряда в конце расширения), но и от коэффициента избытка воздуха,
увеличиваясь с уменьшением Tcv и ростом а. Приведенные значения
ki вычислены в предположении, что весь заряд имеет состав теоретичес-
ких продуктов сгорания.
Как и для процесса сжатия, действительный процесс с перемен-
ным показателем политропы может быть заменен условным со средним
показателем, который выбирают так, чтобы давления в начале и конце
процесса были такими же, как в действительном процессе, а совер-
шенная работа была примерно одинаковой в обоих случаях. Реальные
значения среднего показателя политропы расширения для дизелей
П2 = 1,15 -Р 1,28. При этом меньшие значения относятся к высокообо-
ротным, дизелям с высоким наддувом и малыми величинами К, а боль-
шие значения — к малооборотным дизелям без наддува. Для карбю-
81
раторных двигателей м2 = 1,2-:- 1,28. Сравнение м2 и k2 показывает,
что в целом в процессе расширения выделение теплоты в результате
догорания топлива больше потерь теплоты в стенки (n2 < к?)-
При выборе п2 следует иметь в виду, что м2 увеличивается при уве-
личении Л2, времени теплообмена, относительной поверхности тепло-
обмена F/M (М — количество заряда), утечек заряда через неплот-
ности, скорости сгорания и интенсификации охлаждения деталей.
При увеличении частоты вращения уменьшаются потери теплоты в
систему охлаждения, утечки заряда и может возрасти догорание топ-
лива в процессе расширения. Поэтому м2, как правило, снижается при
Рис. 2.30. Зависимости локальных суммарных (<?),
передаваемых конвекцией (qK) и излучением (<ул) удель-
ных тепловых потоков по углу поворота коленчатого
вала в процессах сжатия — расширения
увеличении п. Увеличение нагрузки сопровождается увеличением
потерь теплоты и утечек заряда, но одновременно повышается догора-
ние топлива и снижается k2. В высокооборотных двигателях преобла-
дает влияние последних двух факторов и м2 уменьшается с ростом на-
грузки. При наддуве и увеличении степени наддува, как правило, уве-
личивается догорание топлива в процессе расширения и уменьшаются
относительные потери теплоты в стенки. В результате пг уменьшается.
Если, однако, при введении наддува приняты меры к тому, чтобы дого-
рание не увеличивалось и степень повышения давления % не умень-
шалась, то м2 может иметь такие же значения, как и без наддува. Вы-
бор п2 должен быть увязан со значением Ег: чем меньше L, тем больше
догорание топлива в процессе расширения и поэтому ниже п2.
Анализ тепловыделения показал, что для конца расширения зна-
чение коэффициента использования теплоты £6 = 0,82 4- 0,87 для
двигателей без наддува и доходит до 0,92 в случае наддува. Эти значе-
ния относятся к номинальному режиму работы. Видно, что £6 нахо-
дится в более узких пределах, чем £z. Этим можно воспользоваться
для более точного расчета параметров состояния в процессе сгорания—
82
расширения с привлечением уравнения баланса теплоты в процессе
расширения.
По результатам исследования двигателей получены следующие
параметры состояния в конце расширения: для дизелей без наддува
Рг, = 0,25 4- 0,6 МПа и Ть = 1000 4- 1200 К, а для карбюраторных
двигателей рь = 0,4 4- 0,6 МПа и Ть~ 1400 4- 1700 К.
ГЛАВА 3
ПОКАЗАТЕЛИ РАБОЧЕГО ЦИКЛА И ДВИГАТЕЛЯ
§ 3.1. Индикаторные показатели
Работа газов в цилиндрах двигателя за 1 мин
Pi Vh (2ii/r)i,
где п — частота вращения дизеля; т — число тактов; i — число ци-
линдров.
Тогда работа за 1 с или индикаторная мощность
Nl^piVhnil(3^, (3.1)
где N i выражена в кВт, если /4 — в МПа, a Vh — вл, п — в мин’1.
Так как момент связан с мощностью зависимостью Mt : Ni/ы, а
со = лн/30, то индикаторный момент (Н-м)
Mi \000pi V/, С'(*т). (3.2)
Следовательно, индикаторный момент связан со средним индика-
торным давлением коэффициентом пропорциональности kM (Q()()Vhi/
(пт) и Мг = kMpt.
Экономичность действительного цикла, кроме индикаторного
к. п. д., можно оценивать удельным индикаторным расходом топлива,
под которым понимают расход топлива на единицу индикаторной мощ-
ности за единицу времени £,=6'.г/Л’Дкг/(кВт-ч)|, где G,.— часовой рас-
ход топлива, кг/ч. Выражение giHu представляет собой теплоту в ки-
лоджоулях, вводимую в цилиндры на каждый киловатт мощности за
1 ч. Тогда giHuvu выразит энергию, равную 1 кВт-ч, или 3600 кДж.
Следовательно,
gt = 3600/ (rlt Ни). (3.3)
Здесь можно получить gt в г/(кВт-ч), если подставить Ни в МДж/кг.
Установим связь между индикаторным к. п. д. п средним индика-
торным давлением:
Ч = Li/Ql = Li/(Ga Ни) = pi VJIG* Ни).
Из уравнения состояния pKVh\\v = ^iRMtG ЦТК рабочий объем
V^^RM^Tjtp^).
Если принять Мг — а/о/р и учесть что TJpK 1/(/?(>„), то
1/й = а/0 6ц/(т)г рк) и т]; =рг (IJH„) (a/7jv ) (1 /рк), (3.4)
откуда
Pi -= (HUHO) 0Wa) Рк- (3-5)
83
Влияние различных факторов на индикаторные показатели дизеля.
Топливо. В автотракторных дизелях используют преимущест-
венно жидкие углеводородные топлива. Как видно из табл. 1.2, отно-
шение HJU>= Нсгл для этих топлив практически одинаково. Сорт топли-
ва тем не менее может оказывать влияние на индикаторные показатели
дизеля вследствие изменения параметров впрыскивания и распы-
ливания, различий в испаряемости и воспламеняемости. При облегче-
нии фракционного состава топлива и сохранении неизменным избытка
воздуха путем увеличения объемной подачи топлива в зависимости от
способа смесеобразования индикаторные показатели могут как ухуд-
шаться, так и улучшаться.
Ухудшение индикаторных показателей наиболее вероятно в случае
объемного смесеобразования. Связано это с увеличением продолжитель-
ности впрыскивания и уменьшением длины топливных струй (вследст-
вие уменьшения давлений впрыскивания из-за большей сжимаемости
легкого топлива, а также уменьшения размера капель и увеличения
угла конуса топливных струй из-за меньших вязкости и поверхностно-
го натяжения).
Улучшение индикаторных показателей может иметь место в дизе-
лях с пристеночным смесеобразованием вследствие уменьшения дого-
рания и неполноты сгорания топлива. Облегчение фракционного соста-
ва топлива приводит к снижению температуры испаряющихся капель.
Это уменьшает различия в скоростях испарения топлив, обладающих
при одинаковой температуре разной упругостью паров. Сближение
скоростей испарения особенно велико при высоких температурах сре-
ды, в которую осуществляется впрыскивание топлива, т. е. на рабочих
режимах дизеля. На режимах пуска различия в скоростях испарения
значительны и присадка легких фракций может облегчить запуск ди-
зеля. На рабочих режимах влияние облегчения фракционного состава
топлив на процессы воспламенения и горения связано в основном
с уменьшением цетанового числа, увеличением периода задержки
воспламенения и скорости тепловыделения в фазе быстрого сгорания.
Соответственно возрастают скорость нарастания давления и максималь-
ное давление сгорания, особенно при объемном смесеобразовании.
В пределе воспламенение может и вовсе не происходить.
Для совершенствования показателей двигателя важно не только
достижение высокого теплоиспользования, оцениваемого qно и обес-
печение как можно большего отношения г^фа., так как при этом высокой
оказывается удельная работа цикла (р;). Значения гц и ц,-/» помимо
свойств топлива зависят от состава смеси, условий охлаждения, степе-
ни сжатия параметров впрыскивания и распыливания топлива, регу-
лировок, типа камеры сгорания, характера и интенсивности движения
заряда, наполнения цилиндров, параметров окружающей среды, час-
тоты вращения и других факторов.
Состав смеси. Нагрузка двигателя. На рис. 3.1
приведены зависимости ц,- и тц/а от состава смеси а. Для дизеля
(т]г/а)тах имеет место при несколько обедненной, а цгтах — при сильно
обедненной смеси. Значение коэффициента избытка воздуха, при кото-
ром достигается наилучшая экономичность, называют пределом эф-
84
фективного обеднения смеси (апр). Высокий предел эффективного обед-
нения смеси для дизеля объясняется использованием в нем неоднород-
ной смеси (см. § 2.6).
Затруднение воспламенения может иметь место лишь при подаче
в цилиндры мелкодисперсного низкоцетанового топлива, так как при
этом смесь успевает за длительный период задержки воспламенения
стать однородной.
Рис. 3.1. Зависимости ц, и щ/а от коэффициента из-
бытка воздуха:
а — для дизеля, б — для карбюраторного двигателя
Причинами увеличения гр- с ростом а до апР являются умень шние.
потерь, связанных с неполнотой и несвоевременностью сгорания, и
увеличение термического к. п. д. из-за увеличения степени последую-
щего расширения и доли двухатомных газов в заряде. Уменьшение
гр при а > оспр связано с ухудшением распыливания топлива и повы-
шением относительного количества теплоты, теряемой в охлаждающую
среду. Рассмотренный характер зависимости гр = /(а) определяет
изменение теплоиспользования с нагрузкой дизеля. Следует при этом
иметь в виду, что при падении нагрузки уменьшаются продолжитель-
ность впрыскивания и тепловыделения. На индикаторный к. п. д. при
изменении нагрузки, естественно, влияет угол опережения впрыскива-
ния. Наилучшие результаты получаются в случае, если начало впрыс-
кивания несколько запаздывает при уменьшении нагрузки. Помимо по-
вышения экономичности в зоне малых нагрузок это обеспечивает также
снижение давлений сгорания, скоростей их нарастания и токсичности
отработавших газов. Требуемый характер изменения момента начала
впрыскивания обеспечивается выбором конструкции плунжерной пары.
Хотя при (т]г/а)та* получается максимум р-,, дизель никогда ие регу-
лируется на соответствующий режим работы. Связано это не только
со стремлением обеспечить более высокий гр- (рис. 3.1,а), но также и с
тем, что при регулировке на (ip/a)max чрезмерными оказываются дым-
ность отработавших газов и тепловая напряженность деталей.
Условия охлаждения деталей. Специальной кон-
струкцией деталей, применением для их изготовления материалов с
85
низкой теплопроводностью, использованием теплозащитных покрытий
можно уменьшить потери теплоты в систему охлаждения и повысить
индикаторный к. п. д. двигателя.
Степень сжатия. Увеличение степени сжатия в ряде слу-
чаев благоприятно влияет на работу дизеля при использовании низко-
цетановых топлив. Связано это с тем, что с ростом температуры ско-
рость предпламенных реакций увеличивается в большей степени, чем
скорость испарения. Как следствие, сокращается период задержки вос-
пламенения и уменьшается количество горючей смеси, образующейся
за этот период. Возрастает стабильность воспламенения топлива,
уменьшается скорость нарастания давления при сгорании. Сближаются
между собой характеристики работы двигателя на топливах различно-
го фракционного состава. Однако в многотопливных двигателях с вы-
сокой степенью сжатия при работе их на топливах с высоким цетано-
вым числом по сравнению с обычным дизелем существенно завышенны-
ми оказываются механические нагрузки на детали и больше затраты
мощности на прокручивание дизеля при пуске. В целом для обычных
дизелей повышение степени сжатия нельзя рассматривать как средство
улучшения индикаторных показателей. Связано это с тем, что мини-
мально допустимая степень сжатия, выбираемая из условия надежного
пуска из холодного состояния, достаточно высока. В зоне больших
значений степени сжатия увеличение ее не дает заметного повышения
теплоиспользсвания, так как невелик прирост термического к. п. д.,
а одновременно повышаются потери теплоты в охлаждающую среду и
увеличивается доля воздуха, заключенного в «мертвых» зонах камеры
сгорания, например в зазорах между поршнем, головкой цилиндра и
цилиндром. Могут при высокой степени сжатия также нарушиться оп-
тимальные условия смесеобразования.
Тип камеры сгорания.В случае разделенных камер сго-
рания повышенными оказываются тепловые и газодинамические поте-
ри. Поэтому теплоиспользоваиие в дизелях с разделенными камерами
сгорания хуже. В то же время применение таких камер сгорания об-
легчает форсирование двигателя по частоте вращения. Это связано с
интенсификацией смесеобразования и предпламенных реакций при
увеличении п.
В дизелях с разделенными камерами сгорания продолжительность
периода задержки воспламенения меньше и выраженная в градусах
угла поворота коленчатого вала в меньшей степени растет при увели-
чении п. Это обеспечивает возможность достижения благоприятного
тепловыделения при умеренных нагрузках на детали в широком диапа-
зоне частот вращения. Дизели с разделенными камерами сгорания мо-
гут работать бездымно и с допустимой токсичностью отработавших га-
зов при меньших избытках воздуха, чем дизели с однополостными ка-
мерами сгорания. Поэтому, несмотря на худшее теплоиспользоваиие,
эффективность их цикла обычно не уступает эффективности цикла ди-
зелей с неразделенной камерой сгорания.
Характеристики впрыскивания и распыли-
вания. Для достижения высокого теплоиспользования характерис-
тики впрыскивания и распыливания должны быть подобраны так
S6
чтобы тепловыделение в основном завершалось уже через 35—40°
после в. м. т. Вытекающие из этого требования особенности впрыски-
вания и распыливания топлива зависят от способа смесеобразования.
Здесь подчеркнем лишь недопустимость подвпрыскивания и растяну-
того спада скорости в конце процесса, приводящих к ухудшению теп-
лоиспользования, сильному дымлению и закоксовыванию сопловых
отверстий, а также необходимость обеспечения достаточно мелкого и
однородного распыливания топлива, оптимальной для каждой камеры
сгорания пробивной способности топливных струй. Если нет опаснос-
ти недостаточного проникновения струй топлива в объем камеры сгора-
ния, целесообразна малая
скорость нарастания давле-
ний впрыскивания в начале
процесса, так как это обеспе-
чит более «мягкую» работу
дизеля.
Начало впрыски-
вай и я. На рис. 3.2,а при-
ведена регулировочная ха-
рактеристика по углу опере-
жения впрыскивания. С по-
вышением Во.вп увеличивают-
ся максимальное давление
сгорания р z, скорость нарас-
тания давления (Др/Дср) max»
потери теплоты в охлаждаю-
щую среду г/охл и температуры
головки tr и цилиндра /ц.
Одновременно температура
отработавших газов tr и ко-
личество теплоты, теряемой
с ними, снижаются. Естест-
венно, что существует вполне
определенный для каждого
сочетания частоты вращения
и цикловой подачи топлива
угол опережения впрыскива-
ния 0о.вп, при котором до-
стигаются наиболее высокие
значения среднего индикатор-
ного давления и минимальные
значения удельного индика-
торного расхода топлива.
Обычно за оптимальный угол
опережения впрыскивания
Рис. 3.2. Характеристики по углу опере-
жения:
а — впрыскивания (дизель); б — зажигания (кар-
бюраторный двигатель)
принимают значение меньше
того, при котором достигают-
ся /7/тах И ^min. СВЯЗЭНО ЭТО
с тем, что уменьшение до
определенных пределов ©о.вп от оптимального значения обеспечивает
существенное снижение pz, (dp/dq)max и содержания оксидов азота
при сравнительно небольшом ухудшении индикаторных показателей
и повышении дымления.
Скорость движения заряда. При изменении положе-
ния клапана с экраном (ширмой), которое характеризуется углом <рш,
Рис. 3.3. Влияние средней угловой скорости
движения заряда в конце сжатия на среднее
индикаторное давление при неизменных по-
даче топлива и частоте вращения:
<1, б, в ~ зависимости pi от угла поворота клапана
с экраном соответственно при ic, равном 11,7 и 5;
г — зависимости угловой скорости движения заряда,
выраженной в процентах, от угла поворота клапана
с экраном: а', б', в' — зависимости от угловой
скорости движения заряда, выраженной в процентах
соответственно при <с, равном 11,7 и 5
ние г с и уменьшение dK.c/£) вызывают
угловая скорость о> вра-
щения заряда изменяет-
ся, как показано на рис.
3.3,г. Если число сопло-
вых отверстий 5, то уве-
личение и вызывает уве-
личение среднего инди-
каторного давления
(рис. 3.3,<?,<?') (положи-
тельное влияние вихря).
В случае ic = 7 и 11
(рис. 3.3, б, б', а, а)
увеличение скорости
движения заряда до оп-
ределенного значения
вызывает улучшение
теплоиспользования и
pt, дальнейшее повыше-
ние <о приводит к пере-
завихриванию, которое
более ярко выражено в
случае большего ic. При
перезавихривании уве-
личивается неполнота
сгорания топлива, повы-
шается дымление дизе-
ля. Скорость движения
заряда, создаваемая при
впуске, увязывается с
числом сопловых отвер-
стий и диаметром каме-
ры сгорания. Увеличе-
уменьшение необходимой
(создаваемой при впуске) скорости движения заряда. В результате
обеспечивается возможность увеличения наполнения. Пропорциональ-
но может быть увеличено рг- (рис. 3.4, а, б). Следует иметь в виду, что
на рис. 3.4 приведена угловая скорость вращения заряда в камере сго-
рания. Она при неизменном числе сопловых отверстий практически не
зависит отб/к.с/О, в то время как требуемая, создаваемая при впуске
интенсивность вращения заряда уменьшается при уменьшении d,,A/D.
Наполнение цилиндров. При неизменной цикловой
подаче топлива увеличение коэффициента наполнения vjv и плотности
заряда перед впускными органами рк ведет к пропорциональному росту
88
теплоиспользоваиие не ухудшается и pt
Рис. 3.4. Взаимосвязь между оптимальной
угловой скоростью движения заряда в
конце сжатия <0Опт, коэффициентом напол-
нения цо, числом сопловых отверстий ф(и>
и относительным диаметром камеры сго-
рания dK.c/D(6)
а. Это сопровождается увеличением гр- и пропорциональным повышени-
ем pt. В случае изменения цикловой подачи топлива пропорционально
росту произведения r]v Рн неизменным останется а. Если избежать су-
щественного удлинения впрыскивания и нарушения оптимальных ус-
ловий смесеобразования, то
растет пропорционально
t]v Рк- Для дизелей с одно-
полостной камерой сгора-
ния и большим числом со-
пловых отверстий увеличе-
ния коэффициента напол-
нения можно добиться, ес-
ли использовать два впуск-
ных клапана на цилиндр и
уменьшить отношение хода
поршня к диаметру ци-
линдра (S/D). Оба эти ме-
роприятия способствуют
увеличению проходных се-
чений впускных клапанов.
В дизелях с камерой в
поршне и малым числом
сопловых отверстий мини-
мальное сечение системы
впуска располагается не-
редко во впускном канале,
а не в клапане. Последнее
связано с необходимостью
обеспечения высокой ис-
ходной скорости вращения
заряда, зависящей от ско-
рости воздуха в канале. Поэтому увеличение проходного сечения в
клапанах не приводит к заметному росту коэффициента наполнения
Следует также иметь в виду, что при уменьшении S/D в дизелях с
камерами сгорания в поршне, имеющими малое d^.^D, заметно
возрастает объем воздуха в надпоршневом зазоре, что неблагоприят-
но влияет на развитие тепловыделения.
Эффективное средство увеличения наполнения цилиндров — над-
дув. Наиболее широкое распространение получил газотурбинный над-
дув. Для его реализации требуется баланс мощностей турбины и ком-
прессора. В двухтактном двигателе мощность турбины оказывается
меньше мощности, необходимой для привода компрессора. Это связано
с малой располагаемой энергией отработавших газов и относительно
большим расходом воздуха через компрессор. Поэтому в двухтактных
двигателях необходимо применять комбинированные системы наддува,
что усложняет двигатель. Двухтактные двигатели имеют высокую теп-
ловую напряженность* деталей в связи с большей (в два раза) частотой
* О тепловой напряженности см. § 3.5.
89
рабочего хода, при котором в охлаждающую среду передается конвек-
цией и излучением наибольшее количество теплоты. Осуществление
наддува связано с повышением тепловой напряженности. Сказанное
ограничивает возможности увеличения среднего индикаторного давле-
ния двухтактных дизелей путем применения наддува. Тепловая напря-
женность деталей ограничивает также степень форсирования наддувом
дизелей с разделенными камерами сгорания, которые вследствие осо-
бенностей процессов смесеобразования и сгорания имеют большую
неравномерность температурных полей деталей.
Неизменности теплоиспользования при введении наддува способ
ствует уменьшение относительных потерь теплоты в охлаждающую
среду из-за уменьшения поверхности теплообмена, приходящейся нг
единицу количества заряда. При оптимальных углах опережения
впрыскивания и коротком энергичном впрыскивании максимальные
давления сгорания при наддуве дизеля могут оказаться чрезмерно вы-
сокими. Чтобы избежать этого, можно прибегнуть к снижению степени
сжатия, установке заведомо несколько более позднего, чем оптималь-
ный по теплоиспользованию, угла опережения впрыскивания. Сле-
дует также иметь в виду, что снижение степени сжатия, особенно при
газотурбинном наддуве, может привести к ухудшению пусковых ка-
честв дизеля, так как на пусковых режимах давление наддува мало от-
личается от атмосферного давления.
На практике при наддуве обычно обеспечивают увеличение избытка
воздуха на номинальном режиме, чтобы избежать чрезмерного увели-
чения тепловой напряженности деталей, передающих тепловые пото-
ки от заряда в охлаждающую среду.
При большом избытке воздуха теплоиспользование может быть даже
лучшим, чем на соответствующем режиме работы дизеля без наддува.
Однако прирост pt будет меньше. В последние годы в ряде работ пока-
зана целесообразность снижения номинальной частоты вращения при
введении высокого наддува дизеля.
Следует отметить, что агрегаты наддува сложны и дороги, характе-
ристики малоразмерных нагнетателей недостаточно благоприятны.
Поэтому наддув применяют чаще на дизелях большой мощности. Рас-
пространению газотурбинного наддува препятствует неблагоприятный
характер зависимости давления наддува от частоты вращения. Давле-
ние наддува достигает максимума при максимальной частоте вращения,
в то время как желательно иметь максимум при пониженных частотах.
Последнее может быть достигнуто при регулируемых системах наддува,
но это дополнительно усложняет дизель. Следует отметить также неко-
торое ухудшение приемистости дизеля вследствие включения в систему
газовой связи двигатель — газотурбонагнетатель, а также возможное
снижение надежности и долговечности дизеля из-за повышенных меха-
нических и термических нагрузок.
В настоящее время разработаны средства преодоления перечислен-
ных трудностей и наддув получает все большее распространение на
автотракторных дизелях.
Параметры окружающей среды. При увеличении
температуры атмосферного воздуха и снижении атмосферного давления
90
уменьшается массовое наполнение. В случае неизменной предельной
подачи топлива это сопровождается пропорциональным снижением ко-
эффициента избытка воздуха, что, в свою очередь, ведет к уменьшению
индикаторного к. п. д. и пропорциональному снижению среднего ин-
дикаторного давления. Следует отметить, что каждому дизелю свойст-
венна своя зависимость тц = /(ос), поэтому степень влияния атмосфер-
ных условий на мощностные и экономические показатели различных
дизелей неодинакова.
Рис. 3.5. Зависимости тщ Щ она от частоты вращения (а) и цг- от нагрузки (б)):
/ — дизель; 2— карбюраторный двигатель
Изучение влияния атмосферных условий на показатели различных
дизелей позволило предложить приближенные формулы для приведе-
ния параметров к стандартным атмосферным условиям. Номера соот-
ветствующих ГОСТов приведены в гл. 7.
Параметры дизелей с газотурбинным наддувом в меньшей степени
зависят от атмосферных условий. Это связано с повышением теплосо-
держания отработавших газов при снижении избытка воздуха из-за
уменьшения атмосферного давления или повышения температуры окру-
жающей среды. В результате увеличивается частота вращения турбо-
компрессора, что в некоторой мере компенсирует снижение рк.
Частота вращения. Если при изменении частоты враще-
ния избыток воздуха не изменяется, то как правило, несколько
увеличивается с ростом п в связи с уменьшением неполноты сгорания
и снижением потерь теплоты в охлаждающую среду. С ростом частоты
вращения улучшается распыливание топлива, благоприятно изменя-
ется сочетание скоростей подачи топлива и движения заряда, что поло-
жительно влияет на развитие горения. Поэтому, несмотря па увеличе-
ние выраженной в градусах продолжительности впрыскивания, тепло-
использование улучшается. На рис. 3.5,а приведены зависимости
i'll, гц/а и а от частоты вращения для одного из тракторных дизелей.
Из графиков видно, что теплоиспользоваиие улучшается с ростом п,
несмотря на некоторое снижение избытка воздуха. На характер изме-
нения т]г и г]г/а в функции частоты вращения заметное влияние оказы-
вает регулировка угла опережения впрыскивания топлива. При уве-
личении частоты вращения возрастают выраженные в градусах про-
должительность впрыскивания и период задержки воспламенения.
91
Последнее приводит к запаздыванию начала воспламенения. Тепловы-
деление в большей мере переносится на такт расширения. Для получе-
ния наилучших индикаторных показателей при увеличении частоты
вращения угол опережения впрыскивания должен увеличиваться. В
большинстве используемых вариантов системы топливоподачи угол
опережения впрыскивания, напротив, снижается при увеличении час-
тоты вращения. Для обеспечения наиболее благоприятного характера
изменения индикаторных показателей во всем диапазоне п в дизелях,
имеющих широкий диапазон частот вращения, целесообразно приме-
нять автоматические устройства для изменения угла опережения
впрыскивания.
Характер изменения ос = f(n) зависит от скоростных характерис-
тик топливоподачи, характера изменения коэффициента наполнения,
а для дизелей с наддувом — также от изменения плотности заряда пе-
ред впускными органами, т. е. а~ркщ /G ц. Для дизелей строительных
и дорожных машин целесообразно увеличение рг при уменьшении час-
тоты вращения. При этом, однако, и в зоне малых п должен обеспечи-
ваться избыток воздуха, достаточный для надежной, экономичной и
бездымной работы дизеля. Наилучшие результаты обеспечивают регу-
лируемые системы наддува, при которых можно добиться постоянства
или даже роста ос с уменьшением частоты вращения, несмотря на уве-
личивающуюся одновременно цикловую подачу. Это обеспечит сущест-
венный прирост pt с уменьшением п при бездымном сгорании и доста-
точно высоком теплоиспользовании во всем диапазоне частот вращения.
Из выражений (3.1) и (3.2) следует, что на индикаторную мощность
и момент кроме значения среднего индикаторного давления влияют
также число тактов, число цилиндров и рабочий объем цилиндра (ос-
новные размеры двигателя), а на мощность — также частота вращения.
Число тактов. В двухтактных двигателях индикаторные
показатели (рг, ц,) ниже, чем в четырехтактных. Это связано с менее
совершенной очисткой цилиндра от продуктов сгорания, повышенное
содержание которых может ухудшить процесс сгорания и теплоис-
пользование.
Среднее индикаторное давление двухтактных двигателей, отнесен-
ное к полному рабочему объему, меньше, чем в четырехтактных, в
связи с потерей части рабочего объема на осуществление газообмена,
несколько худшим теплоиспользованием, а также обычно большим из-
бытком воздуха, к чему прибегают для снижения тепловой напряжен-
ности деталей двигателя. В результате для двигателей без наддува при
прочих равных условиях применение двухтактного цикла вместо четы-
рехтактного способствует увеличению мощности и момента лишь на
60—70%.
В четырехтактных двигателях из-за большего теплосодержания
отработавших газов и меньшей тепловой напряженности деталей могут
применяться более эффективные системы газотурбинного наддува,
чем на двигателях двухтактных. При наддуве от приводного нагнета-
теля в четырехтактных двигателях меньше удельные затраты мощности
на привод нагнетателя, так как меньше, в частности, подача воздуха
на единицу расходуемого топлива. Поэтому при прочих равных усло-
92
виях для двигателей с наддувом мощность четырехтактного двигателя
может даже превышать мощность двухтактного.
Число цилиндров. Индикаторные мощность и момент при
неизменных основных размерах цилиндра прямо пропорциональны
числу цилиндров. Увеличение числа цилиндров приводит к усложне-
нию конструкции и эксплуатации двигателей. На автотракторных
двигателях число цилиндров не превышает 12. Наибольшее распрост-
ранение имеют четырех -и шестицилиндровые рядные двигатели, а
также V-образные восьмицилиндровые двигатели.
Размеры двигателя и номинальная частота
вращения. Отношение хода поршня к диамет-
ру цилиндра. Размеры двигателя, выраженные через диаметр
цилиндра D и перемещение поршня S, зависят от номинальной часто-
ты вращения па. Из выражения средней скорости поршня сп == Sn/30
следует, что при увеличении частоты вращения, чтобы избежать роста
средней скорости поршня, от которой зависят механические потери дви-
гателя, его надежность и износостойкость, следует уменьшать ход
поршня. При неизменном рабочем объеме цилиндра уменьшение хо-
да поршня должно сопровождаться увеличением диаметра цилиндра
Это возможно, однако, лишь до определенных пределов, так как чрез-
мерное уменьшение отношения хода поршня к диаметру цилиндра
(S/D) может привести к неблагоприятному изменению массовых и га-
баритных показателей двигателя, росту механических и термических
нагрузок и ухудшению теплоиспользования. Опыт создания дизелей
показывает, что в случае однополостных камер сгорания малого диа-
метра и разделенных камер сгорания наилучшие показатели обеспечи-
ваются при S/D = 1,0 -У 1,4. При меньших S/D ухудшается использо-
вание воздуха вследствие увеличения содержания его в «мертвых»
зонах.
При большинстве однополостных камер сгорания не удается эффек-
тивно использовать возможности увеличения проходного сечения в
клапанах при увеличении диаметра цилиндра, так как наполнение
цилиндра ограничивается в основном величиной минимального сече-
ния во впускном канале. В дизелях с однополостными камерами сгора-
ния большого диаметра, как показал Н. Р. Брилинг, целесообразно
применение S/D < 1.
В карбюраторных двигателях применяются S/D = 0,85 ч- 1,05.
При неизменных величинах S/D и сп увеличение рабочего объема
связано с уменьшением номинальной частоты вращения.
Отмеченная взаимосвязь является причиной того, что индикаторная
мощность растет не пропорционально Vh, а в меньшей степени. Допол-
нительное влияние может оказать тепловая напряженность деталей.
С увеличением Vh увеличиваются размеры деталей, термические сопро-
тивления теплопроводности, перепады температуры и, как следствие,
термические напряжения. С целью снижения их необходимо приме-
нять меньшие давления наддува и больший избыток воздуха, что также
ограничивает прирост мощности при увеличении рабочего объема.
По мере совершенствования материалов, технологии их обработки,
топлив и масел, естественно, создаются возможности обеспечения высо-
93
кой надежности и износостойкости двигателей при больших значениях
сп. Поэтому повышение номинальной частоты вращения является при
соответствующем выборе S/D одним из способов повышения мощности
при сохранении массы и габаритов двигателя. В наибольшей степени
это справедливо для карбюраторных двигателей. В дизелях, особенно
без наддува и с разделенными камерами сгорания, повышение номи-
нальной частоты вращения также в ряде случаев может оказаться це-
лесообразным. Положительные результаты при этом могут быть до-
стигнуты путем правильного выбора элементов системы топливоподачи
и конструктивных элементов, определяющих интенсивность движения
заряда.
В обоих типах двигателей увеличение номинальной частоты враще-
ния целесообразно только в случае, если это не приводит к резкому сни-
жению наполнения двигателя и снижению совершенства процессов
смесеобразования и сгорания (тр/а). В противном случае уменьшение
среднего индикаторного давления может сводить на нет эффект от по-
вышения частоты вращения.
Влияние основных факторов на индикаторные показатели карбю-
раторных двигателей. Как и для дизелей, индикаторные показатели
карбюраторных двигателей зависят от полноты и своевременности
сгорания, а также от тепловых потерь в систему охлаждения и с
отработавшими газами.
Степень сжатия. У карбюраторных двигателей, применяе-
мых на строительных и дорожных машинах, степень сжатия е =
= 6,0 4- 7,0. В этом диапазоне значений ее влияние на индикатор-
ные показатели весьма существенно. Увеличение е заметно повышает
теплоиспользоваиие, что приводит к росту гр и pt. Кроме того, с ростом
е несколько улучшаются условия воспламенения, что даег возможность
расширить пределы эффективного обеднения смеси и получить допол-
нительное увеличение гр при работе на частичных нагрузках. Чем
больше е, тем меньше объем и поверхность камеры сгорания, а следова-
тельно, несколько меньше и теплообмен между газом и стенками, об-
разующими камеру.
Увеличение степени сжатия является основным способом улучше-
ния индикаторного процесса и повышения ц,- карбюраторного двигате-
ля, однако чем больше е, тем выше требования к октановому числу
бензина. Следует также иметь в виду, что с повышением е увеличива-
ются тепловые и механические нагрузки на детали двигателя, а также
выброс КОТ и СН.
Состав смеси. Он сильно влияет на протекание процесса
сгорания и соответственно на индикаторные показатели цикла (см.
рис. 3.1,6). Существенно, что максимум величины достигается при
более бедных смесях по сравнению с теми, которые соответствуют
максимуму гр/а и Pi- Это объясняется тем, что с обеднением смеси до
определенных пределов улучшается полнота сгорания. Однако при
слишком сильном обеднении смеси скорость ее сгорания значительно
падает и могут даже появляться циклы с пропуском воспламенения.
Наибольшей величине соответствует такой состав смеси, при котором
имеет место оптимальное сочетайте полноты и скорости сгорания смеси.
Максимальное значение ip/a достигают на несколько обогащенных сме-
сях, при сгорании которых имеют место наибольшие значения коли-
чества выделяющейся теплоты и скорости сгорания. Значения а, кото-
рые соответствуют величинам т|;гпах и (тр/а)п,ах, зависят от протекания
процесса сгорания, т. е. от конструкции двигателя, а также определя-
ются положением дроссельной заслонки и частотой вращения. На ре-
жимах полного открытия дроссельной заслонки максимум тр имеет мес-
то при а= 1,05 4- 1,15, а максимум тр/сс и pt—при а =
= 0,85 4- 0,95.
Угол опережения зажигания. Если при прочих
неизменных условиях варьировать величиной угла опережения зажи-
гания 6О.3, то таким путем можно приближать или отдалять сгорание
топлива относительно в.м.т. Каждому сочетанию открытия дроссель-
ной заслонки а и п соответствует свое значение угла 6О.3.ОПТ, при кото-
ром величины тр и pt одновременно достигают максимума. При позднем
зажигании (см. рис. 3.2, б) сгорание переносится на линию расши-
рения и выделившаяся теплота превращается в работу в течение мень-
шей части хода поршня, а тепловые потери в систему охлаждения и с
отработавшими газами возрастают, что приводит к снижению тр и рг.
С другой стороны, при раннем зажигании, когда во.я > 6О.3.ОПТ сильно
увеличиваются максимальная температура Тг и давление цикла р 2,
что обусловливает повышенные тепловые потери в систему охлаждения,
а также увеличивает утечку газов через поршневые кольца.
Все факторы, которые увеличивают скорость сгорания, т. е. со-
кращают длительность первых двух фаз сгорания (6] + 6ц), одновре-
менно способствуют уменьшению 6О 3.ОПТ, и наоборот.
Частота вращения. Увеличение частоты вращения интен-
сифицирует движение заряда и его сгорание в цилиндре. Однако в свя-
зи с сокращением времени, в течение которого совершается весь
цикл, продолжительность сгорания в градусах п. к. в. (6] + 6П)
несколько увеличивается, а это требует соответствующего увеличения
6О.3, которого и достигают центробежным регулятором опережения
зажигания.
С ростом п сокращается время теплоотдачи от газов в систему ох-
лаждения через стенки цилиндра, но, с другой стороны, растущая тур-
булизация заряда интенсифицирует процесс теплоотдачи. Утечки га-
зов через кольца снижаются по мере увеличения п. В результате сов-
местного действия указанных факторов с ростом п величины тр и гр/сс
мало изменяются, имея тенденцию к некоторому возрастанию.
Нагрузка двигателя.С уменьшением нагрузки условия
воспламенения и сгорания в карбюраторном двигателе ухудшаются,
при этом относительные тепловые потери в систему охлаждения и с от-
работавшими газами возрастают. Уменьшение скорости сгорания при
неизменной частоте вращения может быть несколько компенсировано
увеличением угла опережения зажигания, что достигается в результате
работы вакуум-регулятора.
На изменение тр в зависимости от нагрузки двигателя при постоян-
ной частоте вращения (рис. 3.5,6) оказывает еще влияние и изменение
состава смеси. Наибольшего значения гр достигает на средних нагруз-
35
ках при а = 1,05 4- 1,2, что же касается величины р>, то она, естест-
венно, имеет максимум при полностью открытой дроссельной заслонке
и снижается по мере ее прикрытия. Это является следствием главным
образом уменьшения количества свежей смеси, подаваемой в ци-
линдры.
Сравним индикаторные показатели дизелей и карбюраторных
двигателей. Теплоиспользование, как правило, заметно выше в дизе-
лях вследствие более высокой степени сжатия и работы дизеля на
обедненных смесях. Это обеспечивает более высокое значение терми-
ческого к.п.д. Поэтому, несмотря на то что относительный к.п.д.
у дизелей несколько ниже, индикаторный к.п.д. получается более
высоким. Потери теплоты в охлаждающую среду для обоих типов дви-
гателей без наддува примерно одинаковы. Это связано с тем, что в кар-
бюраторных двигателях больше температурный напор, но меньше
значение коэффициента теплоотдачи и приходящееся на цикл время
теплообмена. Последнее — вследствие более высокой в среднем час-
тоты вращения. Среднее индикаторное давление на номинальном ре-
жиме в двигателях без наддува больше у карбюраторных двигателей,
несмотря на меньшее теплоиспользование и обычно меньшее значение
коэффициента наполнения. Связано это с меньшими значениями ко-
эффициента избытка воздуха.
Наддув не нашел еще широкого применения в карбюраторных дви-
гателях. так как при его использовании повышается необходимое ок-
тановое число бензина. Дизели с наддувом, естественно, могут иметь
значения среднего индикаторного давления больше, чем pt карбюра-
торных двигателей без наддува.
На рис. 3.5, б приведено изменение тр в зависимости от нагрузки
для обоих сравниваемых двигателей. Наименьшие различия в
теплоиспользовании имеют место при средних нагрузках, на которых
карбюраторные двигатели работают с большим коэффициентом из-
бытка воздуха. При больших и особенно малых нагрузках различия
увеличиваются.
Расчет индикаторных показателей. Для расчета несколько схемати-
зируем диаграмму сжатия — расширения и представим ее, как по-
казано на рис. 2.28, а штриховыми линиями. Тогда
L. =L , + L „ -4- L
in. с г'—г 1 г—Ь 1 а—с
ИЛИ
L. =L, -4-L h—L ,
i н.с z—г 1 г—b е—а1
где Ьг,_г = pzVz — рг, Vc = рс Vc (Хр — X) = рс Vc \ (р — 1 р
96
(Индекс «н. с.» относится к нескрутленной расчетной диаграмме.)
Так как рс — ра&П1 , а VJVh = 1/(е— 1), то окончательно
Для расчетного цикла карбюраторного двигателя (см. рис. 2.28, б)
р = 1 и 6 = е, тогда
В действительности индикаторная работа будет меньше, чем LiH.c
на величину заштрихованных на рис. 2.28 площадок. Связано это с тем,
что воспламенение начинается до в.м.т. и горение идет с конечными
скоростями. Выпускной клапан открывается до н.м.т. Это уменьша-
ет несколько работу расширения, но одновременно позволяет в боль-
шей степени снизить работу выталкивания и лучше очистить цилиндр
от отработавших газов. Действительное значение среднего индикатор-
ного давления
р; — р. <р ,
где фп.д — коэффициент полноты диаграммы.
На основании обработки опытных индикаторных диаграмм для
четырехтактных двигателей определен <гп.д = 0,92 ~ 0,97, причем
большие значения относятся к карбюраторным двигателям, а мень-
шие — к быстроходным дизелям. Для двухтактных двигателей рас-
четное значение среднего индикаторного давления пересчитывают на
полный рабочий объем цилиндра:
Pi =Д Н.СО-Ф) <РП.Д,
где ф0,10 4- 0,25 — доля потерянного объема.
Таблица 3.1
Тип двигателя г?., МПа Ч г/(кВт-ч)
Четырехтактные карбюраторные дви- гатели без наддува 0,9—1,2 0,3—0,4 273—205
Четырехтактные дизели: без наддува с наддувом Двухтактные дизели: без наддува с наддувом 0,75—1,05 до 2,5* 0,5—0,7 до 1,5* 0,4—0,50 212—170
* Для применяемых в настоящее время автотракторных дизелей с наддувом предельные зна-
чения р. существенно ниже. Однако в перспективе онн могут достигнуть значений, приведенных
в таблице, которые справедливы для форсированных судовых, тепловозных дизелей и дизелей
специального назначения.
4—686
97
В табл. 3.1 приведены индикаторные показатели современных
двигателей на номинальном режиме их работы.
§ 3.2. Механические потери*
Под механическими потерями понимают потери на все виды ме-
ханического трения, осуществление газообмена, привод вспомога-
тельных механизмов (водяного, масляного, топливного насосов, вен-
тилятора, генератора и пр.), вентиляционные потери, связанные с
движением деталей двигателя при больших скоростях в среде воздуш-
но-масляной эмульсии и воздуха, а также на привод компрессора (двух-
и четырехтактные двигатели с наддувом от приводного нагнетателя).
В дизелях с разделенными камерами сгорания к механическим потерям
относят обычно также газодинамические потери на перетекание за-
ряда между полостями камеры сгорания.
По аналогии с понятием среднего индикаторного давления вводит-
ся понятие о среднем давлении механических потерь как об удельной
работе механических потерь при осуществлении одного цикла. Ины-
ми словами, среднее давление механических потерь есть удельная ра-
бота потерь при осуществлении одного цикла или работа потерь, при-
ходящаяся на единицу рабочего объема цилиндра. Среднее давление
механических потерь можно представить в виде суммы:
Т’м.п ~ Pip Рн-Х “Ь Рпсп_, + Рвен + РПр.к ,
где рТ|. — среднее давление потерь на трение; рнх — среднее давле-
ние потерь на газообмен: рвсп.м — среднее давление потерь на привод
вспомогательных механизмов; рвен — среднее давление вентиля-
ционных потерь; рпр.к — среднее давление потерь на привод комп-
рессора.
Основная часть механических потерь — потери на трение ртр —
до 80%. Большая часть потерь на трение приходится на пары пор-
шень — гильза, поршневые кольца — гильза (45—5596 всех внут-
ренних потерь). Потери на трение в подшипниках составляют до 20%
от всех механических потерь.
Силы, нагружающие трущиеся пары, — силы инерции, газовые
силы и силы упругости (колец, пружин). Для потерь на трение имеет
существенное значение оценка средних по времени значений дейст-
вующих на деталь усилий. Средние по времени значения сил инер-
ции по модулю заметно больше средних по времени газовых сил, осо-
бенно для четырехтактных двигателей, хотя максимальные значения
газовых сил в 2—5 раз могут превышать максимальные значения сил
инерции. По данным Н. Р. Брилинга, при средней скорости поршня
сп = 8 mzc потери на трение при действии сил инерции составляют
75% от всех потерь на трение. Из сил упругости наибольшее влияние
на потери от трения оказывают силы упругости поршневых колец,
которые не зависят от режима работы двигателя. В течение корот-
кого интервала действия наибольших газовых сил резко возрастает
* Употребляется также термин «внутренние потери».
98
сила, с которой поршневые кольца, особенно верхнее, прижимаются
к гильзе. Мала в этом периоде и скорость движения кольца. Это
приводит к изменению режима трения и увеличенному износу гильзы
в зоне, примерно соответствующей месту остановки верхнего порш-
невого кольца при положении поршня в в. м. т. На потери от трения
существенное влияние оказывают следующие факторы
1 Тепловой режим двигателя в связи с его влиянием на вязкость
смазки, от которой существенно зависят силы жидкостного трения.
В случае эксплуатации двигателя при пониженных температурах
потери на трение возрастают, а эффективные показатели двигателя
ухудшаются. Наиболее заметное уменьшение вязкости моторных ма-
сел происходит при увеличении температуры до 60'С. Чрезмерное
уменьшение вязкости может привести к нарушению условий жид-
костного трения. Поэтому двигатели должны эксплуатироваться при
температуре масла fK = 70-5- 95°С.
2 . Частота вращения. Увеличение частоты вращения приводит
к росту сил инерции и относительной скорости перемещения деталей.
Одновременно несколько возрастает температура и падает вязкость
смазочного масла. Силы жидкостного трения растут в основном из-за
роста относительной скорости перемещения деталей. Силы граничного
трения увеличиваются из-за роста нагрузок на трущиеся пары. В це-
лом потери на трение существенно увеличиваются с ростом частоты
вращения.
Увеличение нагрузки ведет к росту газовых сил. повышению тем-
пературы деталей и снижению вязкости масла. Аналогичный эффект
имеет место при увеличении степени сжатия и введении наддува,
хотя и выражен количественно иначе. Силы жидкостного трения при
этом уменьшаются вследствие снижения вязкости смазки, а силы гра-
ничного трения растут из-за увеличения газовых сил. Опыт свидетель-
ствует о том, что потери на трение в дизеле сравнительно мало зависят
от нагрузки. Это связано с противоположным и сравнительно не
ярко выраженным влиянием отмеченных факторов. Увеличение сте-
пени сжатия и особенно введение наддува приводит к более заметному,
чем при увеличении нагрузки, росту средних по времени газовых сил
и поэтому сопровождается в ряде случаев заметным повышением
потерь на трение.
Следует отметить, что частота вращения, нагрузка, давление над-
дува, степень сжатия, с одной стороны, и конструкция, размеры тру-
щихся пар. качество и тепловой режим смазки — с другой, должны
быть увязаны с целью обеспечения надежного жидкостного трения.
В глучае обеспечения этих условий и правил эксплуатации при
работе двигателя потери на трение вначале снижаются из-за
приработки деталей, а затем стабилизируются.
Потери на газообмен рнх связаны с несовпадением значения работы
впуска и выпуска (см. рис. 2.2, а—г). Для анализа влияния различ-
ных факторов на рн можно использовать выражение рнх = ртг —
— рк + Дра 4- Дрл [9]. Потери на газообмен могут быть обратного
знака по отношению к остальным элементам внутренних потерь. При
этом их только условно можно назвать потерями. Положительная
4* 99
работа газообмена имеет место при наддуве четырехтактного двига-
теля от компрессора, механически связанного с коленчатым валом
(см. рис. 2.2, б), а также на отдельных режимах работы двигателя
е газотурбинным наддувом, на которых среднее давление перед впуск-
ными органами рк больше среднего давления за выпускными органами
рТг (см. рис. 2.2, г).
Рис. 3.6. Диаграммы насосных ходов двигателя без наддува при различных
частотах вращения (а) и нагрузках (б):
----- —большая нагрузка (п—2100 мин—1); --малая нагрузка (//=1100 мин-')
Потери на газообмен тем больше, чем выше сопротивление впускной
и выпускной систем и больше скорость движения газов, С ростом
частоты вращения потери на газообмен во всех типах двигателей рас-
тут в результате уменьшения работы впуска и увеличения работы
выталкивания. Связано это с увеличением перепадов давлений во
впускной и выпускной системах (рис. 3.6, а). Среднее давление потерь
на газообмен рт == Апт, где А — постоянная; т == 1,7 4- 2,0. В кар-
бюраторных двигателях потери на газообмен возрастают при умень-
шении нагрузки, так как при этом прикрывается дроссельная заслон-
ка, увеличивается сопротивление впускной системы и снижается
положительная работа впуска.
В дизелях без наддува и с наддувом от приводного компрессора
также нередко наблюдается увеличение работы газообмена при сни-
жении нагрузки ниже определенного значения. Это связано с тем,
что при малой нагрузке давление в цилиндре в момент начала откры-
тия выпускного клапана мало и поэтому невозможно эффективное ис-
истечение газов в период свободного выпуска с соответствующим
уменьшением их количества и давления.Меньшими оказываются и эжек-
ционные эффекты в процессе выталкивания. В результате в конце про-
100
цесса выталкивания давление в цилиндре начинает расти — наблюда-
ется «поджатие» отработавших газов (рис. 3.6, б). В целом следует
отметить, что для дизелей без наддува и с наддувом от приводного ком-
прессора потерн на газообмен сравнительно мало изменяются в за-
висимости от нагрузки. В дизелях с газотурбинным наддувом потери
на газообмен в зависимости от типа системы наддува, характеристик
газотурбонагнетателей и их согласования с характеристиками дви-
гателя, конструкции и размеров органов и фаз газообмена могут как
увеличиваться, так и уменьшаться при увеличении нагрузки. В авто-
тракторных дизелях, как правило, рТг — рк и Дрг растут при умень-
шении нагрузки, что является причиной увеличения рнх.
В высокооборотных двигателях с газотурбинным наддувом среднее
давление потерь на газообмен велико и составляет значительную
часть внутренних потерь (25% и более). Связано это с тем, что при
установке на выпуске газовой турбины большой оказывается работа
выталкивания. Снижение потерь на газообмен возможно, в частности,
путем уменьшения сопротивления выпускной системы двигателя и
повышения к.п.д. турбонагнетателя. Поэтому применительно к дви-
гателям с газотурбинным наддувом развитие проходных сечений во
впускных клапанах за счет выпускных не всегда целесообразно.
Вентиляционные потери малы, зависят только от частоты враще-
ния и растут при ее увеличении: рвен = Лр?2, где А: — постоянная.
Потери на привод вспомогательных механизмов также в основном
зависят ст частоты вращения, причем рьси. м — /1дг2, где Д2— по-
стоянная. Существенная зависимость от нагрузки может воз-
никнуть, если предусмотрено отключение вентилятора при снижении
нагрузки. Несколько может изменяться потеря на привод во-
дяного насоса в связи с изменением контура циркуляции воды термо-
статом. С уменьшением нагрузки снижается потеря на привод топ-
ливного насоса в связи s уменьшением давления топлива на плунжер.
Однако все эти эффекты невелики и можно в первом приближении
считать, что потери на привод вспомогательных механизмов не за-
висят от нагрузки, обычно рвсп.м = (0,050,10) рм.п. Потери на
привод компрессора зависят от давления наддува и совершенства комп-
рессора (см. § 3.3).
Все элементы механических потерь существенно возрастают при
увеличении частоты вращения или пропорциональной ей величины —
средней скорости поршня сп. Принято выражать среднее давление
механических потерь в функции cv, так как ~50% всех механических
потерь приходится на трение поршня и колец о гильзу, относительная
скорость которых определяется не только частотой вращения, но и
ходом поршня. Логична также функциональная связь рв> —
так как скорости газов во впускных и выпускных трактах, от которых
зависят перепады давлений и потери на газообмен, определяются не
частотой вращения, а скоростью поршня. Зависимость рм.п от на-
грузки для двигателей без наддува невелика и ею пренебрегают. По-
тери на трение изменяются пропорционально первой степени относи-
тельной скорости, а потери на газообмен, вентиляционные потери
и потери на привод вспомогательных механизмов — примерно пропор-
101
ционально второй степени скорости, поэтому зависимость среднего
давления механических потерь для двигателей без наддува от скоро-
стного режима в общем случае
Рм.п = «+&Сп + ^-
Так как наибольшую долю механических потерь составляют по-
тери на трение, зависящие от первой степени скорости поршня, то
нередко опытные зависимости ры.п = f(cr) приближают к линейной
P..v = a+bcn- (3-8)
Значения а, b зависят от типа, конструкции, размеров, числа ци-
линдров и теплового состояния двигателя. При увеличении числа
цилиндров уменьшается число подшипников, приходящихся на один
цилиндр, снижаются рвен и рвсп.м. В результате уменьшается среднее
давление механических потерь.
Увеличение рабочего объема при сохранении отношения хода
поршня к диаметру цилиндра S/D приводит к снижению ры.п вслед-
ствие следующих причин:
1. Если число п высота колец одинаковы, то силы от давления
газов, прижимающие кольца к гильзе, растут пропорционально D,
а площадь поршня — пропорционально О2. Так как рм,п есть сила
механических потерь, отнесенная к единице площади поршня, то она
при этом снижается.
2. Уменьшаются удельные (отнесенные к площади поршня) зна-
чения сил инерции.
3. Уменьшается цВСп.м-
В случае наддува от приводного компрессора снижение потерь
на газообмен с ростом рк превалирует над увеличением потерь на тре-
ние и рм.п уменьшается с повышением давления наддува. При этом,
однако, растет среднее давление потерь на привод нагнетателя. При
введении газотурбинного наддува р„.п обычно увеличивается вслед-
ствие роста потерь на трение и газообмен.
В табл. 3.2 приведены значения а и Ь из уравнения (3.8) для авто-
тракторных двигателей без наддува.
В процессе эксплуатации возможно увеличение внутренних по-
терь из-за увеличения гидравлического сопротивления впускной и
выпускной систем вследствие накопления в них отложений (рост рн.х),
из-за использования смазочного масла, не соответствующего по своим
физико-химическим свойствам конкретному двигателю и условиям его
Таблица 3.2
Двигатели а, МПа Ь, МПа-с/м
Дизели с неразделенной камерой сгорания 0,105 0,012
Дизели с разделенной камерой сгорания 0,105 0,0138
Карб юра! орные двига тели:
S/D > 1 0,05 0,0155
S/D< 1 0,04 0,0135
102
эксплуатации (увеличение р.ГР), из-за нарушений в оптимальном теп-
ловом режиме двигателя (увеличение ртР). Правильная организация
эксплуатации позволяет избежать этих нежелательных явлений.
§ 3.3. Эффективные, удельные массовые
и другие технико-экономические
показатели двигателей
Полезная или эффективная работа двигателя за один цикл
е г м. п 7
где LM.n — работа механических потерь.
Разделив это выражение на рабочий объем Vh, получим
Pe = Pi~ Рм.л, (3-9)
где ре = LJVh — среднее эффективное давление, т. е. полезная ра-
бота, получаемая за цикл с единицы рабочего объема цилиндра. Дру-
гое определение среднего эффективного давления — это условное
постоянное давление, которое, действуя на поршень за один его ход,
совершало бы работу, равную полезной работе за цикл.
Умножив (3.9) на Уйш/(30т), получим
N =Nt~ N .
где Ne = реПйт/(30т) — эффективная мощность двигателя; Ам.п —
мощность механических потерь.
Если (3.9) умножить на 1000 Уйг7(лт), то получим
М = М. — М ,
к г м. п z
где Л4К = 1000 ре1/йг/(лт) — эффективный крутящий момент двига-
теля; Л4м.п — момент механических потерь.
Механический к. п. д. двигателя
= Ц/Ц = pelPi =Me/Mt = АР/Аг. (3.10)
Далее, используя (3.9), можно записать
= pJPt = (Pt — Pu.„VPi = 1 —PM.nIPi- •
Под эффективным к. п. д. двигателя понимают долю от всей под-
веденной с топливом теплоты, превращенную в полезную работу:
це = LJ(V кр.гНи). Далее можно преобразовать
= (зл1)
Кцрт-г/н Pt w
Аналогично (3.3), удельный эффективный расход топлива или рас-
ход топлива на единицу эффективной мощности в единицу времени
§е = 3600/(Яи^).
103
Из приведенного следует, что для обеспечения высокой эффектив-
ности и экономичности работы двигателя недостаточно достижения
высоких значений удельного индикаторного давления и индикатор-
ного к. п. д. Необходимо также, чтобы малыми были механические
потери двигателя, в том числе потери на привод компрессора.
Работа, действительно затрачиваемая на сжатие и проталкивание
1 кг воздуха в компрессоре,
lK = (RT0/^a) [k/(k - 1)] - 1],
где = /у//р0 — степень повышения давления в компрессоре; т]аД —
адиабатный к. п. д. компрессора, равный отношению работы при адиа-
батном сжатии к действительно затраченной на сжатие и проталки-
вание работе. Он учитывает наличие теплообмена и внутренние по-
тери в компрессоре; рпр.к = 41/,(рта/(/1/Л.
Мощность привода компрессора
А^пр.К ^к^в-с^м-к’
где GB.C — секундная подача воздуха компрессором; т]„.к — меха-
нический к. п. д. компрессора.
Подставив в выражение для мощности значение /к, получим
А^р-к = W(k - 1)] - 1] GB.C,
где т]к = Лад^м к — общий к. п. д. компрессора.
Литровой мощностью двигателя называют номинальную мощность,
отнесенную к единице рабочего объема Следовательно, Nn =
= = ;;у/1/(30т). Используя зависимости (3.10) и (3.11),
выразим эффективные показатели через индикаторные:
/Vg=/VfT]M= PiV^n уРк-^Лм; (3.12)
30 г 10 а 30т:
л/f Л4 1000IZ . 1000 IZ . Ни
А1К Лу Рк Лм> (3.13)
Ре = Pi Лм = (Ни/10) (Л//а) Лу Рк Лм! = Лг Лм;
Лм = 7й Лу Рк Лм- (3.14)
30т а 30т
По (3.12) при заданных частоте вращения, числах цилиндров и
тактов можно вычислить рабочий объем цилиндра, при котором обес-
печивается получение той или иной мощности. Вычисление pi произ-
водится по (3.6) или (3.7), a i|M — по уравнениям (3.8) — (3.10) с
использованием данных табл. 3.2. По величине Vh = r.D2SH, за-
давшись SID, определяют основные размеры двигателя.
Влияние различных факторов на эффективные показатели двигате-
ля. Из приведенных выражений ясно, что величина каждого из эф-
фективных показателей определяется величиной соответствующего
индикаторного показателя и механическим к. п. д. Среднее давление
механических потерь ры.п можно уменьшить:
104
1. Правильным выбором и обеспечением поддержания в эксплуа-
тации оптимального теплового режима работы двигателя. Возмож-
ность поддержания в эксплуатации оптимального теплового режима
обеспечивается при конструировании систем охлаждения и смазки
с учетом климата и режимов эксплуатации двигателя.
2. Оптимальным конструированием двигателя и его агрегатов.
Правильный выбор конструкции и размеров впускной и выпускной
систем сводит к минимуму потери на газообмен. В эксплуатации соп-
ротивления систем не должны претерпевать изменений. Поверхности
трущихся пар сводятся к целесообразному минимуму, при котором
обеспечивается надежное жидкостное трение, а силы трения имеют
малые значения. К минимуму сводится также число поршневых колец.
В пределе поршень может быть снабжен одним компрессионным и од-
ним маслосъемным кольцами. На практике для надежного уплотне-
ния применяют, однако, большее число колец. Выбор жесткости и
формы деталей, соблюдение технических условий на их изготовление
также важны для достижения надежного жидкостного трения и мини-
мальных механических потерь. Существенное значение имеет опти-
мизация конструкции, размеров и частоты вращения таких вспомо-
гательных механизмов, как вентилятор, водяной и масляный насосы.
Например, использование литых вентиляторов позволяет существен-
но уменьшить затраты мощности на их привод. Целесообразная произ-
водительность водяного и масляного насосов также является объектом
поиска. В ряде случаев большая производительность, например, во-
дяного насоса не обеспечивает снижения тепловой напряженности де-
талей и лишь является причиной потребления большей мощности.
Отключение вентилятора на режимах с пониженной теплопереда-
чей в систему охлаждения обеспечивает достижение оптимального
теплового состояния деталей и уменьшение механических потерь.
3. Рациональным выбором материалов и технологии изготовления
деталей. Так, при правильном выборе материалов, твердости, микро-
геометрии поверхностей деталей трущихся пар, а также использовании
специальных покрытий улучшается смазка трущихся пар, снижаются
потери на трение, уменьшается интенсивность износа деталей и повы-
шается надежность работы двигателя.
4. Правильным выбором смазочного масла. При этом стремятся
использовать масло с минимальной вязкостью, при которой обеспечи-
ваются надежное жидкостное трение, длительная работа всех узлов
двигателя при максимально возможных сроках смены и минимальном
угаре масла.
5. Использованием однополостных камер сгорания вместо разде-
ленных. Этим достигается снижение механических потерь в резуль-
тате исключения практически потерь на перетекание заряда.
Уменьшения рпр.к добиваются оптимизацией типа, размеров, частоты
вращения и характеристик компрессоров под заданные расход газа
и степень повышения давления. Под оптимизацией здесь понимают дос-
тижение максимально возможного значения tik во всем диапазоне
режимов работы дизеля. Уменьшение затрат на привод компрессора,
особенно на режимах малых нагрузок, можно обеспечить, используя
105
перепуск воздуха или снижая частоту вращения компрессора, со-
единенного с двигателем с помощью гидромуфты.
При применении наддува, особенно газотурбинного, механиче-
ский к. п. д. возрастает вследствие того, что рм.п увеличивается в
меньшей степени, чем среднее индикаторное давление. Поэтому сред-
нее эффективное давление повышается в большей степени, чем среднее
индикаторное давление. В результате увеличения т]м эффектив-
ный к. п. д. повышается даже в случаях, когда при наддуве имеет
место небольшое ухудшение теплоиспользования.

Рис. 3.7. Зависимость индикаторных, эффективных пока-
зателей и параметров, характеризующих механические
потери двигателя, от частоты вращения
Важное значение имеет при газотурбинном наддуве к. п. д. газо-
турбокомпрессора. При его увеличении достигается снижение потерь
на газообмен.
Уменьшение т]м при снижении нагрузки объясняется тем, что сред-
нее давление механических потерь мало изменяется с уменьшением на-
грузки, а среднее индикаторное давление, естественно, падает. Осо-
бенно резко снижается т]м в карбюраторных двигателях, что связано
с увеличением потерь на газообмен. При холостом ходе двигателя р, =
= Рм.п и т]м = 0. С ростом частоты вращения механический к. п. д.
уменьшается в связи с увеличением рм.п. Характер изменения т]м
от частоты вращения зависит от закономерности изменения среднего
индикаторного давления. При каждом из положений регулирующего
органа увеличение частоты вращения возможно лишь до значения,
при котором pt = ры.п и ре = 0.
Характер изменения основных индикаторных и эффективных по-
казателей в зависимости от п приведен на рис. 3.7. Так как при уве-
личении частоты вращения т]м снижается, то максимальные значения
ре и т]е имеют место при п меньших, чем максимальные значения рг
л Пъ
щь
Из выражения (3.14) следует, что на значение литровой мощности
двигателя, оценивающей уровень форсирования двигателя, влияют
среднее индикаторное давление, механический к. и. д., частота вра-
щения и число тактов. Возможности увеличения р;, т]м, пп, а также
применения двухтактного цикла рассмотрены ранее. Следует отметить
дополнительно, что в двухтактных двигателях отсутствуют насосные
потери, но имеются потери на привод компрессора, используемого
для осуществления продувки — очистки — наполнения двигателя.
В двухтактных двигателях меньше, чем в четырехтактных, потери на
трение, обусловленные силами инерции, так как отсутствуют вспомо-
гательные такты, но меньше также и значение среднего индикаторного
давления. На величину т]мв большей степени влияют меньшие значе-
ния pt и потери на привод компрессора. Поэтому механический к. п. д.
двухтактных двигателей в среднем несколько ниже, чем у четырехтакт-
ных. Это наряду со снижением pt оказывает влияние на степень уве-
личения литровой мощности при переходе с четырехтактного цикла
на двухтактный.
Повышению литровой мощности способствуют применение наддува
и увеличение номинальной частоты вращения. Литровая мощность
карбюраторных двигателей, как правило, заметно выше,чем у дизе-
лей, в связи с большим значением номинальной частоты вращения,
а при сравнении двигателей без наддува — и большим значением сред-
него эффективного давления.
Удельные массовые показатели. Литровой массой двигателя ga
называют массу сухого (незаправленного) двигателя, приходящуюся
на единицу рабочего объема цилиндров: g:. = бдв/(1/йг)(кг/л). Вели-
чина литровой массы характеризует совершенство конструкции и
технологии изготовления двигателя, а также применяемые материалы.
Уменьшение gn при сохранении запасов прочности, надежности и
долговечности двигателя может обеспечить существенный экономи-
ческий эффект. При одинаковом рабочем объеме литровая масса ди-
зеля больше, чем карбюраторных двигателей, в основном в связи с
большими усилиями от давления газов, действующими на детали.
Удельной массой двигателя называют массу сухого двигателя, при-
ходящуюся на единицу номинальной мощности: gN = бдв/Уен-
Так как У = NnVhi, то gN = GaB/(NлУ1г1) = gn/Nn. Следователь-
но, удельная масса двигателя зависит от литровой массы и степени
форсирования, характеризуемой литровой мощностью. Так как лит-
ровая масса больше, а литровая мощность меньше у дизелей, послед-
ние имеют большие, чем у карбюраторных двигателей, значения
удельной массы.
Помимо эффективных и удельных массовых показателей совершен-
ство двигателей характеризуется также продолжительностью работы
масла до смены (в часах), общим расходом масла и расходом масла на
угар в процентах к расходу топлива, содержанием вредных веществ
в отработавших газах (токсичностью), а также интенсивностью шумо-
излучения .
Форсирование двигателей связано обычно с увеличением меха-
нической и тепловой наряженности. Поэтому наряду с улучшением
107
Таблица 3.3
Параметры
Дизели
Карбюраторные двигатели
Расположение и число ци-
линдров
Диаметр цилиндра, мм
Перемещение поршня, мм
Рабочий объем цилиндров, л
Номинальная (максимальная)*
мощность, кВт
Частота вращения, мин"1
Способ смесеобразования
Удельный эффективный рас-
ход топлива при номинальной
мощности (минимальной по
внешней характеристике**),
т/(кВт.ч)
Эффективный к. п. д.
Среднее эффективное давле-
ние, МПа
Расход масла на угар в про-
центах к расходу топлива
Литровая мощность, кВт/л
Удельная масса, кг/кВт
Р2, Р4, Р6, V-6, V-8,
V-12
105—2)0
115—210
2,08—61,4
15,8—790
1100—2600
Непосредственный
впрыск, вихревые камеры,
предкамеры
211—245
0,4—0,345
0,65—1,1
0,5—1,5
5,8—16,5
2,7—12,5
Р1, Р2, Р4, V-8
72—108
60—95
0,245—6,00
2,9—132,5
3000—4000
Внешнее
295—450
0,28—0,18
0,75—0,85
0,4—0,6
12,4—26,4
2,3—14,1
* Для автомобильных двигателей даны значения максимальной мощности.
** Для автомобильных двигателей.
массогабаритных показателей при форсировании возникает опас-
ность снижения моторесурса, увеличения расхода масла и трудоем-
кости технического обслуживания. Может также возрасти содержа-
ние некоторых токсичных компонентов в отработавших газах. Поэто-
му при форсировании должен выполняться комплекс конструкторских,
технологических мероприятий, а также мероприятия по повышению
качества обслуживания. Целесообразная степень форсирования опре-
деляется в конечном счете экономическими соображениями. Под сте-
пенью форсирования понимают относительный прирост литровой
мощности. По мере совершенствования конструкции, технологии изго-
товления и обслуживания двигателей экономически оправданная сте-
пень форсирования возрастает. В табл. 3.3 приводятся некоторые па-
раметры и характеристики двигателей дорожных машин, применяе-
мых в СССР.
§ 3.4. Тепловой баланс двигателя
Тепловой баланс двигателя, или внешний тепловой баланс, пред-
ставляет собой определенное опытным путем распределение теплоты,
вводимой в двигатель с топливом, на полезно используемую теплоту
и отдельные виды потерь:
Qo ~ Qe + Qoxn + Qm + Qras + Qu.с + Qoct-
108
Здесь Qo — количество теплоты, вводимой в двигатель с топливом
за определенный отрезок времени, например за 1ч; Qo — GTHU;
Qe — количество теплоты, превращенной в полезную работу; 0е —
= QOxJI — количество теплоты, передаваемой охлаждающей
жидкости; <2охл = сохл(^вых ~ *вх)Сохл’ гДе сохл — удельная тепло-
емкость охлаждающей жидкости; GOXJ1 —- ее расход, /,,ых и tTIX — тем-
пература охлаждающей жидкости соответственно на выходе и входе
системы; QM — количество теплоты, передаваемой смазочному маслу,
которое выполняет также функции охлаждения трущихся пар (этот
член теплового баланса выделяется обычно при наличии на двигателе
автономного теплообменника для охлаждения смазочного масла и
определяется аналогично QOXJI; в большинстве случаев QM включа-
ется в остаточный член теплового баланса); Qra3 — потеря теплоты
с отработавшими газами в результате того, что их температура и теп-
лоемкость отличаются от таковых у свежего заряда; Qra3 =
= GT[M2(pcp) tr — Mi(p.cp)fK]; Qu. с — теплота, не выделившаяся в
двигателе вследствие неполноты сгорания. Для ее определения необ-
ходимо знать состав продуктов сгорания и теплоту сгорания каждого
из продуктов неполного окисления топлива. При а, > 1 этот член не
выделяется и соответствующая часть теплоты включается в QOCT; при
а < 1 можно вычислить количество теплоты, которое теоретически
не может выделиться из-за недостатка воздуха, по выражению QxnM =
= i\H„С.. При этом теплота, соответствующая разнице между
Qu.с и QXHM, также включается в QOcT- В остаточный член теплового
баланса QOCT помимо оговоренных выше случаев включения QM, QH.C
или QH.C — QXIIM входит также теплота, рассеиваемая в окружающую
среду внешними поверхностями двигателя и его агрегатов, а также
теплота, соответствующая кинетической энергии отработавших га-
зов. На величину QOCT, естественно, влияет погрешность определения
составляющих теплового баланса. Теплоту Q0XJ1, QM и Qraa исполь-
зуют при расчете систем охлаждения, смазки и наддува.
По величине QH.C можно судить о степени неполноты сгорания и
наметить пути повышения теплоиспользования, по величине же
QOXJ1 — лишь ориентировочно о резервах повышения теплоисполь-
зования за счет более рационального охлаждения деталей. Последнее
связано с тем, что в QOXJ1 входит не только теплота, передаваемая от
газов в цилиндре (уменьшением которой можно повысить теплоис-
пользование), но и теплота, передаваемая от газов охлаждающей жид-
кости в выпускном канале (а в случае охлаждаемого выпускного тру-
бопровода — ив трубопроводе), а также значительная часть тепло-
ты, соответствующей механическим потерям (остальная часть последней
передается через масло и рассеивается наружными поверхностями
двигателя). Для анализа теплоиспользования важно не только об-
щее количество теплоты, переданной от рабочего тела охлаждающей
жидкости, но и зависимость потерь от положения поршня. Поэтому
для анализа теплоиспользования привлекается внутренний тепловой
баланс, дающий представление о динамике потерь и преобразования
тепловой энергии в механическую (см. § 2.6).
109
Тепловой баланс можно определить в процентах от всего коли-
чества введенной теплоты, тогда
ЮО Qe "Ь ^охл "Ь *7м 9и.с 9ост?
где qe — Qe • 100/Qo, 9охл = Qoxn 100/Qo; 9м = Qm 100/Qo и т. д.
В качестве примера рассмотрим тепловой баланс автотракторного
дизеля с наддувом в зависимости от нагрузки и частоты вращения
Рис. 3.8. Тепловой баланс дизеля с газотурбинным над-
дувом:
а — в функции мощности при const; б — в функции частоты вра-
щения при рейке топливного насоса на упоре
(рис. 3.8, а, б). Здесь qH.c включено в 90ст. Как видно из графика, на
режиме полной нагрузки наиболее весомыми членами теплового ба-
ланса являются потери с отработавшими газами и полезно используе-
мая теплота. Доля теплоты, передаваемой охлаждающей жидкости,
меньше. Это связано частично с тем, что объектом рассмотрения яв-
ляется дизель с наддувом. Зависимости qe и г]е от режима работы рас-
смотрены ранее. Потеря qoiai уменьшается с ростом нагрузки и частоты
вращения. Последнее связано с преобладающим влиянием умень-
шения времени теплообмена. Доля потерь с выпускными газами мало
зависит от нагрузки и. как правило, увеличивается с ростом частоты
вращения. На характер qrsia = /(п), естественно, влияет уменьшение
времени охлаждения продуктов сгорания с ростом п. Характер изме-
нения qM с режимом работы можно объяснить изменением доли инди-
каторной работы, затрачиваемой на механические потери. Теплота
фост мало зависит от режима работы, поэтому г/ос.г возрастает при
уменьшении частоты вращения и особенно нагрузки двигателя.
НО
§ 3.5. Тепловые нагрузки на детали двигателя
и их тепловая напряженность
Под тепловой нагрузкой понимается значение удельного теплового
потока, передаваемого от рабочего тела к поверхности детали.
Теплота передается от рабочего тела к поверхности деталей двоя-
ко: а) радиацией; б) теплоотдачей. Роль радиации особенно велика
в дизелях в связи с тем, что в них имеет место преимущественно диффу-
зионное горение, сопровождающееся обильным образованием и по-
следующим выгоранием сажи. Содержание в пламени сажи является
причиной высокой степени его черноты, а поэтому высокой излуча-
тельной способности пламени. Согласно измерениям, температура
дизельного пламени существенно превышает значения средней по объ-
ему термодинамической температуры, наибольшие значения которой
для номинального режима приведены выше (см. табл. 2.3).
Высокие значения температуры пламени и степени его черноты
определяют высокую долю теплоты, передаваемой излучением, в об-
щем теплообмене (по некоторым оценкам, до 45% и более). Некоторую
роль играет также излучение трехатомных газов. Тепловое нагруже-
ние отдельных участков деталей зависит в основном от расположения
участка по отношению к факелу и поэтому неодинаково. Например,
для дизелей с камерой в поршне некоторые зоны таких деталей, как
гильза цилиндра,головка цилиндра и сам поршень, экранированы те-
лом поршня от факела в период наиболее интенсивного излучения.
Теплоотдача включает в себя конвективный теплообмен в основной
части заряда и передачу теплоты путем теплопроводности через по-
граничный слой заряда. Интенсивность теплоотдачи определяется
в большой мере локальными условиями смесеобразования и тепло-
выделения, которые, особенно для дизеля, изучены еще недостаточно.
Проведенные исследования выявили, однако, что на распределение
тепловой нагрузки по деталям оказывает влияние не столько интен-
сивность и характер движения заряда в цилиндре и камере сгорания,
созданные при впуске, сколько движение заряда, инициируемое при
сгорании, а также распределение сгорающего топлива по объему ка-
меры сгорания, зависящее от числа и расположения топливных струй,
размеров и конфигурации камеры сгорания. Последние факторы опре-
деляют локальную температуру заряда.
В целом выявлены существенная нестационарность теплообмена в
поршневых двигателях и существенно неравномерное распределение
тепловой нагрузки по деталям. Нестационарность теплообмена опре-
деляется переменностью во времени всех факторов, влияющих на
радиацию и теплоотдачу (параметров состояния заряда, его скорости,
в том числе пульсационной ее составляющей, структуры пламени и
т. д.). Для характеристики нестгционарности теплообмена отметим,
что максимальное значение сдельного теплового потока может в не-
сколько десятков раз превышать его среднее по времени значение.
Наибольшая часть теплоты передается в период интенсивного горения.
Так, примерно за 1/10 времени цикла (от 10° не доходя в. м. т.
до 60° после в. м. т.) от заряда к стенкам деталей передается до 70%
1 •.
всей теплоты, передаваемой за цикл в четырехтактном дизеле авто-
тракторного типа. Если определить теплоту, передаваемую за от-
дельные такты цикла, то окажется, что основная часть теплоты пе-
редается за такт расширения (рабочий ход) — до 90%. Доля теплооб-
мена за такт выпуска в большинстве случаев не превышает 10%.
Рис. 3.9 иллюстрирует неравномерность распределения средней
по времени тепловой нагрузки по поверхностям различных деталей.
Рис. 3.9. Распределение тепловой нагрузки по деталям ди-
зеля:
а — поршень; б —головка цилиндра; в— гильза цилиндра; Rx — рас-
стояние зоны измерения от оси цилиндра £=£)/2; 1ГХ—расстояние зоны
измерения от верхнего торца гильзы; 1Г— длина гильзы
В конкретном случае по поверхности поршня удельный тепловой по-
ток изменяется в 2,5 раза (в пределах радиуса), по поверхности го-
ловки цилиндра — в 2,5 раза, по поверхности гильзы цилиндра —
в 2,3 раза (в пределах зоны измерения). Измерения, выполненные на
дизелях ЯМЗ с наддувом, выявили, что отношение максимальной
величины тепловой нагрузки к минимальной в пределах поверхности
всех деталей, окружающих рабочее тело, может быть более 10. Мак-
симальное значение тепловой нагрузки в автотракторных дизелях
с наддувом достигает 600 кВт/м2 и более.
На неравномерность распределения тепловой нагрузки сущест-
венно влияют тип и размеры камеры сгорания. Так, в дизелях с ка-
мерой сгорания в поршне неравномерность распределения тепловой
нагрузки растет при уменьшении относительного диаметра камеры
сгорания. В дизелях с разделенными камерами сгорания неравно-
мерность распределения удельного теплового потока по поверхности
поршня и головки цилиндра, как правило, выше, чем в дизелях с не-
разделенной камерой сгорания. Уровень тепловых нагрузок в боль-
шой мере определяется степенью форсирования (литровой мощностью).
112
Он, как правило, выше в двухтактных двигателях. Тепловая нагрузка
заметно увеличивается при увеличении внешней нагрузки (умень-
шении коэффициента избытка воздуха), частоты вращения, давления
и температуры воздуха на впуске двигателя. Определенное влияние
оказывает на тепловую нагрузку также угол опережения впрыскива-
ния (зажигания). С ростом этого утла тепловая нагрузка также уве-
личивается вследствие повышения максимальных давления и темпера-
туры цикла. С течением времени после начала экспуатации нового или
отремонтированного двигателя тепловые потоки, передаваемые от
рабочего тела к деталям, уменьшаются вследствие аккумулирования
на деталях продуктов неполного окисления, крекинга и полимеризации
смазочного масла и топлива. В дальнейшем наблюдается тенденция к
стабилизации передаваемых потоков.
При работе на переменных (неустановившихся) режимах передавае-
мые от рабочего тела к детали тепловые потоки изменяются не только
в течение каждого цикла, но также от цикла к циклу. Резкое изме-
нение средних за цикл тепловых нагрузок во времени вследствие
разгона, нагружения, разгрузки, остановки двигателя известно под
названием теплового удара. Характер и частота тепловых ударов
оказывают влияние на надежность работы двигателя.
Термин «тепловая напряженность» используется для выражения
комплекса явлений, связанных с тепловым состоянием деталей дви-
гателя. Тепловое состояние деталей влияет на прочностные характе-
ристики материалов, из которых они изготовлены, на интенсивность
отложений на деталях, на условия их смазки, трения, износа, а также
на напряжения в деталях. Примерами влияния температуры на ин-
тенсивность отложений может служить зависимость отложений кокса
на поршне (особенно в верхней его части и в канавках колец) и на
стенках сопловых отверстий распылителя от соответствующих значений
локальной температуры деталей. Из опыта известно, что для пред-
отвращения потери подвижности кольца в канавке вследствие отло-
жений кокса температура вблизи канавки под верхнее кольцо не долж-
на превышать 240°С. Для предотвращения интенсивного закоксовы-
вания сопловых отверстий распылителя температура его носика не
должна быть выше 180—200°С. Эти цифры следует рассматривать как
ориентировочные, так как интенсивность отложений зависит не толь-
ко от температуры, но также от конструкции деталей, других (кроме
температурных) условий их работы, качества материалов (в том числе
топлива и смазочного масла), технологии обработки деталей и т. д.
Температура деталей влияет на рабочую температуру смазочного
масла, а следовательно, на его вязкость, толщину слоя смазки, раз-
деляющего детали трущейся пары, характер трения. Последний вместе
с износными характеристиками материалов, которые также зависят от
температурного состояния деталей, определяет темп износа. Напри-
мер, резко увеличивается износ верхней канавки под поршневое коль-
цо, если температура соответствующей зоны превысит определенное
критическое значение.
Появление температурных напряжений связано с неравномерным
распределением температуры в деталях и с тем, что конструкция
113
большинства деталей не обеспечивает возможности свободного рас-
ширения наиболее нагретых участков.
Из сказанного следует, что тепловая напряженность определяется
распределением температуры в деталях, которая является функцией
тепловой нагрузки, конструкцией детали и условиями ее охлаждения.
От конструкции деталей зависят распределения местных термических
сопротивлений. Наиболее теплонапряженными деталями являются
головка цилиндра и поршень. Тепловое состояние гильзы цилиндра
также важно, так как оно существенно влияет на тепловое состояние
поршня.
Из опыта эксплуатации двигателей известны максимально допу-
стимые значения температуры различных деталей. Так, максималь-
ная температура головки цилиндра из чугуна не должна быть выше
350°С, головки цилиндра из алюминиевого сплава 250JC, поршня
из алюминиевого сплава 350JC, гильзы цилиндра 160 -180эС*. Для
гильзы цилиндра ограничивается минимальная температура в связи
с ее влиянием на условия конденсации водяного пара, особенно при
применении топлив, содержащих серу. Конечно, и приведенные циф-
ры должны рассматриваться как ориентировочные, так как на пре-
дельно допустимую температуру влияют конструкция и конкретные ус-
ловия работы детали. Последнее может быть проиллюстрировано раз-
личиями в максимально допустимой температуре поршней и головок
цилиндров, изготовленных из алюминиевых сплавов. Для головок
цилиндра по условиям нагружения предельная температура значитель-
но ниже.
Методы управления тепловой напряженностью, естественно, свя-
заны с факторами, ее определяющими. Определенным конструкциям
деталей, применяемым материалам и условиям охлаждения соответст-
вует конкретный допустимый уровень тепловых нагрузок. Справед-
ливо и другое утверждение — определенному уровню тепловых на-
грузок должен соответствовать правильный выбор прочих факторов,
обусловливающих тепловую напряженность деталей.
Методы снижения тепловых нагрузок ясны из изложенного в на-
чале параграфа. Существенному снижению температуры поршня,
особенно критических его зон, способствует применение охлаждае-
мых конструкций. Снижению температуры и градиентов температур
в деталях способствуют теплоизолирующие покрытия. При этом вы-
сокими оказываются температуры и градиенты температур в самом
покрытии, что предъявляет повышенные требования к их свойствам.
Заметного снижения тепловой напряженности можно достигнуть и
путем рационального конструирования системы охлаждения. При этом,
как правило, системы жидкостного охлаждения эффективнее систем
воздушного охлаждения. Под эффективностью здесь понимается свой-
ство обеспечения заданного теплового состояния при минимальных
затратах работы на привод агрегатов системы охлаждения.
* В последние годы предпринимаются успешные попытки обеспечения на-
дежной работы двигателей с пониженным отводом теплоты при существенно
более высокой температуре гильзы цилиндра и использовании специальных
смазочных материалов.
1’4
При конструировании систем стремятся к увеличению интенсив-
ности охлаждения наиболее нагретых участков без увеличения об-
щего количества отводимой в систему теплоты. Имеется ряд эффек-
тивных предложений по интенсификации локального охлаждения
головок и гильз цилиндра. В частности, заметного снижения темпе-
ратуры в перемычке между клапанами головки цилиндра можно до-
стигнуть, используя для подвода жидкости сверленые каналы.
В процессе эксплуатации тепловая напряженность двигателя
может возрасти вследствие:
1) эксплуатации дизеля в условиях высокогорья или чрезмерно
высоких температур окружающей среды;
2) отложения накипи в рубашках охлаждения двигателей с жид-
костным охлаждением или загрязнения оребрения двигателей с воз-
душным охлаждением;
3) нарушений в нормальном протекании процесса сгорания вслед-
ствие использования топлив с не соответствующими двигателю фи-
зико-химическими и моторными свойствами и несоблюдения оптималь-
ных регулировок систем питания, впрыскивания, зажигания (два
последних явления исключены, если соблюдаются правила эксплуа-
тации двигателей.
При необходимости эксплуатации дизелей в условиях пониже-
нной плотности воздуха целесообразно в соответствии с рекоменда-
циями завода-изготовителя пересмотреть предельную подачу топлива).
ГЛАВА 4
ЭКОЛОГИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ
§ 4.1. Образование токсичных компонентов
отработавших газов
В СССР, как и в других странах с высокоразвитой промышлен-
ностью, приняты специальные законы и стандарты, направленные на
ограничение токсичности и дымности О. Г., а также шума двигателей.
В стандартах предписываются методы и режимы испытаний, а также
характеристики измерительной аппаратуры, которую следует исполь-
зовать при определении экологических показателей работы двигателя.
Получаемые в результате испытаний значения этих показателей не
должны превышать соответствующие нормы.
Токсичными называются вещества, оказывающие вредное влияние
на организм человека и окружающую среду. При работе поршневых
д. в. с. выделяются следующие основные токсичные вещества: оксиды
азота NOX, сажа, оксид* углерода СО, углеводороды СН, альдегиды,
канцерогенные вещества, соединения серы и свинца.
Помимо О. Г. двигателей источниками токсичности являются
также картерные газы и испарение топлива в атмосферу. Наибольшее
выделение токсичных веществ в атмосферу происходит с О. Г., по-
этому уменьшению токсичности О. Г. уделяется главное внимание.
* В литературе по д.в.с. оксиды иногда неточно называются окислами.
115
1. Оксиды азота, образующиеся в цилиндре дизеля, примерно на
90% состоят из оксида азота NO, а остальное — из диоксида азота
NO?. Оксид азота образуется при сгорании топлива в результате хи-
мических реакций между кислородом и азотом воздуха. Начало цеп-
ным реакциям образования NO кладет появление атомарного кисло-
рода вследствие диссоциации молекул Ог при высоких температурах.
Основные реакции, согласно общепринятой термической теории
Я- Б. Зельдовича, следующие:
N2 + О =?* NO + N — 316 кДж/моль,
N -|- О2 NO + О + 136 кДж/моль.
Количество оксида азота зависит от концентрации атомарного
кислорода и азота, а также от температуры. Химическая природа
топлива на выход NO влияния не оказывает.
Наибольшее количество NO образуется в тех зонах заряда дизеля,
которые сгорают первыми и имеют наибольшее время пребывания
при температуре выше 2200 К. Это объясняется сильной зависимостью
скорости образования NO от температуры, а в тех зонах, где топливо
сгорело раньше, температура продуктов сгорания выше из-за их
«поджатия» вследствие сгорания в последующих зонах (так называе-
мый Махе-эффект).
При сгорании в дизеле образование NO определяется локальными
составами смеси и температурами. Например, количество NO, обра-
зующейся в пламени богатых смесей в ядре факела, зависит от ло-
кальной концентрации кислорода, поэтому при подаче топлива через
большее число сопловых отверстий выход NO несколько увеличива-
ется.
При понижении температуры продуктов сгорания во время такта
расширения концентрация NO не снижается до равновесной, и чем
больше в результате расширения скорость охлаждения продуктов
сгорания, тем сильнее фактическая концентрация NO превышает рав-
новесную. Это явление называется закалкой образовавшегося оксида
азота.
В карбюраторных двигателях NO образуется как во фронте пламени,
так и в продуктах сгорания, т. е. за фронтом пламени. Так как в ре-
зультате Махе-эффекта температура за фронтом пламени выше, то
именно в зонах, где топливо сгорает в первую очередь, образуется наи-
большее количество NO.
2. Сажа представляет собой частицы твердых углеродистых про-
дуктов с содержанием чистого углерода до 99%, диаметр этих частиц
непосредственно после их образования обычно равен (50 4- 500) 10-10 м.
Затем еще в процессе сгорания в дизеле имеет место коагуляция час-
тиц с образованием вторичных и третичных структур с линейными раз-
мерами 0 3—100 мкм.
Наличие сажи в О. Г. обусловливает черный дым на выхлопе. Эта
дымность О. Г. является большим недостатком дизелей, особенно на
режимах разгона. Наибольшее количество сажи образуется в про-
цессе диффузионного горения в ядре факела, особенно при работе
116
дизеля на полных нагрузках, что обусловлено большой местной кон-
центрацией компонентов топлива с высокой температурой кипения,
а также малой концентрацией кислорода (а < 0,3 4- 0,7).
На такте расширения часть образовавшейся сажи выгорает в
турбулентном пламени. Степень выгорания сажи зависит от кон-
центрации кислорода вблизи частиц, температуры и времени пребы-
вания частиц в цилиндре. При усилении турбулентности и вихревого
движения заряда перемешивание горящей смеси интенсифицируется,
в результате чего выгорание сажи усиливается, а образование ее тор-
мозится, т. е. дымность О. Г. уменьшается.
Поскольку в цилиндре карбюраторного двигателя сгорает гомо-
генная смесь при а > 0,7, сажа образуется в ничтожных количествах.
Сажа представляет собой механический загрязнитель легких че-
ловека, но значительно больше она опасна как адсорбент и активный
переносчик канцерогенных веществ, в частности бензпирена, вызы-
вающего рак легких. Наибольшая скорость образования бензпирена
имеет место при температуре 900—1200 К. Зонами щ е;существен-
ного образования бензпирена являются пристеночные слои.
3. Оксид углерода СО образуется главным образом при сгорании
топлива с недостатком кислорода, некоторое количество СО может
также образовываться в пристеночных слоях смеси или вследствие
диссоциации СОг при высоких температурах. В дизелях СО образуется
в результате холоднопламенных реакций и при сгорании в зонах с
локальным недостатком кислорода, значительная часть СО окисля-
ется затем до СОг, поэтому выброс СО с О. Г. дизелей невелик и не
превышает по объему 0,1—0,2%.
4. Углеводороды, содержащиеся в О. Г. состоят из исходных или
распавшихся молекул топлива. У стенок камеры сгорания темпера-
тура газов недостаточно высока для сгорания топлива, поэтому здесь
пламя гасится и полного сгорания не происходит. Углеводороды не-
сгоревшего топлива могут появляться в О. Г. и в результате наличия
в заряде зон с чрезмерно обедненной или обогащенной смесью, а в
карбюраторных двигателях — и при пропусках воспламенения.
Присутствие в О. Г. дизелей углеводородов является одной из
причин появления белого или голубого дыма.
Углеводороды в тех количествах, в которых они выбрасываются
в атмосферу поршневыми д. в. с., сами по себе не представляют боль-
шой опасности. Однако при определенных условиях в атмосфере об-
разуется специфический туман, обладающий вредным действием и
называемый смогом. Углеводороды способствуют образованию смога,
и поэтому во многих странах их содержание в О. Г. ограничи-
вается.
5. Альдегиды. В период, предшествующий основному горению,
в дизеле протекают холоднопламенные процессы, приводящие к об-
разованию альдегидов. На режимах холостого хода и малых нагрузках
дизеля, т. е. когда температуры сгорания невелики, образуется наи-
большее количество альдегидов. Некоторые альдегиды, а также угле-
водороды, образующиеся в дизеле, обусловливают неприятный запах
О. Г., который относят к недостаткам дизелей.
ч:
6. Другие токсичные компоненты. При сгорании серы, содержа-
щейся в дизельном топливе, образуются токсичный сернистый газ
SO2 и сероводород H2S. Свинец, входящий в состав антидетонационных
присадок к бензину, выбрасывается в атмосферу с О. Г. в виде ряда
токсичных соединений.
Концентрацию токсичных компонентов в сухих О. Г. оценивают
в объемных процентах, миллионных долях по объему (млн.”1) и реже
в миллиграммах на 1 л О. Г.
Даже в правильно отрегулированном двигателе количество ток-
сичных компонентов может достигать следующих величин:
Дизель Карбюраторный
двигатель
Оксид углерода СО, % .
Оксиды азота, % ... .
Углеводороды, % . . . .
Диоксид серы, % . . . .
Сажа, мг/л .............
. . . 0,2 6,0
. . . 0,35 0,46
. . . 0,04 0,40
. . . 0,04 0,007
. . . 0,30 0,05
На основании действующих в нашей стране санитарных норм на
предельное содержание токсичных веществ в воздухе можно в первом
приближении принять следующее соотношение токсичности компо-
нентов по отношению к токсичности оксида углерода: СО : NOX : СН==
= 1 : 20 : 0,67. Таким образом, токсичность дизелей зависит в ос-
новном от содержания в О. Г. оксидов азота.
Токсичность О. Г. бензиновых двигателей существенно зависит
от концентрации оксида углерода и оксидов азота.
Влияние некоторых факторов на токсичность О. Г. дизелей. Ток-
сичность О. Г. зависит от многих конструктивных и эксплуатаци-
онных факторов. Воздействуя на последние, можно значительно
улучшить экологические показатели работы двигателей.
Способ смесеобразования оказывает заметное вли-
яние на токсичность О. Г. Это объясняется тем, что в предкамере или
вихревой камере процесс сгорания происходит при пониженном зна-
чении температуры и коэффициента избытка воздуха. Догорание
заряда в основной камере также идет при относительно невысоких
температурах. По этим причинам в дизелях с разделенными камерами
сгорания образуется меньше NOX, чем в дизелях с камерой сгорания
в поршне. Кроме того, как показано на рис. 4.1, дизели с разделенны-
ми камерами выбрасывают с О. Г. меньше продуктов неполного сго-
рания при относительно небольшой дымности* выпуска, что объясня-
ется лучшим догоранием СО, СН и сажи в надпоршневом объеме.
Степень сжатия оказывает влияние на токсичность О. Г.
главным образом через изменение температуры заряда. Увеличение
последней с ростом е приводит к улучшению смесеобразования, осо-
бенно на малых нагрузках и частотах вращения вала, поэтому выброс
СО и СН снижается.
Чтобы при этом не возрастал выброс NOX, соответствующим об-
* По ГОСТ 19025—73 дымность дизелей характеризуется оптической плот-
ностью отработавших газов К, которая определяется на специальном приборе
методом просвечивания и выражается в процентах.
118
!. 4.1. Дымность и токсичность
О. Г.:
— —дизель с разделенной камерой:
.—.— дизель с камерой сгорания в
поршне
разом подбирают сочетание интенсивности вихревого движения заряда
и параметров впрыскивания топлива.
Подача топлива. Увеличение давления впрыскивания при
данном диаметре сопловых отверстий распылителя позволяет позже
начинать впрыскивание, оставляя неизменным его окончание, в ре-
зультате чего уменьшаются выброс
NOX и дымность О. Г. При сред-
них и высоких нагрузках некото-
рые системы подачи топлива могут
давать подвпрыскивание, когда
после конца основного впрыскива-
ния игла форсунки открывается
на короткое время. При этом в
цилиндр впрыскивается очень не-
большое количество топлива, ко-
торое плохо распыливается и его- СН'мн
рает на линии расширения с об- ео°.
Г'гл Луу 1 4/7/7
разованием СО, СН и дыма.
Сходное с подвпрыскиванием ?0°
влияние на выброс СН оказывает °
истечение топлива с малой ско- д'£
ростью из объема колодца под qq?
иглой распылителя и каналов соп- о
ловых отверстий. После посадки
иглы на седло пузырьки газа в по-
дыгольном объеме расширяются в
результате разогрева и вытесняют
топливо в камеру сгорания, где
создается локальное обогащение
смеси на ходе расширения, что Рис
приводит к увеличению выброса_________
СН. Особенно это заметно в дизе- —
лях с камерой сгорания в поршне,
у которых объем колодца под иг-
лой (Vu) составляет 1,35—1,8 мм3. Влияние этого объема на содер-
жание СН в О. Г. иллюстрирует рис. 4.2.
Угол опережения впрыскивания 8О.ВП заметно
влияет на выброс NOT. При уменьшении 6О.ВП в результате сниже-
ния температуры сгорания образование NO^. значительно замедляет-
ся. Однако если при этом возрастает длительность периода задержки
воспламенения, то это вызывает увеличение выброса продуктов не-
полного сгорания — СН и СО.
Изменение 6О.ВП обусловливает значительное изменение длитель-
ности периода задержки воспламенения и доли топлива, впрыснутой
за этот период, что сказывается на продолжительности диффузионного
сгорания. Например, если сокращается, то доля топлива, впры-
снутого до начала быстрого горения (AV,), становится меньше, а
роль диффузионного сгорания и дымность О. Г. соответственно воз-
растают (рис. 4.3).
Конечно, всегда следует помнить, что при чрезмерном уменьше-
нии 6О.ВП существенно ухудшаются экономические и энергетические
показатели работы дизеля.
Режим работы. На рис. 4.4, а, б показаны диапазоны со-
держания токсичных компонентов и изменения дымности О. Г.
Рис. 4.2. Влияние величины по-
дыгольного объема распылителя
на содержание СН в О. Г. дизеля
с камерой сгорания в поршне
Рис. 4.3. Влияние угла опере-
жения впрыскивания на дым-
ность О. Г. (камера в поршне):
-———— — дизель без иаддува;
—-----— дизель с наддувом
дизелей с различными способами сме-
сеобразования в зависимости от ре-
жима работы. При увеличении на-
грузки дизеля (ре > 0,4 4- 0,5 МПа)
смесеобразование и сгорание ухуд-
шаются, поэтому возрастает выброс
СО и резко повышается дымность
О. Г. Влияние температурного фак-
тора является определяющим в про-
цессе образования оксидов азота в
области малых и средних нагрузок
и лишь при больших цикловых пода-
чах топлива рост выхода NO* замед-
ляется или даже прекращается
вследствие появления в камере сго-
рания значительных объемов, в кото-
рых практически отсутствует свобод-
ный кислород.
Увеличение частоты вращения до
2000 мин-1 приводит к снижению
дымности О. Г. вследствие улучше-
ния смесеобразования, однако при
п > 2000 мин-1 дымность опять не-
сколько возрастает, что объясняется
преобладающим влиянием сокраще-
ния времени сгорания топлива. На
образование NOX, СО и СН частота
вращения влияет слабо.
В дизелях с камерой сгорания в
поршне дымность О. Г. на низких
скоростных режимах возрастает в
1,5—2 раза по сравнению с номиналь-
ным режимом. Это объясняется тем,
что при уменьшении частоты враще-
ния ухудшается смешение топлива с
воздухом и сажа, образующаяся в
зонах камеры с переобогащенной
смесью, оказывается в зонах с избытком кислорода слишком поздно
и не успевает там окисляться. Поэтому подачу в диапазоне низких
частот вращения необходимо ограничивать, т. е. обеспечивать соот-
ветствующее корректирование скоростных характеристик топливопо-
дачи (см., например, кривую 1' на рис. 5.12).
В период разгона автомобиля с дизелем, особенно если послед-
ний имеет турбонаддув, в результате кратковременного обогащения
120
Рис. 4.4. Влияние нагрузки (а) и частоты вращения (б) на токсичность
четырехтактных дизелей
смеси значительно возрастает дымность О. Г., в то же время имеет
место лишь относительно небольшое увеличение концентрации СО,
СН и МОХ.
§ 4.2. Основные способы снижения токсичности
и дымности отработавших газов
Требования действующих в нашей стране государственных и от-
раслевых стандартов на токсичность и дымность О. Г. двигателей
обусловливают необходимость проведения в жизнь специальных
мероприятий на стадиях проектирования, производства и эксплуата-
ции двигателей, направленных на снижение токсичности и дымности
О. Г. Проблема снижения токсичности и дымности О. Г. осложня-
ется тем, что обычно необходимо уменьшать выброс в атмосферу не-
скольких токсичных компонентов. Однако многие методы, снижающие
выброс продуктов неполного сгорания углерода, связаны с интенси-
фикацией процесса сгорания, что вызывает увеличение концентрации
NOX. Кроме того, нужно иметь в виду, что реализация ряда способов
уменьшения выбросов NOX приводит к ухудшению топливной эко-
номичности, что, как правило, является недопустимым.
Способы снижения дымности и токсичности О. Г. дизелей. Извес-
тен ряд способов уменьшения дымности и токсичности О. Г. дизелей*.
Вопрос о выборе наиболее целесообразного пути решается примени-
тельно к конкретным условиям.
1. Совершенствование процессов смесеобразования и сгорания.
Преимущество этого способа заключается в том, что одновременно
* Дымность О.Г. автомобильных дизелей без наддува регламентируется в
эксплуатации ГОСТ 21393—75, а на заводах токсичность О. Г. проверяется по
ОСТ 37.001.234—81.
121
со снижением дымности О. Г. и содержания в них СО и СН
улучшаются мощностные и экономические показатели двигателя. Од-
нако интенсификация сгорания приводит к увеличению концентрации
NOX. Наоборот, воздействие на процесс сгорания путем снижения
степени сжатия, уменьшения утла опережения впрыскивания топлива
или дросселированием воздуха на впуске приводит к уменьшению
выхода NOX, но при этом ухудшаются индикаторные показатели.
Для снижения токсичности О. Г. дизеля необходимо сокращать
длительность задержки воспламенения и за этот период впрыскивать
основную долю топлива, стремясь к тому, чтобы сгорание происхо-
дило в течение второй фазы с небольшой скоростью, а в завершающих
фазах — с наибольшей возможной интенсивностью.
2. Рециркуляция отработавших газов. Если часть отработавших
газов из системы выпуска направить во впускной трубопровод, то
наполнение цилиндров воздухом уменьшится. При этом диоксид азота,
содержащийся в О. Г. может способствовать сокращению периода за-
держки воспламенения. Все это вместе с относительно высокой тепло-
емкостью продуктов сгорания приводит к понижению максимальной
температуры цикла и концентрации кислорода в заряде, а значит,
способствует уменьшению образования оксидов азота и понижает их
концентрацию в О. Г. на 40—50%. Опыты показывают, что для такого
снижения концентрации NOX во впускную систему необходимо пода-
вать отработавшие газы в количестве около 20% от количества воз-
духа.
Рециркуляция О. Г. более эффективна на режимах малых и сред-
них нагрузок, причем ее эффективность в дизелях с камерой сгорания
в поршне выше, чем в дизелях с разделенными камерами. Естественно,
что на больших нагрузках рециркуляция О. Г. уменьшает индикатор-
ный к. п. д. п увеличивает выделение СО.
Сходное с рециркуляцией О. Г. воздействие на снижение выхода
NOX имеет подача воды во впускной трубопровод или цилиндр дизеля.
В последнем случае вода может впрыскиваться вместе с топливом в
виде топливно-водяной эмульсии. При добавке воды в количестве 6%
(по массе) концентрация NOX снижается в два раза. Выброс СО и СН
при добавке к заряду воды практически не изменяется. Использование
воды для подавления образования NOX наталкивается на ряд прак-
тических трудностей, связанных с возможностью замерзания воды,
появления коррозии и увеличением износа некоторых деталей.
3. Топливо и присадки. Увеличение цетанового числа топлива
уменьшает период задержки воспламенения, жесткость работы и мак-
симальное давление сгорания, что оказывает сложное влияние на об-
разование токсичных компонентов и дыма. На малых и средних на-
грузках увеличение цетанового числа способствует уменьшению вы-
броса NOX и СН, а на больших в некоторых случаях — повышению
дымности выхлопа. Чем больше в топливе легких фракций, тем лучше
его испаряемость, а значит, равномернее и состав смеси в камере сго-
рания, что приводит к снижению дымности О. Г. и концентрации в
них NOX. Добавка к дизельному топливу в количестве до 1% анти-
дымных присадок, например на основе бария, марганца и тетраэтил-
122
свинца, позволяет при больших нагрузках в несколько раз понизить
дымность О. Г. и содержание в них альдегидов и бензпирена.
4. Нейтрализация О. Г. Радикальный способ уменьшения токсич-
ности О. Г. — нейтрализация (обезвреживание) газов в системе вы-
пуска. В каталитических нейтрализаторах О. Г. дизеля проходят
через слой катализатора, сильно ускоряющего протекание окисли-
тельных реакций, т. е. превращение СО и СН в СО2 и Н2О. В резуль-
тате каталитической нейтрализации при температуре О. Г. более 300'С
концентрация СО уменьшается на 85—90%, а СН — на 75—80%.
При низких температурах О. Г. (менее 300°С) эффективность ката-
литических нейтрализаторов невысока. При эксплуатации нейтра-
лизаторы часто забиваются сажей. С этим недостатком борются путем
установки перед нейтрализатором специальных улавливателей сажи
или путем периодического выжигания ее в самом нейтрализаторе.
Каталитические нейтрализаторы применяются на специальных ма-
шинах, работающих в условиях повышенной загазованности воздуха.
Термическая нейтрализация заключается в окислении при вы-
соких температурах СО и СН без катализатора. Полнота термической
нейтрализации зависит от концентрации токсичного компонента и
кислорода, температуры, давления и времени нахождения газов в
нейтрализаторе. Если в отработавших газах совсем нет или недоста-
точно кислорода, то к ним с помощью специального насоса добавляют
в соответствующем количестве воздух.
При невысоких температурах (до 150—200сС) в термическом нейт-
рализаторе происходит интенсивное окисление NO в NO2. Конструк-
тивно термические нейтрализаторы изготовляют в виде теплоизоли-
рованных камер, встроенных в выпускную систему по возможности
ближе к клапанам. Система каналов в нейтрализаторе обеспечивает
хорошее перемешивание дополнительного воздуха и О. Г. Термиче-
ский нейтрализатор увеличивает гидравлическое сопротивление сис-
темы выпуска, и поэтому при его установке экономичность двигателя
ухудшается.
5. Техническое состояние двигателя. Интенсивность дымления и
токсичность О. Г. сильно зависят от технического состояния и регули-
ровок топливоподающей аппаратуры. Недопустимы подтекание топ-
лива в распылителе, неправильная регулировка давления начала
впрыскивания, зависание иглы распылителя и т. п.
Большое значение имеет тепловое состояние распылителя. Пере-
грев распылителя выше 180—210°С приводит к его закоксовыванию,
нарушению характеристики впрыскивания, ухудшению равномернос-
ти распыливания и подачи топлива через отдельные отверстия. В этом
случае увеличиваются дымность и токсичность О. Г. При засорении
воздухоочистителя или потере герметичности клапанов токсичность
О. Г. может возрасти в результате снижения наполнения цилиндров
и компрессии. В изношенном дизеле в пристеночную зону цилиндра
попадают частички масла, что увеличивает выброс бензпирена в 8—10
раз. Правильная эксплуатация, т. е. поддержание дизеля в хорошем
техническом состоянии, и стабильность регулировок топливной ап-
паратуры в сочетании с систематическим контролем дымности и ток-
12)
сичности О. Г. позволяют снизить общий выброс токсичных веществ
на 30—40%.
Способы снижения токсичности О. Г. карбюраторных двигателей.
При анализе воздействия того или иного мероприятия на уменьшение
Рис. 4.5. Изменение состава отработав-
ших газов в зависимости от состава
смеси в карбюраторном двигателе
Рис. 4.6. Влияние состава смеси на ток-
сичность отработавших газов карбюратор-
ного двигателя (холостой ход)
токсичности О. Г. карбюра-
торного двигателя необходи-
мо оценивать его эффектив-
ность по токсическим компо-
нентам — СО, NOX и СН.
1. Регулировки карбюра-
тора и угла опережения за-
жигания. Как следует из
рис. 4.5, при а < 1 сущест-
венно возрастает концентра-
ция СО и СН. при этом, даже
когда для двигателя в целом
а = 1,0, в О. Г. содержится
некоторое количество этих
токсичных компонентов, что
объясняется неравномернос-
тью состава смеси по цилинд-
рам, наличием в камере сго-
рания зон с обогащенной
смесью.
При обеднении смеси вы-
ход NOX сначала растет, что
связано с увеличением кон-
центрации в продуктах сго-
рания свободного кислорода,
затем при а >> 1,05 4- 1,10 в
результате падения темпера-
туры сгорания образование
NOX уменьшается.
Ввиду сильной зависимос-
ти токсичности О. Г. от со-
става смеси большое значение
приобретает своевременная
проверка и поддержание в
процессе эксплуатации реко-
мендуемых заводом-изготови-
телем регулировок карбюра-
тора.
Регулировка карбюратора на режиме холостого хода, как это сле-
дует из рис. 4.6, не только существенно влияет на концентрацию СО
иСН, но одновременно от состава смеси сильно зависит и стабильность
работы двигателя и, в частности его колебания на подвеске. Наимень-
шая величина средней амплитуды а этих колебаний имеет место при
а = 0,8 4- 0,85, когда наблюдается также минимальная концентрация
СН. С обеднением смеси при а > 0,80 4- 0,85 выброс СО уменьшается,
124
одаако из-за пропусков воспламенения в отдельных циклах сильно воз-
растает концентрация СН и увеличивается амплитуда колебаний
двигателя на подвеске.
Изменение угла опережения зажигания вблизи его оптимального
значения (с точки зрения экономичности работы двигателя) почти не
влияет на концентрацию СО и СН, однако с ростом 0о.а концентрация
NOj. возрастает и особенно заметно при а > 1,0.
Отступление от рекомендуемых для данного двигателя углов опе-
режения зажигания в сторону более поздних способствует снижению
выбросов оксидов азота, но при этом одновременно ухудшаются и
экономические показатели. Работа с чрезмерно ранним зажиганием
(0о.з > ©о.з.опт) недопустима, так как при этом увеличивается выб-
рос Ы0ж и ухудшаются другие показатели.
2. Совершенствование рабочих процессов и смесеобразования.
Конструкция камеры сгорания влияет на образование СН: чем мень-
ше отношение поверхности к объему камеры и объем над вытеснителем,
тем меньше образуется СН. На концентрацию СО и NOX эти факторы
заметного влияния не оказывают.
Увеличение степени сжатия вызывает рост максимальной темпера-
туры цикла и приводит также к увеличению отношения поверхности
камеры сгорания к ее объему. Первый фактор определяет повышение
концентрации МОЖ при а> 1,0, а второй — увеличение выхода СН.
Улучшение смесеобразования уменьшает выброс СО в области бога-
тых смесей, но может несколько увеличить концентрацию NO» на
бедных смесях.
3. Применение бензинов с малым содержанием тетраэтилсвинца,
переход на газообразные топлива. Снижение или полный отказ от
этилирования бензинов позволяет соответственно влиять на выброс
соединений свинца и повысить долговечность каталитических нейтра-
лизаторов. Перевод двигателя на газообразное топливо обеспечивает
снижение выброса NOK примерно в два раза, а также дает некоторое
уменьшение концентрации СО. Это связано с тем, что при работе на
газе возможно эффективное использование более бедных смесей, сго-
рающих при меньшей температуре, а также снижение неравномерности
состава смеси по цилиндрам.
4. Рециркуляция О. Г. Чаще всего О. Г. подаются во впускной
трубопровод за дроссельной заслонкой, чтобы не нарушать дозирования
смеси карбюратором и избегать образования в нем отложений. Коли-
чество О. Г., добавляемых к свежей смеси, необходимо регулировать
в зависимости от нагрузки двигателя. Максимальный перепуск дол-
жен иметь место при работе на полном дросселе, когда рециркуляция
10—12% О. Г. обеспечивает уменьшение концентрации ЬЮЖ пример-
но в два раза. Иногда при работе с рециркуляцией наряду с уменьше-
нием выброса КОЖ немного увеличивается образование СО и СН из-за
ухудшения процесса сгорания. Мощностные и экономические показа-
тели двигателя при введении рециркуляции могут несколько сни-
жаться .
5. Нейтрализация О. Г. В карбюраторных двигателях каталити-
ческие нейтрализаторы используются не только для окисления СО и
125
СН, но и для нейтрализации ЬЮЖ. В последнем случае в той части
нейтрализатора, которая предназначена для восстановления NOX,
необходимо создать восстановительную среду, т. е. химически связать
кислород, находящийся в составе О. Г. С другой стороны, в части
нейтрализатора, предназначенной для окисления СО и СН, необходимо
обеспечить окислительную среду и с этой целью в нейтрализатор по-
дается воздух, если концентрация кислорода в О. Г. недостаточна.
Применению каталитического нейтрализатора для уменьшения
выброса МОЖ сильно препятствует этилирование бензина, так как
свинец дезактивирует катализаторы в течение 100—200 ч работы на
этилированных бензинах.
Рис. 4.7. Прохождение
звука через единичную
площадку
§ 4.3 Акустические показатели двигателей
Общие положения. Концентрация большого количества механизмов
и машин с двигателями внутреннего сгорания на строительных пло-
щадках приводит к повышенному шуму, мешает работе и отдыху лю-
дей. Шум вредно действует прежде всего на орган слуха операторов
машин с двигателями внутреннего сгорания, раздражает, действуя
на нервную систему, снижает производительность труда, мешает вос-
приятию полезных звуковых сигналов, человеческой речи.
Наличие норм, а также правильная оценка шума на рабочем месте
служат основаниями для организации труда рабочих, соприкасаю-
щихся с работающими двигателями. Обычно нормируется внешний и
внутренний шум машины. Вполне определенно существует тенденция
к снижению допустимых величин шума машин, что стимулирует соз-
дание новой техники, обладающей новым качеством, которое должно
быть заложено конструктором и сохранено в эксплуатации, — ка-
чеством пониженной способности к излучению шума.
Общий уровень шума может служить интегральным показателем
качества машины, культуры производства и применяемой технологии.
Отдельные характеристики шума двигателя используют в качестве
диагностических параметров.
Основные определения. Под шумом двигателя внутреннего сгора-
ния понимается акустическое излучение, производимое им при
работе. Шум двигателя измеряют величиной уровня и спектром. Это
характеристики шума д. в. с. в точке про-
странства. Двигатель как источник акусти-
ческого излучения характеризуют значением
излучаемой акустической мощности, ее спект-
ром и диаграммой направленности излучения.
Известно, что звуковое давление р в зву-
ковой волне равно разности давлений среды
в присутствии и при отсутствии волны.
Уровнем шума называют двадцатикратный
логарифм отношения звукового давления
к пороговому значению р0 = 2 • 10~6 Н/м2.
Если предположить, что источник шума —
двигатель — находится в точке О (рис. 4.7)
126
и излучает шум в окружающее пространство, то, выделив
полусферу S радиуса г и единичную площадку А на ней, можно
определить, что сила звука / — количество звуковой энергии, про-
шедшей через единичную площадку, перпендикулярную радиусу г,
в единицу времени. Силу звука выражают в Вт/м2; она пропорцио-
нальна квадрату звукового давления, поэтому уровень шума иногда
определяют как десятикратный логарифм отношения силы звука к
пороговому значению /0 = 10-12 Вт/м2. Уровень шума выражают
в децибелах, т. е.
A 101g (///0) = 201g (plp0).
Акустической мощностью W двигателя называют выражаемую в ват-
тах величину IF = ф IdS, т. е. общее количество энергии, излучае-
S
мой двигателем в окружающее пространство в виде звука и прошедшей
через поверхность полусферы радиуса г в единицу времени.
Уровнем акустической мощности называют величину Lw ~
= 10Ig(lF/IF0), где IF0 = 10~12 Вт. Уровень мощности связан с уров-
нем шума выражением
А^ = А + 201ёг+ 101g £2—-101g Ф,
где Q — телесный угол, в который осуществляется излучение (если
учесть, что ранее принято допущение о том, что акустическое излу-
чение двигателя происходит из центра О полусферы, то 10 IgQ 8),
Ф — фактор направленности излучения, представляющий собой ве-
личину рУрср, т. е. отношение квадрата звукового давления в про-
извольной точке полусферы радиуса г к квадрату звукового давления,
осредненному по всем точкам измерения на поверхности S. Обычно
измеряют в точке величину L с помощью шумомера при использова-
нии линейной частотной характеристики прибора.
С целью приближения числовых оценок шума к субъективному
восприятию часто применяют частотную характеристику А шумомера,
учитывающую особенности восприятия человеком звуков различной
частоты. В этом случае полученную величину называют уровнем звука,
выражая ее в дБА. Акустическая мощность вычисляется по фор-
муле IF = 10G’1/ltz '“Вт и с использованием приводимых здесь опре-
делений и зависимостей.
В работающем двигателе первопричиной возникновения акусти-
ческого излучения будет осуществление рабочего процесса, связанное
с подводом теплоты Qj к рабочему телу в цилиндре двигателя. Для
сравнения качества конструкций д. в. с., заключающегося в способ-
ности преобразовывать часть тепловой энергии в энергию звуково-
го излучения, служит коэффициент акустического излучения двигателя
т]ак = WlQi. Если у одного из двигателей этот коэффициент вы-
ше, то следует считать, что его конструкция акустически менее совер-
шенна. Современные поршневые д. в. с., используемые на дорожно-
строительных машинах, при работе на номинальном режиме излучают
2—3 Вт акустической мощности. В точках пространства вокруг ра-
127
ботающего на стенде двигателя на расстоянии 1 м от его поверхности
возникают уровни шума от 104 до 120 дБ.
Очень важной характеристикой шума является его спектр. Наш
орган слуха не одинаково реагирует на звуки с одной амплитудой,
но разной частоты. Спектр шума двигателя показывает распределение
энергии излучения по частотному диапазону. В спектрах шума
двигателей (рис. 4.8) присутствуют дискретные составляющие, крат-
ные частоте вращения, числу цилиндров, и сплошная область.
Рис. 4.8. Шум дизеля в точке пространства около двигателя на
расстоянии 1 м от его боковой поверхности при п = 2000 мин-1,
ре = 0,5 МПа (/) и холостом ходе (2)
Октавные спектры звуковой мощности служат основной характерис-
тикой шума машины.
Акустическое излучение двигателя может существовать и в инфра-
звуковой (до 20 Гц) области, однако чаще всего основная доля энер-
гии звука, излучаемого двигателем, концентрируется в области пре-
имущественно от 20 до 8000 Гц.
Акустический баланс двигателя. Звук, как известно, возникает
в результате: а) взаимодействия колеблющегося тела со средой; б) при
«быстром» выделении энергии в конечном объеме среды; в) при под-
ведении (оттоке) конечного количества вещества в определенную ко-
нечную область среды; г) при взаимодействии потока вещества с
твердым телом. Именно такие физические процессы одновременно или
последовательно возникают при осуществлении рабочего цикла. При
этом во всех случаях акустическое излучение будет следствием воз-
мущения колебательной системы, распространения в ней колебаний
и последующего процесса излучения энергии колебаний в окру-
жающее пространство.
Обратимся к рис. 4.9. На такте впуска из области перед горлови-
ной впускного патрубка будет происходить отток вещества. Движу-
щийся по впускному тракту свежий заряд будет взаимодействовать
со стенками, впускным клапаном и другими элементами конструкции.
В результате на такте впуска возникает акустическое излучение,
которое называют шумом впуска, излучаемая при этом акустическая
мощность обозначается 1ГВЦ.
128
При сжатии, сгорании и расширении происходит деформация сте-
нок камеры сгорания, что приводит к колебаниям наружных стенок
двигателя. Энергия колебаний стенок в виде звука №Деф излучается
в окружающее пространство. Помимо этого, подвод теплоты к рабо-
чему телу в цилиндре двигателя при сгорании также приводит к по-
явлению акустического излучения
при сгорании 1ЕСГ. Опрокидываю-
щий момент будет вызывать коле-
бания двигателя на подвеске, энер-
гия которых 1ЕП в виде звука час-
тично также будет излучаться в
окружающее пространство.
В механизмах двигателя при
работе могут возникать удары со-
прягаемых деталей (клапан — сед-
ло), что приводит к шуму №уд.
Работа агрегатов, размещаемых на
двигателе (вентилятор, топливопо-
дающий насос и др.), приводит к
появлению шума 1Еаг. При выпуске
происходит приток вещества в об-
ласти, прилегающей к выпускному
патрубку; здесь выделится также
какое-то количество энергии. Это
приводит к возникновению шума
выпуска №вып.
Если суммировать все перечис-
ленные составляющие акустичес-
кой мощности, то получим урав-
нение акустического баланса дви-
гателя «по рабочему циклу»
W),
Рис. 4.9. Схема идеализации кон-
струкции двигателя и возникнове-
ния акустического излучения
w =W 4-ГГ 4- W „4-ГГ -4-W7 4- W 4- W ,
содержащее главные составляющие шума двигателя. Возможны дру-
гие разновидности уравнения акустического баланса. Действитеяь-
но, во всех случаях акустическое излучение двигателя осуществля-
ется горловинами впускного и выпускного трактов, а также всей по-
верхностью двигателя. Опыт показывает, что элементы поверхности
двигателя излучают разные количества акустической энергии. Выде-
лив на поверхности двигателя характерные зоны или поверхности
отдельных деталей (крышек, головок блока цилиндров, поддона,
картера), а затем собрав акустическую мощность, излучаемую всеми
поверхностями, напишем уравнение акустического баланса двигателя
«по поверхности»:
т
^Д = ^Вп + ^вып + 2^
1
где Wt — акустическое излучение, осуществляемое i-м элементом по-
5—686
129
верхности двигателя; т — число элементов, на которые разбита вся
поверхность двигателя. В зависимости от особенностей организации
рабочего процесса и конструкции двигателя 1 м2 его поверхности
излучает удельную акустическую мощность уровнем от 90 до 115 дБ.
Часто акустическое излучение участков поверхности двигателя, гор-
ловин трактов впуска и выпуска отождествляют с действием простей-
ших излучателей нулевого и первого порядков (из-за малости действи-
ем излучателей более высоких порядков пренебрегают). Таким об-
разом, существует третья разновидность уравнения акустического
баланса двигателя — «по излучателям» или
k i
№д= УХ+ >
1 1
где 1Т0 — излучение нулевого порядка; k — количество излучателей
нулевого порядка; №i — излучение первого порядка; I — количест-
во излучателей первого порядка.
Составление акустического баланса двигателя в различных мо-
дификациях дает возможность определить наиболее существенные со-
ставляющие шума двигателя, указать причины возникновения, изу-
чить процесс формирования, найти наиболее рациональные пути умень-
шения шума двигателя.
§ 4.4 Основные способы снижения шума двигателей
Схема возникновения акустического излучения д. в. с. Покажем
на примере анализа возникновения составляющей 1Ссг наиболее
общие закономерности образования шума поршневого двигателя.
На стенки камеры сгорания действует сила P(t) (рис. 4.9). С по-
мощью интегрального преобразования Фурье определяют спектр дей-
ствующей силы:
* — ш/
Sp (°>) = J ^(0е 7 dt.
0
Пределы интегрирования определены как начало и конец действия
силы.
Спектр вибрации наружной поверхности двигателя определяют
как произведение спектра действующей силы на передаточную функцию
конструкции, т. е. v(<o) = Sr(<o) • П(<о), а спектр звукового давле-
ния будет представлять собой произведение спектра вибрации на со-
противление излучения, или Р(ю) = о(<о) • 2(ш).
На основе величины Р(ю) вычисляют звуковое давление в функции
времени'р(^), уровень шума L и излучаемую акустическую мощность W.
Заметим, что все спектральные функции, здесь упоминаемые, суть
функции комплексного переменного, со во всех формулах — круговая
частота. На практике оперируют модулями соответствующих величин,
опуская при этом слово «модуль».
Известно, что механические колебательные системы с распре-
деленными параметрами упругости, инерции, поглощения энергии об-
Рис. 4.10. Спектр (/) индикаторной
диаграммы (2) и амплитудно-частот-
ная характеристика (3) головки пор-
шневого двигателя, Р(- = 0,774 МПа,
п = 1400 мин-1
ладают бесконечно большим рядом частот собственных колебаний.
В задачах по снижению шума двигателей ограничиваются изучением
ряда низших частот собственных колебаний детали, попадающих в
диапазон действия силы со спектром 5р(ю). Эту совокупность низ-'
ших частот в сочетании со свойствами конструкции поглощать энер-
гию колебаний на них называют
амплитудно-частотной характе-
ристикой детали.
На рис. 4.10 приводятся графи-
ки спектра индикаторной диаграм-
мы и частотная характеристика
головки цилиндров, там же в ле-
вом нижнем углу дана индикатор-
ная диаграмма, соответствующая
спектру 1.
Способность силы P(t) вызы-
вать колебания детали, на которую
она действует, определяется преж-
де всего амплитудой составляющей
силы, оцениваемой ординатой
спектра. Чем больше ордината,
тем больше воздействие силы на
данной частоте. Другой важной
характеристикой спектра является
его ширина Аш. Чем шире спектр
силы, тем в более широком диапа-
зоне частот данная сила способна
вызывать колебания конструкции.
Существует важное соотношение,
имеющее характер соотношения
неопределенности: Лео • А/= const,
т. е. чем уже импульс силы А/, тем
Минимальная ширина спектра индикаторной диаграммы существует
при отсутствии процесса подвода теплоты. Подведение теплоты
будет расширять спектр силы от Ают1П до Ао>. Назовем степенью
расширения спектра величину отношения
рс = Aw/Awmin.
шире спектр Ло>, и наоборот.
После некоторых преобразований можно записать, что рс0 = const,
где 0 — длительность фазы быстрого сгорания, т. е. чем короче эта
фаза в данном двигателе, тем больше величина степени расширения
спектра индикаторной диаграммы.
Совпадение частот амплитудно-частотной характеристики детали
и спектра силы означает возможность развития колебаний детали
на данной частоте и, таким образом, возникновения шума.
Отдача энергии колебаний наружной стенки двигателя в окружаю-
щее пространство определяется сопротивлением излучения. В общем
виде существуют активная и реактивная составляющие сопротивления
излучения. Активная составляющая показывает, какая часть энергии
5*
131
Рис. 4.11. График коэф-
фициентов активного и
ре активного сопротивле-
ния излучения
колебаний излучается в виде звука в окружающее пространство, а
реактивная — долю энергии, которой среда и колеблющееся тело об-
мениваются за период колебаний. На рис. 4.11 показан характер
изменения значения коэффициента активного сопротивления в зави-
симости от безразмерного параметра kR, представляющего собой
произведение волнового числа k на размер излучателя R. В качестве
размера поверхности обычно выступают длина боковой поверхности
блока цилиндров, головки, крышки, поддона или другой наружной
детали. Можно выделить зону «плохого» из-
лучения kR < 1 и зону «хорошего» излуче-
ния kR > 1, в этой зоне 1 и отдача зву-
ка колеблющейся поверхностью пропорцио-
нальна значению волнового сопротивления
воздуха (произведение плотности воздуха на
скорость звука в нем) и поверхности излуче-
ния, т. е. U-z~ pcS.
Из соотношения между размерами — вер-
тикальными или горизонтальными — двига-
теля и длиной излучаемой волны kR = 2зт7?/Х,
а также из условия «хорошего» излучения
kR > 1 оценивают длину волны или частоту,
на которой звук будет хорошо излучаться
двигателем или поверхностью размера R.
Способы снижения шума д. в. с. Шум
впуска и выпуска традиционно снижали
путем установки глушителей. Глушители
впуска обычно конструируют вместе с воз-
духоочистителем. Следует сказать, что воз-
духоочиститель в определенной мере снижает шум впуска, однако
современные двигатели все чаще оснащают дополнительными заглуша-
ющими элементами на впуске. Как правило, это резонансные камеры.
Такую камеру имеют воздухоочистители для двигателей Ярослав-
ского моторного завода. Способность резонансной камеры к заглу-
шению определяется ее объемом, длиной и площадью сечения соеди-
нительной горловины. Теоретически величина заглушения макси-
мальна только на одной резонансной частоте, зависящей от сочетания
перечисленных выше параметров. Если в камеру поместить звуко-
поглощающий материал, то величина заглушения на резонансной
частоте несколько уменьшится, но расширится частотный диапазон
заглушения. Незаглушенный шум впуска достигает 120—122 дБ на
расстоянии 1 м, обычно его заглушают на 30—35 дБ.
Шум выпуска с момента изобретения поршневого д. в. с. всегда
подвергался заглушению. Незаглушенный шум выпуска достигает
125—128 дБ на расстоянии 2—3 м. Для хорошего заглушения обычно
проектируют систему выпуска отработавших газов, которая содержит
глушитель шума выпуска. Все элементы системы выпуска (рис. 4.12)
согласовываются между собой, произвола в выборе диаметров и длин
отдельных участков системы выпуска не существует. Как правило,
система выпуска отработавших газов, спроектированная для двига-
132
теля с учетом использования его на автомобиле или на тракторе, не
может быть перенесена на строительно-дорожную машину из-за осо-
бенностей ее компоновки; при попытке такого перенесения акусти-
ческие качества системы меняются и могут быть ухудшены. Совре-
менные двигатели снабжаются глушителями, общий объем которых
лежит в пределах
Vr=(44-8)Vft.
Снижение составляющей
достигается увеличени-
ем жесткости конструкции
двигателя, так как величина
акустического излучения в
этом случае пропорциональна
относительной величине изме-
нения объема двигателя, ко-
торое происходит при дефо-
рмации под действием силы
Рг. На 1ГДеф и 1Ссг сущест-
венно влияют организация
рабочего процесса и, в част-
ности, такие показатели ра-
бочего цикла, как максималь-
ное давление цикла рг И Рис. 4.12. Схема выпускной системы (а)
скорость нарастания давле- и глушителя (б)
ния Др/Дф. Известно, что
работа топливоподающей аппаратуры и ее характеристики, тип ка-
меры сгорания, состояние заряда, угол опережения впрыскивания
(зажигания) решающим образом влияют на величину максимального
давления цикла и скорость изменения давления. Существует воз-
можность управления акустическим излучением двигателя при сго-
рании. Эта задача решается с учетом необходимости обеспечения
прежде всего минимального расхода топлива ge и высоких энергети-
ческих показателей — среднего эффективного давления ре и литровой
мощности Nn. Соответствующими методами конструирования двига-
телей, его деталей, узлов, механизмов и агрегатов достигается умень-
шение составляющих шума 1ГУД и 1Гаг.
Существуют методы уменьшения шума, базирующиеся на исполь-
зовании вибро- и звукоизоляции и вибро- и звукопоглощения. В дви-
гателестроении наибольшее распространение получили методы вибро-
поглощения (ВП). Эффект ВП заключается в использовании свойства
конструкционных материалов поглощать энергию колебания из-за
наличия внутреннего трения, в результате действия которого она
(энергия колебаний) необратимо переходит в тепловую энергию. Это
свойство конструкции можно усилить, т. е. создать специальные уст-
ройства — поглотители энергии колебаний — и снабдить ими двига-
тели. Конструкционные материалы для деталей двигателя целесооб-
разно подбирать с учетом наличия внутреннего трения. Характерис-
тика диссипативных свойств материала, коэффициент потерь или лю-
1,53
бая другая должны приниматься во внимание наряду с характерис-
тиками прочности и износостойкости. Свойства виброизоляции или
звукоизоляции, заключающиеся в том, чтобы препятствовать рас-
пространению энергии колебаний по конструкции или звука по воз-
духу, также применяются в двигателях, точнее непосредственно на
дорожно-строительных машинах.
Двигатели внутреннего сгорания можно снабжать специальными
звуконепроницаемыми устройствами — капсулами. Капсула не имеет
контактов с поверхностью двигателя. При этом опоры двигателя вы-
полняют таким образом, чтобы они обладали высокими виброизоли-
рующими свойствами. Такие же требования выполняются при кон-
струировании других устройств (например, органов управления)
с целью воспрепятствовать проникновению колебаний на наружную
поверхность капсулы, иначе полезный эффект будет потерян. Обра-
щаясь к уравнению акустического баланса, можно заключить, что
с помощью капсулы теоретически можно заглушить все источники,
кроме 1)/вп и Из шума 1Гаг останется шум, производимый вен-
тилятором. Более того, он может возрасти, так как при наличии кап-
сулы потребуется вентилятор более мощный, способный протолкнуть
охлаждающий воздух между стенками двигателя и капсулы. Капсула
увеличивает стоимость изготовления двигателя в 1,5 раза, расход
материалов — на 15—20%, трудоемкость технического обслужи-
вания— на 50%, ухудшает топливную экономичность.
К звукоизолирующим устройствам относятся экраны — устрой-
ства, частично преграждающие путь звуковому потоку. В пределе
экран может быть расположен непосредственно на поверхности дви-
гателя. Это делается в тех случаях, когда имеется интенсивно излу-
чающая звук поверхность. В этом случае возможно влиять на одну
или несколько составляющих акустического баланса по поверхности.
В случае размещения экрана на поверхности двигателя он будет про-
изводить не только изолирующее действие, но и поглощающее. В це-
лом следует сказать, что всегда использование вибро- и звукоизоли-
рующих устройств сочетается с применением вибро- и звукопогло-
щающих конструкций, так как только в этом случае может быть дос-
тигнут максимальный полезный эффект. Решая вопрос о размещении
д. в. с. на строительно-дорожной машине, крайне целесообразно ис-
пользовать мотоотсеки как вибро- и звукоизолирующую конструкцию.
Двигатель внутреннего сгорания возбуждает всю машину, застав-
ляет ее звучать. Этот эффект оценивают коэффициентом акустической
возбудимости конструкции машины, который представляет собой от-
ношение акустической мощности, излучаемой машиной, когда на ней
установлен и работает двигатель, к акустической мощности, излучае-
мой непосредственно двигателем, т. е. а = lFM/IFn. У современных
машин значение этого коэффициента таково: у легкового авто-
мобиля — 1,2—1,5, у грузового автомобиля — 1,5—2, у трактора —
1,8—2,5, у строительно-дорожной машины — 2—2,5. Уменьшают эту
величину путем соответствующего конструирования опор двигателя,
прочих узлов соприкосновения элементов двигателя с машиной.
134
ГЛАВА 5
СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ И НАДДУВА
§ 5.1. Топливные системы дизелей
Основные функции и узлы топливной системы дизелей. Топливная
система осуществляет подачу топлива в цилиндры. При этом должны
обеспечиваться высокие мощностные и экономические показатели ди-
зеля и получение характеристик, отвечающих условиям работы на
дорожной машине. Требования к параметрам процесса впрыскивания,
обеспечиваемым топливной системой, изложены в § 2.4. Топливная
система дизеля также должна быть пригодна для длительной работы
без изменения начальных регулировок и заметных взносов, удобна
в обслуживании и ремонте.
На дизелях используют два типа топливных систем. Наибольшее
применение получила топливная система разделенного типа, у кото-
рой секция насоса высокого давления и форсунка конструктивно вы-
полнены отдельно и соединяются топливопроводом высокого давле-
ния. Во втором типе топливной системы используют насосы-форсунки.
У последних секции насоса и форсунки объединены в одном узле и
топливопровод высокого давления отсутствует. В нашей стране топ-
ливные системы с насосами-форсунками устанавливают только на
двухтактных дизелях ЯМЗ. Топливная система любого типа имеет
агрегаты и узлы низкого и высокого давления (рис. 5.1). К агрегатам
и узлам низкого давления на приведенной схеме относятся топливный
бак 14, фильтры грубой 10 и тонкой 9 очистки, топливоподкачиваю-
щий насос 12 и соответствующие топливопроводы. Назначение этих
агрегатов состоит в хранении топлива, его фильтрации и подаче под
малым давлением к насосу высокого давления. Топливо подкачиваю-
щий насос подает топлива больше, чем его поступает в цилиндр дви-
гателя. Избыток топлива сливается по топливопроводу 15 в бак, а на
ряде двигателей поступает по топливопроводам 11 или 13 на вход со-
ответственно фильтра грубой очистки или топливоподкачивающего
насоса. Агрегаты высокого давления, включающие в себя насос вы-
сокого давления 8, топливопровод высокого давления 7 и форсунку 6,
обеспечивают дозирование и впрыскивание топлива в камеру сгорания
дизеля.
Различия в конструкции подкачивающих насосов, фильтров, а
также в месте установки фильтров грубой очистки рассматриваются
при изучении устройства дизелей и поэтому здесь не излагаются.
Особенности протекания процесса подачи топлива в дизеле. В сек-
ции топливного насоса высокого давления в результате перемещения
плунжера резко нарастает давление, которое не может мгновенно
распространиться на весь объем жидкости, заключенной в полостях
топливопровода высокого давления и форсунки, так как топливо яв-
ляется упругой средой и возмущения в нем движутся со скоростью
звука (а = 1200 -4- 1400 м/с). Начало нарастания давления в фор-
сунке запаздывает по сравнению с началом нарастания давления в шту-
цере насоса, потому что затрачивается некоторое время на движение
135
волны по топливопроводу высокого давления, которое равно
&tao = L/a, (5.1)
где L — расстояние от штуцера насоса до объема в распылителе фор-
сунки.
Рис. 5.1. Схема топливной системы разделенного типа (сплошной линией 15
и прерывистыми 11 и 13 показаны возможные схемы отвода избыточного топ-
лива из насоса высокого давления):
1 — кран; S приемный фильтр; 3 — сливной кран; 4— заливная горловина; 5 — фильтр
заливной горловины; 6 ~ форсунка; 7 — топливопровод высокого давления; 8 — насос высо-
кого давления; 9 — фильтр тонкой очистки топлива; 10 — фильтр грубой очистки топлива;
11 — отвод иа вход в фильтр грубой очистки; 12 — топливоподкачивающнй насос; 13 — отвод
на вход топливоподкачивающего насоса; 14 — топливный бак; 15 —- отвод в бак
В результате под действием нарастающего давления в объеме кор-
пуса распылителя происходит открытие запирающего устройства
форсунки и доза топлива впрыскивается через распыливающие отвер-
стия. Однако форсунка является определенным препятствием на пути
движения волны, поэтому от нее происходит частичное отражение
энергии и возникает обратная волна, которая движется от форсунки
к насосу. Это приводит к тому, что в сечениях топливопровода вы-
сокого давления одновременно могут быть две волны давления, дви-
жущихся в разных направлениях. Обратная волна, достигая насоса,
частично отразится и создаст вторую прямую волну. Последняя мо-
жет иметь большую амплитуду давления, достаточную для вторич-
ного открытия запирающего устройства форсунки. В результате про-
13Г,
Рис. 5.2. Конструкция
секции топливного на-
соса высокого давления
изойдет подвпрыскивание топлива. Движение и отражение волн дав-
ления в линии высокого давления постепенно затухают и к началу
следующего впрыскивания практически прекращаются из-за необра-
тимых потерь энергии. Наибольшие потери возникают в результате
трения потока жидкости о стенки топливопровода.
Таким образом, у топливоподающих сис-
тем разделенного типа при подаче топлива
имеет место волновой характер движения
жидкости в линии нагнетания. У насосов-
форсунок расстояние от торца плунжера до
распиливающих отверстий невелико и мож-
но пренебрегать волновым характером рас-
пространения возмущений в жидкости.
Топливный насос высокого давления. Та-
кой насос дозирует топливо в соответствии
с рабочим режимом двигателя и подает топ-
ливо к форсунке, обеспечивая в совокупности
с другими элементами системы получение
требуемых характеристик впрыскивания. При
этом одна секция топливного насоса может
подавать топливо только в один цилиндр
дизеля. В этом случае число секций соответ-
ствует числу цилиндров. Если секции топли-
вного насоса размещаются в одном корпусе,
то такой топливный насос называется много-
секционным. Другой тип топливных насосов
высокого давления — распределительные на-
сосы одно- или двухсекционные, а также ро-
торные. У этих насосов каждая секция пода-
ет топливо в несколько цилиндров двигателя
(до шести цилиндров). Многосекционные и
распределительные насосы широко применя-
ют на дизелях рассматриваемого класса.
Секция топливного насоса высокого дав-
ления (рис. 5.2) состоит из следующих узлов
и деталей: привода плунжера (кулачок /,
толкатель 2 и пружина плунжера 3); плун-
жерной пары (плунжер 4 и втулка плунже-
ра 5); нагнетательного клапана (седло клапа-
на 6, клапан 7, пружина клапана 8, упор 9),
штуцера 10, а также деталей, с помощью которых плунжер пово-
рачивается вокруг оси для регулирования цикловой подачи (зубчатый
сектор 12, рейка 13. поворотная втулка 14). Все детали смонтирова-
ны в корпусе насоса 11, имеющего каналы а и б соответственно для
подвода и отвода топлива.
Топливные насосы высокого давления различаются также по ме-
тодам дозирования топлива. На дизелях дорожных машин, тракторных
и автомобильных в основном применяют два способа изменения цик-
ловой подачи; отсечкой и дросселированием на впуске.
Рассмотрим принцип работы секции топливного насоса с дози-
рованием отсечкой. На рис. 5.3 стрелками показаны направления
движения плунжера и топлива во втулке при работе секции такого на-
соса. При движении плунжера 3 во втулке 2 происходит: 1) вытесне-
ние топлива (рис. 5.3, а) из объема во втулке насоса через напол-
нительное отверстие 1 в подводящий канал в корпусе насоса; 2) наг-
нетание топлива (рис. 5.3, б) плунжером при перекрытом отверстии 1
Рис. 5.3. Схема работы секции топливного насоса высокого дав-
ления золотникового типа с отсечкой
(после открытия нагнетательного клапана 5) в объем Ин штуцера
4 насоса. При этом резко нарастают давления ри во втулке и р„ в
штуцере насоса; 3) отсечка и перепуск топлива (рис. 5.3, в) через
отверстия 6 и 7 в отводящий канал. При отсечке давления рн и ра
снижаются, а нагнетательный клапан под действием пружины и пере-
пада давлений ря — р н садится на седло. Нагнетание может проис-
ходить одновременно с вытеснением топлива в подводящий канал или
с перепуском.
Во втулке объем заполняется топливом при движении плунжера
вниз вначале через отверстие 7, а затем через отверстие 1 (рис. 5.3, г).
Таким образом, плунжер нагнетает топливо и управляет закрытием и
открытием наполнительного и отсечного отверстий втулки, т. е. вы-
полняет роль золотника, поэтому топливные насосы с такой плунжер-
ной парой называют золотниковыми.
Геометрические начало и конец нагнетания соответствуют момен-
там полного перекрытия торцовой кромкой плунжера наполнитель-
ного отверстия 1 и начала открытия отсечной кромкой 8 отверстия 7.
При этом плунжер совершает геометрический активный ход Sa и опи-
сывает объем во втулке, который называют геометрической подачей
насоса'.
Vr.D = /пл (5.2)
гае /пл — площадь плунжера.
138
Уц изменяются
Из выражения (5.2) следует, что подачу насоса можно изменять, если
уменьшить или увеличить величину геометрического активного хода
или площадь плунжера. У плунжерной пары (рис. 5.3) для изменения
<Sa отсечную кромку выполняют в форме винтовой линии. При пово-
роте плунжера изменяются геометрический активный ход, геомет-
рическая и действительная цикловые подачи топлива. Одновременно
при уменьшении действительной цикловой подачи
и фазы впрыскивания: момент начала подачи ос-
тается примерно постоянным, конец подачи насту-
пает раньше, продолжительность впрыскивания
сокращается. Можно выполнить по винтовой линии
кромку, определяющую момент закрытия наполни-
тельного окна, сохранив при этом начало отсечки
постоянным. С уменьшением Уц подача наступает
позже. Наконец, обе кромки можно выполнить по
винтовой линии так, чтобы с уменьшением V ц на-
чало впрыскивания запаздывало, а конец впрыс-
кивания наступал раньше. В последнем случае
усложняется конструкция плунжерной пары и
повышается стоимость ее изготовления. Как пра-
вило, применяют плунжерные пары, обеспечиваю-
щие (рис. 5.3) постоянное геометрическое начало
и переменный конец нагнетания.
У насосов распределительного типа, например
НД-21, плунжер в процессе подачи топлива со-
вершает поступательное и вращательное движения.
Изменение цикловой подачи достигается переме-
щением муфты 1 вдоль плунжера 2 (рис. 5.4).
В результате меняется момент начала открытия
верхней кромкой муфты отсечного отверстия 3 на
плунжере. Такой насос имеет постоянное геометрическое начало и
переменный геометрический конец нагнетания топлива.
У топливных насосов с дросселированием на впуске подача регули-
руется изменением наполнения топливом объема Кн во втулке. Для
этого в канале, подводящем топливо к плунжерным парам, устанав-
ливают специальное дросселирующее устройство. По мере перекрытия
проходного сечения дросселя или снижения перед ним давления,
значение которого можно менять перепуском части топлива из линии
наполнения в бак, уменьшаются количество топлива, поступившего
в объем Ун, и соответственно цикловая подача. При этом впрыс-
кивание начнется позже, а конец подачи изменится незначи-
тельно.
У многосекционных насосов применение дросселирования на впус-
ке затруднено из-за сложности обеспечения идентичности гидравли-
ческих сопротивлений дросселирующих устройств.
Отметим, что увеличение цикловой подачи путем изменения гео-
метрического активного хода или наполнения объема во втулке при-
водит к росту продолжительности геометрической и действительной
подачи топлива.
Рис. 5.4. Способ
изменения цикло-
вой подачи у на-
сосов распредели-
тельного типа НД
139
Увеличение подачи, как это следует из формулы (5.2) можно полу-
чить, если применить плунжер большого диаметра и сохранить по-
стоянным его максимальный геометрический активный ход. При этом,
однако, нельзя допускать значительных повышений давлений в сис-
теме, чтобы не увеличивалось влияние сжимаемости топлива на про-
текание процесса впрыскивания, которое, как будет показано, вызы-
вает рост продолжительности впрыскивания.
Начальное формирование характеристики впрыскивания осуще-
ствляется топливным насосом высокого давления. Плунжер при
бесконечно малом перемещении во втулке торцом описывает объем
Л7ПЛ = f пл dSnJI = f пл спл dr, (5.3)
где 5ПЛ и сил — соответственно перемещение и скорость плунжера,
откуда секундная объемная подача топлива плунжером
^ил/^ = /плспл. (5.4)
Для перемещения плунжера в топливных насосах применяют ку-
лачки с различной формой профиля, от которой зависят величина и
характер изменения скорости плунжера на участке геометрического
активного хода. Наиболее широко в топливных насосах дизелей рас-
сматриваемого класса используют тангенциальный и выпуклый про-
фили кулачков, что объясняется более простой технологией их изго-
товления. В случае применения тангенциального профиля по сравне-
нию с выпуклым повышается скорость движения плунжера и сокра-
продолжительность подачи
топлива. На рис. 5.5
щается геометрическая и действительная
Рис. 5.5. Изменение перемещения Зпл и скорос-
ти спл плунжера и геометрические фазы нагне-
тания при пк = 1000 мии-1 для кулачка с тан-
генциальным профилем
приведены кривые пере-
мещения 5ПЛ и скорости
Спл плунжера по углу <рк
поворота кулачка с тан-
генциальным профилем.
Там же нанесены ход
плунжера So от начала
движения до закрытия
наполнительного отверс-
тия во втулке и геомет-
рический активный ход
Sa. На оси абсцисс от-
мечены геометрическое
начало фг.н.н и конец
Фг.к.н нагнетания топли-
ва насосом и общая ге-
ометрическая продол-
жительность нагнетания
6Г.И. Кривая изменения
скорости плунжера по
углу поворота кулачка
в диапазоне углов от
фг.н.и До фг.к.н в опреде-
140
ленном масштабе представляет собой геометрическую характеристику
впрыскивания. Действительные фазы и характеристика впрыскива-
ния отличаются от геометрических вследствие влияния ряда фак-
торов, которые будут рассмотрены ниже.
Нагнетательный клапан, установленный между плунжерной парой
и топливопроводом высокого давления, разъединяет линию нагнета-
ния (объемы нагнетательного штуцера Ун топливопровода У.г и фор-
сунки Уф) с объемом во втулке Ун. Он препятствует обратному пере-
теканию топлива при возвратном ходе плунжера и проникновению
Рис. 5.6. Конструкция нагнетательных клапанов топливных
насосов высокого давления
воздуха в линию нагнетания. Клапан обеспечивает получение иден-
тичных условий в объемах Ун, Ут и Уф перед началом каждого впры-
скивания и оказывает существенное влияние на величину остаточного
давления в этих объемах. С помощью нагнетательного клапана мож-
но, как будет показано далее, корректировать скоростные характе-
ристики подачи топлива.
В топливоподающей аппаратуре рассматриваемых дизелей приме-
няют нагнетательные клапаны различной конструкции. Нагнетатель-
ный клапан объемного действия (рис. 5.6, а) в верхней части имеет
грибок 4 и разгрузочный поясок 3, в нижней — хвостовик 2 с четырь-
мя канавками для прохода топлива. В начале движения от седла кла-
пан занимает часть объема штуцера, вытесняя топливо. Давление в
штуцере повышается и топливо перетекает в топливопровод высокого
давления. Топливо из объема во втулке Ун начинает поступать в объем
штуцера Ун после выхода пояска 3 из канала седла 1. При отсечке
давление во втулке рн уменьшается и давление в штуцере ра станет
больше р н, поэтому топливо будет перетекать обратно в объем во втул-
ке, а клапан — двигаться к седлу.
По мере опускания нагнетательного клапана с момента, когда ци-
линдрический поясок 3 нижней кромкой войдет в направляющий ка-
нал седла 1, и до посадки на седло в штуцере насоса освобождается
объем, называемый разгрузочным'.
^Раз = /кл ^кл» (5-5)
141
где /кл = 1гг/2кп/4 — площадь поперечного сечения разгрузочного
пояска клапана; ftKJ1 — разгрузочный ход нагнетательного клапана.
При этом давление ри в штуцере резко снижается и подача топлива
насосом прекращается. Увеличение объема Ураз ведет к большему
снижению давления рп и тем самым к уменьшению остаточного дав-
ления рт.с в полости штуцера, нагнетательного топливопровода и
форсунки. В некоторых случаях при большом объеме Ураз остаточное
давление снижается до давления ниже атмосферного, что приводит к
выделению растворенного в топливе воздуха и разрывам сплошности
в рассматриваемых объемах линии нагнетания. При этом образуются
свободные объемы, заполненные парами и выделившимся из топлива
воздухом.
Клапан объемного действия (рис. 5.6, б) имеет центральное 5 и
радиальное 6 отверстия для прохода топлива, минуя разгрузочный
поясок. Нагнетательный клапан такого типа называют корректирую-
щим. Роль отверстий может выполнять и зазор между поверхностями
разгрузочного пояска и направляющего отверстия седла. Кроме
рассмотренных применяют нагнетательные клапаны двойного действия
(рис. 5.6, в). В процессе подачи под действием давления рнклапан 10
поднимается от седла 9, сжимая пружину 11. Между торцом клапана
и седлом образуется зазор, через который топливо проходит из объема
VH в объем Ка. Дополнительный клапан 8 остается прижатым к торцу
клапана 10 пружиной 7. После отсечки и посадки клапана 10 на седло
9 дополнительный клапан 8 открывается под действием давления рн,
которое снижается в результате обратного перетекания топлива. Этот
же эффект может иметь место и при подходе к штуцеру волны давле-
ния, отраженной от форсунки. Такие нагнетательные клапаны при-
меняют в топливных насосах распределительного типа (насосы НД).
Перетекание топлива через нагнетательный клапан влияет на цик-
ловую подачу V ц и остаточное давление. Цикловая подача определя-
ется алгебраической суммой количеств топлива, поступившего из объ-
ема VH в объем V' и перетекшего обратно через нагнетательный
клапан за время его движения в процессе подачи топлива насосом.
Топливопровод высокого давления. Топливопровод обеспечивает
передачу энергии в виде волны давления от насоса к форсунке с мини-
мальными потерями. Время движения волны от насоса до форсунки
Атзп определяют по (5.1). За это время коленчатый вал двигателя
повернется на угол
6ЗП = 6/гДтзп = 6п L/a, (5.6)
где п — частота вращения, мин-1.
Увеличение длины топливопровода высокого давления и частоты
вращения коленчатого вала приводит, как это следует из (5.6), к тому,
что из-за роста угла 0ЗП начало впрыскивания смещается к в. м. т.,
поэтому стремятся устанавливать на дизеле короткие нагнетательные
топливопроводы одинаковой длины. У рассматриваемых дизелей длина
нагнетательного топливопровода обычно не превышает 1,5 м, а внут-
ренний диаметр равен 1,5—3,0 мм. Для повышения прочности топли-
1-1.
вопроводы высокого давления изготовляют из вязкой легированной
стали с толщиной стенок 2—3 мм. Внутренний объем топливопровода
Иг и гидравлическое сопротивление канала в топливопроводе оказы-
вают влияние на параметры процесса впрыскивания, поэтому для
обеспечения идентичности подачи топ-
лива по цилиндрам необходимо уста-
навливать топливопроводы с пример-
но одинаковыми указанными пара-
метрами.
Форсунка. Через форсунку топли-
во поступает в цилиндр двигателя.
Форсунка осуществляет распылива-
ние и распределение топлива по ка-
мере сгорания дизеля, а также фор-
мирует окончательный вид характе-
ристики впрыскивания. На дизелях
рассматриваемого класса применяют
форсунки закрытого типа. Закрытые
форсунки имеют в распылителе иглу
или клапан, нагруженный пружиной
и открывающийся под действием
давления топлива. Такие форсунки
называют форсунками с гидравличес-
ким управлением.
На рис. 5.7 дан разрез закрытой
форсунки. Топливо из топливопрово-
да поступает через штуцер 1 и за-
щитный фильтр 2 по каналу 3 в кор-
пус распылителя 10. При впрыскива-
нии под действием давления топлива
игла 8 поднимается от седла, преодо-
левая силу пружины 5. В конце
впрыскивания пружина обеспечивает
посадку иглы на седло и герметичное
запирание распылителя. Канал 14
служит для отвода топлива, просо-
чившегося в зазор между иглой 8 и
корпусом 10 распылителя.
Наиболее важный элемент фор-
сунки — распылитель, носок которо-
го выступает в камеру сгорания и
подвержен воздействию высоких тем-
ператур. На рис. 5.8,а показана кон-
струкция закрытого многоструйного
распылителя, состоящего из корпуса
1 и иглы 2. Топливо, двигаясь в ка-
налах распылителя, проходит два
дросселирующих сечения: /н и /е.
Сечение /н изменяется при подъеме и
Рис. 5.7. Конструкция закрытой
форсунки;
1 — штуцер; 2 — защитный фильтр;
3, 14—подводящий и отводящий топ-
ливные каналы: 4 — регулировочные
шайбы; Л — пружина; 6 — нижняя та-
релка пружины: 7 — проставка; 3 —
игла распылителя; 9— стяжная гайка;
10 — корпус распылителя; /7. Z2 —
штифты; 13 — корпус форсунки
143
опускании иглы. Распылители, показанные на рис. 5.8,а, применяют
на дизелях с однополостными камерами сгорания. Число распилива-
ющих отверстий колеблется от 1 до 10, а их диаметр 0,15 — 0,6 мм.
Штифтовый распылитель (рис. 5.8,6) имеет на конце иглы штифт,
диаметр которого dm выполняют размерами 1,0; 1,5 и 2,0 мм. Кон-
цевая часть штифта обычно имеет вид двух усеченных конусов, сло-
женных меньшими основаниями. Угол прямого конуса штифта |\и
Рис. 5.8. Конструкция распылителей закрытых форсунок
подбирают из условий наиболее эффективного протекания рабочего
процесса дизеля. Штифтовый распылитель имеет ряд дросселирующих
сечений, величины которых изменяются при перемещении иглы. Штиф-
товые распылители используют в дизелях с разделенными камерами
сгорания. Давление р$ в корпусе распылителя создает силу, под-
нимающую иглу (клапан) с седла. В случае иглы оно действует на
дифференциальную площадку, которая образуется разностью попе-
речных сечений иглы по диаметру da и характерному диаметру dx
(рис. 5.8,6), соответствующему уплотняющей кромке. Максимальное
перемещение иглы (клапана) в распылителе обычно ограничивают
0,2—0,5 мм.
Гидравлические характеристики форсу-
нок и распылителей. Под характеристиками форсунок
понимают зависимости давлений и перед распыливающими отвер-
стиями рф и перемещения иглы (клапана) у от секундной объемной
подачи топлива через форсунку. Такие зависимости используют для
оценки и выбора конструктивных параметров форсунок по аналогии
с известными прототипами. Однако в определенном диапазоне рас-
ходов игла (клапан), нагруженная пружиной, не имеет устойчивого
положения статического равновесия и начинает совершать колеба-
тельные движения с высокой частотой. Это затрудняет эксперимен-
тальное определение характеристик форсунок, поэтому их применя-
ют реже, чем гидравлические характеристики распылителей.
144
Гидравлические характеристики распылителей представляют со-
бой зависимости эффективного проходного сечения распылителя от
перемещений иглы (клапана): /р = f(y). С использованием таких за-
висимостей рассчитывают количество топлива, поступающего из фор-
сунки в каждый момент времени (характеристики впрыскивания).
По идентичности гидравлических характеристик эталонных и серий-
ных распылителей контролируют качество изготовления последних.
Значение /р, которым заменяются все последовательно располо-
женные дросселирующие сечения распылителя, находится из условия
равенства расходов и общего перепада давлений при движении топлива
через распылитель. В этом случае для расчета эффективного проход-
ного сечения получается зависимость
(5.7)
где — коэффициент расхода t-ro дросселирующего сечения.
Характер изменения сечения fv на различных участках переме-
щения иглы (клапана), как это следует из (5.7), определяется изме-
нением минимального из дросселирующих сечений распылителя на
соответствующем участке. Например, на начальном участке пере-
мещения иглы минимальным является сечение рн/п (рис. 5.8, а).
Оно возрастает по мере увеличения у,
что приводит к увеличению значе-
ний /р.
Из сравнения гидравлических ха-
рактеристик различных закрытых рас-
пылителей (рис. 5.9) следует, что у
характеристики многоструйного рас-
пылителя дизеля Д-37 (кривая 7)
площадь /р на начальном участке
нарастает медленнее, чем у аналогич-
ного распылителя дизелей ЯМЗ-236
(кривая 2) Объясняется это наличием
дополнительного конуса на игле рас-
пылителя форсунок ЯМЗ-236 (см. рис.
5.8, а, поз. II). У иглы распылите-
ля форсунок Д-37 такого конуса нет
(рис. 5.8, а, поз. I). Дополнительный
конус увеличивает сечение /н. Мак-
симальные значения эффективной
площади /р сравниваемых распылите-
лей определяются в основном вели-
чиной проходного сечения распили-
вающих отверстий. Характер изме-
нения эффективного сечения у штиф-
тового распылителя (кривая 3) опре-
деляется изменением трех дроссели-
Рис. 5.9. Гидравлические харак-
теристики распылителей закры-
тых форсунок
115
Рис. 5.10. Изменение по углу поворо-
та кулачка давлений в штуцере насо-
са и распылителе, перемещения иглы и
характеристики впрыскивания для фор-
сунки с многострунным распылителем
рующих сечений: pji, р^. Так, на участке хода иглы у >
> 0,275 мм минимальным становится сечение u2f2, величина которого
уменьшается до тех пор, пока кончик штифта не войдет в отверстие
корпуса распылителя. Соответственно уменьшается и сечение fP.
Протекание про-
цесса впрыскивания
топлива. Перед началом
впрыскивания в линии нагне-
тания имеется остаточное дав-
ление рт.о (рис. 5.10). Начало
повышения давления в штуцере
насоса рн соответствует точке
1', а в форсунке — точке 1.
Впрыскивание топлива начина-
ется, когда давление в объеме Уф
станет равным рфо (точка 2 на
кривой р ф). На некотором
участке 3—4 давление р ф может
снижаться. Это объясняется
увеличением объема V ф, вызы-
ваемым перемещением иглы, и
начавшимся истечением топли-
ва. Дальнейшее изменение дав-
ления рф после выхода иглы на
упор и до начала движения от
упора к седлу соответствует
участку 5—6—7. На участке
7—8 игла движется к седлу,
вытесняя топливо из объема V ф.
При посадке на седло давление
р ф (точка 8) меньше, чем в на-
чале движения иглы (точка 2),
что объясняется большей пло-
щадью иглы, на которую дейст-
вует давление топлива после ее
подъема. Движению иглы к
седлу препятствуют также силы
инерции движущихся масс фор-
сунки и трения иглы о корпус
распылителя.
Используя значения р ф и соответствующие им эффективные про-
ходные сечения распылителя fP, которые находятся по перемещению
иглы (кривая у на рис. 5.10) и зависимости f\> = f(z/), рассчитывают
характеристику впрыскивания топлива по уравнению расхода:
= fp V2 / Рт VРф — Рцил / (6пк). (5-8)
где рцил — давление газа в объеме, куда производится впрыскивание
(цилиндре); пк — частота вращения кулачкового вала насоса высокого
давления; рт — плотность топлива.
146
Характеристика впрыскивания, полученная расчетом по изложен-
ному методу, показана на рис. 5.10 (кривая dVpJdtpK).
В результате сложения прямой и отраженной волн максимальное
давление в распылителе /?фтах может быть больше давления в штуце-
ре насоса ритех. Колебания давления в линии нагнетания после
окончания впрыскивания топлива постепенно затухают и к началу
следующего впрыскивания практически отсутствуют.
На протекание процесса впрыскивания влияют конструктивные
особенности насоса и форсунки, гидравлические характеристики про-
точных трактов их элементов, длина топливопровода высокого дав-
ления, регулировки, режимы работы топливной системы и физические
параметры топлива. Влияние ряда названных факторов происходит
или усиливается из-за дросселирования потока в окнах втулки плун-
жера и в распылителе, а также вследствие сжимаемости топлива в объ-
емах линии высокого давления.
Дросселирование топлива возникает при его протекании через
наполнительное и отсечное отверстия из объема во втулке в каналы
топливного насоса и при движении потока топлива через распыли-
тель. По мере движения плунжера (см. рис. 5.3, а) проходное сечение
наполнительного окна во втулке уменьшается, а объемная скорость
подачи dV^/di: нарастает вследствие увеличения скорости спл- В ре-
зультате давление рн увеличивается и еще до момента геометрического
начала нагнетания могут начать перемещаться нагнетательный кла-
пан и повышаться давление рп в штуцере насоса. Следовательно,
образование прямой волны давления у насоса из-за дросселирования
может наступить раньше геометрического начала нагнетания. В конце
нагнетания с момента открытия отсечного окна его площадь нараста-
ет постепенно и соответственно не сразу давление рн снижается до
давления в отводящем канале насоса, поэтому резкого окончания
подачи топлива у насоса не происходит. Действительный конец на-
гнетания у насоса запаздывает по сравнению с геометрическим.
Влияние дросселирования усиливается с увеличением площади
и скорости перемещения плунжера, а также частоты вращения ку-
лачкового вала насоса. В результате, например, действительная про-
должительность впрыскивания топлива 6ВП при постоянном геомет-
рическом активном ходе плунжера (6Г.Н = const) увеличивается с
ростом скоростного режима. По мере уменьшения цикловой подачи
большее количество топлива из объема во втулке необходимо пере-
пускать в каналы в корпусе насоса, что также приводит к усилению
влияния дросселирования.
Сжимаемость топлива в объемах во втулке плунжера V н, нагне-
тательного штуцера VB и форсунки Уф приводит вначале к аккуму-
лированию части топлива в этих объемах. Аккумулирование проис-
ходит на участке нарастания давлений ps, р'и и р$. В результате дей-
ствительная объемная скорость подачи на этом участке будет меньше
геометрической. Когда давления ди, ра и рф снижаются, топливо
начинает расширяться, что увеличивает подачу по сравнению с гео-
метрической подачей плунжера. Это вызывает растягивание продол-
жительности подачи при отсечке. Влияние сжимаемости проявляется
тем больше, чем выше скорость нарастания и уровень давления в сис-
теме и больше ее объемы. Давления в системе растут с ростом
секундной объемной подачи плунжера (/плспл), частоты вращения
кулачкового вала насоса и цикловой подачи. Существенно влияет на
давления в насосе и форсунке эффективное проходное сечение распы-
лителя /₽. При уменьшении площади распыливающих отверстий
(уменьшается значение /рп1ЙХ и растут давления /?ф и /?ф) усили-
вается влияние сжимаемости топлива и, следовательно, впрыскивание
топлива растягивается. При эксплуатации вследствие износов уве-
личивается сечение распыливающих отверстий и скругляются их
входные кромки. Соответственно возрастает и эффективное сечение
f р. С другой стороны, высокая температура носка и попадание в рас-
пылитель горячих газов из цилиндра приводят к постепенному закоксо-
выванию распыливающих отверстий и снижению их проходного се-
чения. Различаются и скорости изменения эффективных дроссели-
рующих сечений распылителей, так как условия работы форсунок
и качество изготовления их деталей не идентичны. Это приводит к
нарушению равномерности подачи топлива по цилиндрам и, как
следствие, к ухудшению эксплуатационных показателей дизеля.
Увеличение силы предварительной затяжки пружины приводит
к повышению давления топлива в момент начала перемещения иглы
(рф0) и общего уровня давлений в линии нагнетания. Посадка иглы на
седло происходит с большей скоростью, впрыскивание топлива кон-
чается более резко. Увеличение скорости посадки иглы вызывает
повышенный износ поверхностей запирающих конусов, поэтому зна-
чительное увеличение силы предварительной затяжки пружины не-
целесообразно. Ее выбирают экспериментально такой, чтобы обеспе-
чивались эффективное протекание рабочего цикла, четкое оконча-
ние процесса впрыскивания топлива и надежная работа распылителя.
Величина предварительной затяжки снижается в процессе работы из-
за износов запирающих конусов, поверхностей иглы и деталей, пере-
дающих силу пружины, а также торцов ее опорных витков. Происхо-
дит также усадка и изменение жесткости пружины. В результате
уменьшается давление начала впрыскивания топлива. Для устранения
указанных нарушений, возникающих в процессе работы, выполняется
периодическое обслуживание топливной системы дизелей с необходи-
мыми регулировками форсунок и топливных насосов высокого дав-
ления.
На протекание характеристики впрыскивания, как указывалось,
влияют режимы работы топливной системы. Из рис. 5.11, а видно,
что у топливной системы дизелей ЯМЗ при постоянном активном ходе
плунжера с возрастанием скоростного режима впрыскивание топлива
начинается позже, конец впрыскивания также сдвигается в сторону
запаздывания, продолжительность подачи увеличивается. Последнее
затрудняет форсирование дизеля по скоростному режиму. Макси-
мальное количество топлива, подаваемое за один градус угла поворота
кулачка, с ростом частоты вращения уменьшается. В то же время
максимальная секундная объемная подача топлива возрастает
148
(рис. 5.11, б), что соответствует увеличению максимального давления
впрыскивания. Увеличение цикловой подачи ведет к росту давлений
в насосе и форсунке и уменьшению количества перепускаемого топ-
лива. В результате усиливается влияние сжимаемости и ослабляется
эффект дросселирования при отсечке.
Рис. 5.11. Сравнение характеристик впрыскивания при различной частоте вра-
щения кулачкового вала насоса. Топливоподающая аппаратура четырехтактных
дизелей ЯМЗ (диаметр распиливающего отверстия dc = 0,32 мм):
с —при оси ординат объемная скорость подачи подсчитана в мм3/град; б — то же. в см3/с;
/ — при пк — 450 мин—1; 2 — при 650 мин-1; 3 — при —850 мин-1; 4 — прн пк=
-=1050 мин—1
ф^граВ 50 30 40 50
Из физических свойств топлива рассмотрим влияние сжимаемости,
плотности и вязкости. Чем больше коэффициент сжимаемости топлива,
тем большее влияние сжимаемость оказывает на параметры процесса
впрыскивания. При впрыскивании бензина влияние сжимаемости
возрастает, так как по сравнению с дизельным топливом у бензина
коэффициент сжимаемости выше (см. табл. 1.1), что приводит к сни-
жению давлений впрыскивания. Уменьшение плотности топлива
снижает массу, подаваемую за одно впрыскивание, если сохраняются
149
неизменными геометрический активный ход плунжера и геометриче-
ская подача насоса. Соответственно при постоянной низшей теплоте
сгорания топлива (Н„ » const) будет меньше количество выделяемой
теплоты и мощность двигателя. Поэтому переход на более легкое
топливо (бензин вместо дизельного топлива), как правило, требует
перерегулировки топливной системы с целью увеличения цикловой
Рис. 5.12. Скоростные характе-
ристики топливного насоса для
топливной системы с насосом зо-
лотникового типа без корректи-
рующего и с корректирующим
устройством
рактеристика влияет на форму
подачи топлива Уц. При примене-
нии топлив большей вязкости рас-
тут гидродинамические потери при
течении топлива в дросселирующих
сечениях системы и движении волн
в топливопроводе высокого давле-
ния. Вязкость топлив повышается,
если снижается температура окру-
жающей среды, поэтому при экс-
плуатации двигателей в условиях
низких температур применяют ма-
ловязкое топливо. В случае ис-
пользования особо вязких топлив
они предварительно подогреваются.
Характеристики подачи топлив-
ного насоса. Важное значение для
работы дизеля на дорожных маши-
нах имеет характер протекания
зависимости цикловой подачи от
скоростного и нагрузочного режи-
мов.
Скоростной характеристикой
топливного насоса называют за-
висимость подачи топливного на-
соса дизеля от частоты вращения
кулачкового вала при постоянном
геометрическом активном ходе
плунжера. Ее обычно строят в виде
зависимости Ец = f(nK). Эта ха-
кривой крутящего момента дизеля
при изменении частоты вращения коленчатого вала и постоянном
положении органа управления.
Для топливного насоса золотникового типа с отсечкой при раз-
личных значениях геометрического активного хода плунжера ско-
ростным характеристикам соответствуют кривые 1, 2, 3, 4 (рис. 5.12).
Для кривой 1 геометрический активный ход плунжера наибольший
(полная подача), кривые 2, 3 и 4 получены при меньших геометриче-
ских активных ходах плунжера — частичные подачи.- Основное влия-
ние на характер протекания зависимостей Ец = f(n^ у топливных
систем с такими насосами оказывают дросселирование и сжимаемость
топлива. Как было показано, дросселирование топлива в наполнитель-
ном и отсечном отверстиях втулки плунжера вызывает увеличение дей-
ствительной цикловой подачи по сравнению с геометрической. Вслед-
ствие сжимаемости топливо, оставшееся в сжатом состоянии во втулке
VH и в нагнетательном штуцере VH, при отсечке перетекает в отводя-
щий канал насоса, что приводит к уменьшению цикловой подачи. Сле-
довательно, указанные факторы оказывают различное влияние на Уц.
В зависимости от режима работы, объема сжатия, уровня давления,
конструктивных особенностей топливной системы преобладает влия-
ние одного из факторов. У топливной системы разделенного типа
рассматриваемых дизелей обычно преобладает дросселирование топ-
лива в отверстиях втулки плунжера, поэтому подача возрастаете уве-
личением частоты вращения кулачкового вала насоса и тем в большей
степени, чем меньше геометрический активный ход плунжера (см.
рис. 5.12, кривые 1—4). Объясняется это сравнительно невысокими
давлениями впрыскивания. На номинальной подаче у этих систем
Рфтах = 30 4- 55 МПа. На частичных подачах и меньших скорост-
ных режимах максимальные давления впрыскивания будут ниже.
У топливных насосов с дросселированием на впуске протекание
скоростных характеристик отличается от рассмотренного. У такого
насоса на частичных подачах не происходит полного заполнения топ-
ливом объема во втулке. Количество топлива, поступившее в этот объем,
а следовательно, и цикловая подача прямо пропорциональны эффек-
тивному проходному сечению дросселя в подводящем канале, корню
квадратному из давления в линии всасывания и времени наполнения.
По мере роста скоростного режима значение V ц на частичных подачах
будет уменьшаться по зависимости гиперболического типа, так как
время наполнения обратно пропорционально частоте вращения ку-
лачкового вала насоса. Следует также иметь в виду, что топливные
системы рассматриваемых дизелей оборудуются регуляторами. Пос-
ледние, воздействуя на орган управления топливного насоса высокого
давления, изменяют вид скоростных характеристик подачи топлива.
В этом случае их называют регуляторными характеристиками топ-
ливного насоса.
Нагрузочная характеристика топливного насоса — это зависи-
мость подачи топливного насоса дизеля от геометрического актив-
ного хода плунжера при постоянной частоте вращения его вала. Ха-
рактеристики такого типа используют при расчете регулятора ско-
рости дизелей.
Корректирование скоростных характеристик топливного насоса.
Корректирование скоростных характеристик заключается в увели-
чении цикловой подачи при уменьшении частоты вращения кулач-
кового вала насоса. У топливных систем дизелей дорожных машин и
тракторных на режиме максимального крутящего момента превыше-
ние цикловой подачи по сравнению с номинальной составляет 15—20%.
В некоторых случаях, например у четырехтактных дизелей ЯМЗ-240,
корректирование осуществляется для повышения устойчивости ра-
боты двигателя на холостом ходу. Корректирование достигается вве-
дением в топливную систему специальных устройств, воздействующих
на рейку топливного насоса или на линию высокого давления. В пер-
вом случае по мере уменьшения скоростного режима рейка топлив-
ного насоса перемещается в сторону увеличения подачи, во втором —
15J
увеличивается количество топлива, перетекающее из объема Vh в
полость штуцера У„ при нагнетании плунжером, а на некоторых ре-
жимах может уменьшаться и разгрузочный ход нагнетательного кла-
пана. Для дополнительного перемещения рейки (увеличения геомет-
рического активного хода плунжера) предложены различные конст-
рукции механических корректоров.
Введение корректирующих устройств в топливный насос изменяет
его скоростные характеристики. На рис. 5.12 (кривая /') показано
протекание зависимости V ц — f(nK) при наличии механического кор-
ректора. С уменьшением частоты вращения вала насоса от номиналь-
ного в результате действия корректора геометрический активный ход
плунжера увеличивается и соответственно растут цикловая подача
топлива и крутящий момент двигателя. Л1аксимальное значение V4
превышает подачу, соответствующую номинальной, примерно на 15%.
На среднем скоростном режиме действие корректора прекращается
и цикловая подача начинает уменьшаться, кривая Уц = f(nv) имеет
максимум. Механический корректор работает и при частичных пода-
чах топлива.
При корректировании скоростных характеристик воздействием
на линию высокого давления применяют корректирующие нагнета-
тельные клапаны. Конструкция такого клапана показана на
рис. 5.6, б. С уменьшением частоты вращения от номинальной уве-
личивается время нагнетания и больше топлива успевает перетечь
из объема Ун во втулке плунжера в объем VK штуцера дополнительно
через корректирующее отверстие 6 в клапане (см. рис. 5.6, б). В ре-
зультате цикловая подача увеличивается. Корректирующее действие
такого нагнетательного клапана имеет место на всех режимах работы
топливной системы. На частотах вращения, близких к холостому
ходу, при соответствующем подборе сечения отверстия 6 через него
может проходить вся цикловая подача. В этом случае усиливается
эффект корректирования, так как по мере снижения частоты враще-
ния подъем нагнетательного клапана и его разгружающее действие
будут уменьшаться вследствие того, что разгрузочный поясок на все
меньшую величину будет выходить из отверстия. Соответственно
будет резко нарастать цикловая подача и повышаться устойчивость
холостого хода дизеля.
Определение величины цикловой подачи. Конструктивные элементы
и регулировочные параметры топливной системы выбирают из условий
обеспечения требуемых цикловой подачи и характеристики впрыски-
вания на номинальном и других режимах работы дизеля, а также
протекания скоростных характеристик подачи топлива.
Требуемая величина цикловой подачи может быть определена из
формулы (1.6), откуда с учетом (2.16)
«-(1//о)[Св.ц/(РЛп)Ь
Заменяем далее количество воздуха, имеющегося в цилиндре к
началу сжатия: GB.n = VftTivpK, тогда (мм3)
Уц = (1 Ов//о) (рк/рт) (7ju /а) Vh,
(5.9)
152
где Vft — рабочий объем цилиндра, л; рк и рт — плотности воздуха
на впуске и топлива соответственно, кг/м3.
Количество топлива, подаваемое на единицу рабочего объема дви-
гателя,
Уц = VJVh = (10*74) (рк/рт) /“)• (5-9а)
Для двигателей без наддува пц = 50 ч- 70 мм3/л. При наддуве
Цц увеличивается в соответствии с изменением параметров рк, r]v и а.
§ 5.2. Система питания карбюраторных двигателей
Приготовление и подача к цилиндрам карбюраторных двигателей
горючей смеси, регулирование ее количества и состава осуществля-
ются системой питания, работа которой оказывает большое влияние
на все основные показатели двигателя (мощность, экономичность,
токсичность отработавших газов). При эксплуатации двигателей
содержанию этой системы в должном техническом состоянии необ-
ходимо уделять особое внимание.
Типичная схема системы питания показана на рис. 5.13. Она вклю-
чает в себя бак 1 с датчиком 2 указателя уровня (количества) топлива
3, топливопроводы 7, 9, 11, фильтр 10, насос (обычно диафрагменного
типа) 8 для подачи топлива из бака 1 к карбюратору 4. Воздух посту-
пает в карбюратор через воздухоочиститель 5, который одновременно
выполняет функцию глушителя шума, возникающего при впуске.
Смесь топлива и воздуха из карбюратора подается к цилиндрам по
впускному трубопроводу 6. Карбюраторы в качестве главного при-
бора топливоподачи используются на всех отечественных бензино-
вых двигателях*.
К карбюраторам предъявляются следующие основные требования:
точное дозирование количества топлива, обеспечивающее получение
необходимых экономических и мощностных показателей двигателя
на всех режимах его работы при допустимой токсичности отработав-
ших газов; возможность быстрого и плавного изменения режима ра-
боты двигателя: надежный и быстрый запуск двигателя; возможность
работы двигателя в на-
клонных положениях;
тонкое распыливание
топлива.
Характеристика про-
стейшего карбюратора.
На рис. 5.14,п приведе-
на схема простейшего
карбюратора, включаю-
* Сведения о работе
системы питания с аппара-
турой впрыскивания бен-
зина можно найти в спе-
Рис. 5.13. Схема системы питания карбюратор-
иого двигателя
циальной литературе.
153
щая в себя входной патрубок 1, диффузор 2, смесительную камеру 9,
дроссельную заслонку 10, поплавковую камеру 4 с поплавком 7,
игольчатым клапаном 6, его седлом 5 и отверстием 3, топливный
жиклер 8 и трубку распылителя 11. При неработающем двигателе
уровень топлива в поплавковой камере на 4—8 мм ниже кромки
выходного отверстия распылителя 11, что делается для предотвра-
щения вытекания топлива из распылителя, особенно при наклонном
Рис. 5.14. Схема и характеристика простейшего карбюратора
положении двигателя. Отверстие 3 соединяет поплавковую камеру с
входным патрубком 1 и реже непосредственно с атмосферой. Сообще-
ние поплавковой камеры с входным патрубком предотвращает обога-
щение смеси при повышении сопротивления воздухоочистителя в про-
цессе эксплуатации двигателя. Такие поплавковые камеры называют
балансированными, их широко применяют на современных карбю-
раторах.
Так как давление в поплавковой камере всегда при работе двига-
теля больше, чем в диффузоре, то под действием перепада этих дав-
лений топливо фонтанирует из распылителя 11 в поток воздуха. Та-
ким образом, в основе работы карбюратора лежит принцип пульве-
ризации, поэтому его иногда называют пульверизационным.
Общее количество горючей смеси, подаваемой в цилиндры двига-
теля регулируется дроссельной заслонкой, состав смеси изменяется
при этом автоматически по определенной закономерности.
Зависимость состава смеси от разрежения в диффузоре называют
характеристикой карбюратора. Чтобы проанализировать эту ха-
рактеристику, напишем на основании известных соотношений термо-
динамики и гидравлики выражение для коэффициента избытка воз-
духа: __ ______________
а = = J- / lit 1 /~----ЛРд--- , (5.10)
/0GT -о /ж Н ж г Рт г &Рп 8hpTg
где GB и Gs — расходы воздуха через диффузор и топлива через жик-
154
лер, кг/с; рд и рж — коэффициенты расхода диффузора и жиклера
(р = Рф, р — коэффициент сжатия струи, <р — коэффициент скорос-
ти); /д и — проходные сечения диффузоров и жиклера, м2; Ард —
разрежение в диффузоре, Па; Ah — разность между высотой отвер-
стия распылителя и уровнем топлива в поплавковой камере, м; рв и
рт — плотность воздуха и топлива, кг/м3; g — ускорение свободного
падения, м/с2.
В (5.10) произведение (1/ZO) (fnlfw) имеет постоянное значение. Что
касается Ард/(Ард—AhpT g) и |/ рв/рт , то они уменьшаются
при увеличении Ард. Коэффициент расхода рд от Ард зависит
слабо. Коэффициент р.1(. определяется геометрическими размерами
отверстия жиклера, а также формой его кромок. Помимо того, на р,,.
влияют вязкость топлива и его температура. Отношение рд/ри. с рос-
том Ард уменьшается.
Таким образом, из анализа изменения соотношений, входящих в
уравнение (5.10), следует, что горючая смесь, которую приготавли-
вает простейший карбюратор, обогащается с увеличением разреже-
ния Ард, т. е. с ростом расхода воздуха (рис. 5.14, б).
Наивыгоднейшая характеристика карбюратора. Наибольшая мощ-
ность получается при использовании в карбюраторных двигателях
обогащенных смесей, т. е. при ам<1,0, а наилучшая экономич-
ность в случае сгорания смесей — при аэк > ам. Для каждого дви-
гателя и режима его работы ам и аэ,; имеют определенное значение.
Так как с ростом Ард при данной частоте вращения эффективность
сгорания улучшается, то это приводит к соответствующему увеличе-
нию ам и аЭБ (рис. 5.15).
Регулировки карбюратора по характеристике 1 целесообразны при
работе двигателя на частичных нагрузках, когда Ард < Ард.макс.
При полном открытии дроссельной заслонки от двигателя требуется
наибольшая мощность, поэтому состав смеси должен определяться
точкой С на кривой 2. Итак, наивыгоднейшая характеристика карбю-
ратора при данной частоте вращения на рис. 5.15 изображается ли-
нией АВС. Аналогичные характеристики можно экспериментально
получить при разных частотах вращения; эти характеристики не сов-
падают, поскольку при
данном Ард с ростом час-
тоты вращения и соот-
ветствующим прикрыти-
ем дроссельной заслон-
ки горючую смесь необ-
ходимо несколько обо-
гащать. Реальную регу-
лировку карбюратора
подбирают для некото-
рой средней характерис-
тики из серии, получен-
ной при различных час-
тотах вращения.
Рис. 5.15. Наивыгоднейшая характеристика кар-
бюратора при составе смеси экономическом (/)
и мощностном (2}
155
Возвращаясь к характеристике простейшего карбюратора
(рис. 5.14, б), можно теперь сказать, что она не совпадает с наи-
выгоднейшей, так как не обеспечивает необходимого обеднения смеси
с ростом Ард в области частичных нагрузок. Кроме того, без допол-
нительных устройств простейший карбюратор не позволяет обогащать
смесь при подходе к полному открытию дроссельной заслонки.
Корректирование (компенсация) состава смеси. Автоматическое
изменение а на частичных нагрузках в соответствии с наивыгоднейшей
Рис. 5.16. Схема и характеристика карбюратора с понижением
разрежения у жиклера
характеристикой карбюратора называют корректированием (ком-
пенсацией) состава смеси, оно осуществляется главной дозирующей
системой. Существует ряд способов корректирования состава смеси.
В подавляющем большинстве современных карбюраторов главная сис-
тема работает с компенсацией состава смеси путем понижения разре-
жения у топливного жиклера. В отличие от простейшего карбюратора
она помимо топливного жиклера 4 имеет колодец 3 и воздушный жик-
лер 2, через который колодец сообщается с атмосферой или с входным
патрубком 1 (рис. 5.16. а).
Система начинает работать, когда в соответствии с уравнением
(5.10) значение Ард будет достаточно, чтобы поднять в распылителе
топливо на высоту Ай, т. е. при Ард> Айрт§- (рис. 5.16, б). Пока
А/?д < (й + Ай)рт§', давление воздуха в колодце равно атмосферному
и карбюратор работает как простейший. При этом из распылителя, а
значит, и из колодца 3 топлива вытекает больше, чем поступает
через жиклер 4; следовательно, уровень в колодце понижается. Когда
он опустится на величину й. вместе с топливом в распылитель будет
из колодца поступать небольшое количество воздуха. Этот воздух
перемешивается с топливом и образует эмульсию, поэтому карбюра-
торы с такой главной системой называют эмульсионными. Воздушный
жиклер 2 ограничивает поступление эмульсирующего воздуха в ко-
лодец и в нем появляется разрежение Арк. Истечение топлива из жик-
лера теперь происходит под действием перепада уровней й и разре-
жения Арк, поэтому при Дрд = (й + Ай)рт§ резко увеличивается
расход топлива.
156
Рис. 5.17. Схема системы хо-
лостого хода и пускового ус-
тройства
По мере роста Ард разрежение Ад. также увеличивается, но мед-
леннее, а так как истечение топлива из жиклера определяется в этом
случае именно величиной Арк, то ясно, что и расход топлива возрастает
медленнее, чем в простейшем карбюраторе, т. е. смесь обедняется.
Таким образом, обеднение состава смеси достигается при такой глав-
ной системе не за счет добавления к смеси эмульсирующего воздуха
(оно весьма мало по сравнению с общим расходом воздуха), а путем
понижения разрежения, под действием которого происходит истече-
ние топлива через жиклер 4. Как пока-
зывают опыты, на некоторых режимах
эмульсирование может несколько улуч-
шить смесеобразование за счет повыше-
ния тонкости распыливания, полноты
испарения топлива и более равномер-
ного распределения смеси по цилинд-
рам. Необходимой степени обеднения
смеси в соответствии с наивыгоднейшей
характеристикой карбюратора достига-
ют при данной системе компенсации
выбором определенного сочетания раз-
меров жиклеров 2 и 4, а также высоты h.
Вспомогательные устройства карбю-
ратора. Главная дозирующая система
не может обеспечить холостой ход, на-
дежный пуск, обогащение смеси при
полном открытии дроссельной заслонки,
хорошую приемистость при резком уве-
личении нагрузки и не в состоянии
ограничивать максимальную частоту
вращения. Эти задачи решают вспомо-
гательные устройства карбюратора.
Система холостого хода. Истечение топлива из глав-
ной системы начинается, когда Ард = 80 — 120 Па, однако на ре-
жимах холостого хода величина Ард намного меньше. Топливо из глав-
ной системы на этих режимах не поступает и питание двигателя осу-
ществляется с помощью специального устройства (системы) холостого
хода.
Система холостого хода (рис. 5.17) обычно связана с главной, и к
жиклеру холостого хода 7 топливо поступает, пройдя через главный
жиклер 13. Затем по каналам 8 и 9 оно попадает в канал 6, смеши-
ваясь с воздухом, подсасываемым через воздушный жиклер 10. Ка-
нал 6 заканчивается отверстиями 2, 3 и 4. Отверстие 4 располагается
выше кромки дроссельной заслонки и через него к топливу подмеши-
вается еще некоторое количество воздуха, так что к выходным отвер-
стиям 3 и 2 поступает эмульсия. Винтом 5 регулируют количество
эмульсии и тем самым воздействуют на состав горючей смеси (обычно
на холостом ходу а = 0,7 4- 0.8). Положение дроссельной заслонки 1
регулируют винтом 14, оно влияет на частоту вращения на режиме
холостого хода. Подбирая положение винтов 5 и 14, можно добиться
157
устойчивой работы двигателя с малой частотой вращения. При этом
следует действовать очень осторожно и избегать излишнего обогащения
смеси, чтобы в соответствии с ГОСТ 17.2.2.03—77 концентрация СО
в отработавших газах не превышала 1,5%.
Когда заслонка 1 начнет открываться, то отверстие 4 окажется в
зоне высоких разрежений и через него в смесительную камеру также
будет поступать эмульсия, чем и обеспечивается плавный переход к
работе двигателя при малых нагрузках. После еще большего открытия
дроссельной заслонки вступает в работу главная система, однако подача
топлива через систему холостого хода продолжается, пока нагрузка
не возрастет приблизительно до 40% и более от полной. В результате
взаимодействия двух этих систем удается получить более благоприят-
ную характеристику карбюратора на малых и средних нагрузках.
Пусковое устройство. При пуске коленчатый вал
вращается с малой частотой (50—100 мин-1) и подача топлива системой
холостого хода недостаточна ввиду малых разрежений в ее каналах.
Смесеобразование, особенно при холодном пуске, весьма несовершен-
но, так как значительное количество плохо распыленного топлива вы-
падает в пленку, а испаряются лишь самые легкие его фракции. Смесь
оказывается сильно обедненной парами топлива, а пуск двигателей
затрудняется, если даже общее количество топлива соответствует со-
ставу смеси, не выходящему за пределы воспламеняемости. Надежный
пуск двигателя обеспечивается с помощью устройства (рис. 5.17),
которое чаще всего представляет собой воздушную заслонку 11, рас-
положенную в приемном патрубке карбюратора. Приводы заслонок
11 и 1 кинематически связаны между собой, и когда при пуске воз-
душная заслонка закрывается, то дроссельная, наоборот, несколько
приоткрывается. При таком положении заслонок вблизи распылителя
главной системы создается разрежение, достаточное для подачи через
нее топлива.
Автоматический предохранительный клапан 12 служит для пред-
отвращения переобогащения смеси сразу после пуска, когда расход
воздуха резко возрастает. Управление заслонкой 11, как правило,
осуществляется вручную и после пуска двигателя ее необходимо по-
степенно приоткрывать. Такое управление воздушной заслонкой
весьма несовершенно. Так как в период прогрева двигатель
выбрасывает в атмосферу большое количество продуктов неполного
сгорания углерода, современные карбюраторы все чаще оборудуют
системами пуска и прогрева с автоматическим управлением (например,
используя свойства биметаллических пружин), что позволяет значи-
тельно понизить токсичность О. Г. на режимах пуска и прогрева.
Экономайзер. Чтобы при полностью открытой дроссельной
заслонке двигатель развил максимальную мощность, смесь необходи-
мо обогащать (см. кривую ВС на рис. 5.15) до а = 0,85 4- 0,95. Эту
функцию выполняет устройство, называемое экономайзером.
На рис. 5.18, а приведена схема экономайзера с механическим
приводом. При работе на большинстве режимов клапан 1 перекрывает
жиклер 2 экономайзера и, только когда положение дроссельной за-
слонки приближается к полному открытию, клапан 1 освобождает до-
158
ступ топлива к жиклеру 2. Следовательно, на режимах полной и
близкой к ней нагрузок подача топлива в распылитель 3 обеспечи-
вается двумя жиклерами: главным 4 и экономайзера 2 (подача через
него доходит до 15—20% от общего количества топлива).
Своевременное открытие клапана 1 обеспечивается соответствую-
щей кинематической связью его привода с приводом дроссельной за-
слонки. Кроме механического привода экономайзера применяется
также более сложный пневматический привод с помсщью поршневого
или диафрагменного механизма, связанного с задроссельным простран-
ством карбюратора.
Рис. 5.18. Схемы экономайзера
и ускорительного насоса
Ускорительный насос. В случае резкого открывания
дроссельной заслонки с целью быстрого увеличения нагрузки и час-
тоты вращения смесь, поступающая в цилиндры, может временно
обедниться. Это обеднение является следствием большей инерционнос-
ти топлива по сравнению с воздухом, а также интенсивного выпадения
топлива в пленку. Смесеобразование в период интенсивного разгона
происходит в условиях переходного теплового режима во впуск-
ной системе, и поэтому на него оказывает влияние так называемая
«тепловая инерция» впускного трубопровода. По этим причинам со-
став смеси, поступающей в цилиндры, может выйти за пределы вос-
пламеняемости, что вызывает пропуски воспламенения в циклах,
и двигатель будет работать с «провалами», т. е. кратковременным
понижением частоты вращения вала.
Для предотвращения подобных нарушений работы, особенно в
первой половине поворота дроссельной заслонки, карбюратор снаб-
жают ускорительным насосом (рис. 5.18, б), который чаще всего
имеет механический привод, связанный с рычагом 9, укрепленным
на оси дроссельной заслонки 10. Когда дроссельная заслонка закрыта,
поршень 7 насоса находится вверху и полость под ним заполнена
топливом. При резком открытии заслонки 10 пластина 5 сжимает пру-
жину 6 и под ее воздействием поршень опускается вниз и вытесняет
топливо через нагнетательный клапан 4 и распылитель 3 с жиклером
159
V
3
Рис. 5.19. Схема пневматического ограничи-
теля максимальной частоты вращения
2 в зону входного патрубка 1 карбюратора. Пружина 6 способствует
некоторому затягиванию впрыскивания топлива по времени. Если
заслонка 10 открывается медленно, то топливо при плавном опуска-
нии поршня 7 обтекает клапан 8 и поступает обратно в поплавковую
камеру. При движении поршня 7 вверх нагнетательный клапан 4 за-
крыт, а клапан 8 открыт и топливо поступает в полость над поршнем.
Ограничитель макси-
мальной частоты враще-
ния. Для ограничения
максимальной частоты вра-
щения карбюраторные дви-
гатели грузовых автомоби-
лей снабжают специальны-
ми регуляторами (ограни-
чителями), что способству-
ет повышению срока служ-
бы двигателя, тормозов и
шин, а также уменьшает
затраты на топливо и кар-
терное масло.
В наиболее простых ог-
раничителях используют
дроссельную или специаль-
ную заслонку, размещае-
мую между карбюратором и впускным трубопроводом. В последнем
случае (рис. 5.19) заслонку 1 устанавливают эксцентрично относи-
тельно оси канала и под небольшим углом к потоку. Открыться
полностью под действием пружины 5 заслонке мешает упор 3. Ско-
ростной напор потока смеси стремится прикрыть заслонку, но этому
препятствует пружина 5. Когда частота вращения достигнет задан-
ной величины, напор потока преодолевает усилие пружины и за-
слонка 1 начнет прикрываться, предотвращая дальнейшее чрезмер-
ное увеличение угловой скорости вала. Ограничитель настраивают на
заводе-изготовителе, с помощью винта 6 и конусной гайки 7. Плав-
ная работа ограничителя достигается взаимодействием эластичной
ленточной тяги 4 и профилированного кулачка 2, изменяющего при
повороте заслонки плечо, на которое действует пружина 5. Устой-
чивости работы ограничителя и гашению колебаний заслонки спо-
собствует демпферное устройство 8.
Недостатком рассмотренного ограничителя является малая чув-
ствительность при небольших расходах воздуха, т. е. при работе с
малыми нагрузками, поэтому широкое применение находят более
сложные пневмоцентробежные ограничители, которые действуют чет-
че и практически во всем диапазоне нагрузок.
Конструктивные схемы карбюратора. Устройство карбюраторов
отличается довольно большой сложностью и разнообразием конструк-
тивных схем. Рассмотрим в качестве примеров наиболее простую схему
карбюратора пускового двигателя и схему современного карбюратора
двигателя грузового автомобиля.
160
Карбюратор К-16А. Такой карбюратор устанавливают на
пусковые двигатели ПД-10У для дизелей тракторов, экскаваторов
и других машин. Он имеет только две дозирующие системы: холостого
хода и главную (рис. 5.20). Топливный жиклер холостого хода 2 со-
единен с колодцем, на выходе из которого с одной стороны располо-
жен жиклер главной системы 12, а с другой — пробка 11. Сечение
жиклера 2 можно регулировать винтом 4 со стопорной пружиной 3.
Рис. 5.20. Конструктивная схема карбюратора
К-16А
Эмульсирующий воздух поступает в систему холостого хода по
специальному каналу.
При положении рычага управления дроссельной заслонкой 5,
соответствующем полному ее открытию, возможно перемещение
заслонки тягой регулятора угловой скорости коленчатого вала двига-
теля. Положение воздушной заслонки 1 можно фиксировать с по-
мощью рычага управления с пружиной. В заслонке 1 имеется отвер-
стие (на схеме не показано), предназначенное для устранения пере-
обогащения смеси при пуске холодного двигателя. Уровень топлива
в поплавковой камере поддерживается поплавковым механизмом 10.
К седлу клапана топливо поступает через фильтр 7 и топливоприемный
штуцер 6, соединенные полым болтом 8.
Перед пуском двигателя в воздушный канал карбюратора можно
подать некоторое количество топлива с помощью утолителя поплавка
9, при нажатии на который уровень в поплавковой камере поднима-
ется выше верхней кромки жиклера 12.
Карбюратор К-88А. Этот карбюратор используют на
V-образном восьмицилиндровом двигателе автомобиля ЗИЛ-130, и,
по существу, он представляет собой два одинаковых карбюратора (две
камеры), конструктивно объединенных одним корпусом с общей по-
плавковой камерой (рис. 5.21). Каждая камера подает горючую
смесь в четыре цилиндра. Корпус карбюратора состоит из трех частей.
В средней части, которая отливается заодно с большими 23 и малыми
6-686 161
162
10 // 12 15
Рис. 5.21. Конструктивная схема карбюратораК-88А:
/ — поплавок: 2 — фильтр; 3 — запорная игла; 4 — гнездо иглы; 5—главный жиклер; 6 — блок жиклеров системы холостого хода; / — воздуш-
ный жиклер главной системы; 8 — жиклер полной мощности; 9 — малый диффузор; 10 — распылительные отверстия ускорительного насоса;
И — балансировочная трубка; /2 — воздушная заслонка; /3 — автоматический клапан; 14 — распылитель; 15 — шток управления клапаном; 16 —
шток ускорительного насоса; 17 — шариковый клапан экономайзера; 18 — обратный клапан; 19 — дроссельная заслонка; 20, 22 — выходные
отверстия системы холостого хода; 2/— винт регулировки состава смеси на холостом ходу; 23 — большой диффузор; 24 — нагнетательный клапан
9 диффузорами, расположены все дозирующие устройства. Двойные
диффузоры имеют большинство автомобильных карбюраторов, так
как они позволяют повысить скорость воздуха у распылителя топ-
лива. Главная система работает по принципу понижения разрежения
у жиклера и состоит из главного 5, воздушного 7 и жиклера полной
мощности 8. Распылитель ее выполнен в виде кольцевой щели 14 в
малом диффузоре. Применение жиклера мощности позволяет интен-
сифицировать эмульсирование в главной системе путем подмешива-
ния к топливу сначала воздуха, поступающего через воздушный
жиклер холостого хода 6, а затем после жиклера мощности к эмульсии
добавляется воздух, прошедший через воздушные жиклеры 7. В ком-
бинированный топливовоздушный жиклер 8 топливо поступает из
полости между жиклерами 5 и 8, поэтому жиклер 8 имеет большую в
три раза пропускную способность, чем жиклер 5.
Один 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 перемычку между камерами карбюратора.
В качестве пускового устройства служит воздушная заслонка /2 с
автоматическим клапаном 13. Поплавковая камера трубкой 11 со-
единена с впускным патрубком карбюратора.
§ 5.3. Системы наддува
Наддув цилиндров двигателей может быть либо динамическим (см.
§ 2.2), либо осуществляемым с помощью специального нагнетателя
(компрессора). Различают три системы наддува с помощью нагнета-
телей: с приводным компрессором, с турбокомпрессором и комбини-
рованную.
Двухступенчатый наддув может осуществляться двумя последо-
вательно расположенными турбокомпрессорами или приводными ком-
прессорами. Приводной компрессор 1 (рис. 5.22, а) через повышаю-
щую передачу 2 соединяют с коленчатым валом 3 двигателя. Для
привода турбокомпрессора (рис. 5.22, б) используют энергию отра-
ботавших газов, поступающих в газовую турбину 4. Компрессор 1
устанавливают на одном валу с газовой турбиной 4. В случае комби-
нированной системы (рис. 5.22, в) первой ступенью является привод-
ной компрессор, а второй — турбокомпрессор.
Наибольшее применение для наддува получили объемно-роторные
(в качестве приводных) и лопаточно-центробежные компрессоры. Га-
зовые турбины чаше всего бывают радиально-осевыми, реже — осе-
выми.
На тракторных и автомобильных дизелях, устанавливаемых на
строительные и дорожные машины, чаще всего применяют газотур-
бинный наддув. При этом возможны два основных варианта исполь-
зования энергии:
1. Энергия, потребляемая компрессором, равна энергии, выраба-
тываемой газовой турбиной. В этом случае турбокомпрессор имеет
лишь газовую связь с двигателем (рис. 5.22, б). Такая схема обеспе-
6* !&>
чивает высокие экономические показатели при максимальном упро-
щении конструкции и поэтому наиболее распространена.
2. Энергия, вырабатываемая газовой турбиной, не равна энергии,
потребляемой компрессором. Разница энергии передается от двига-
теля к турбокомпрессору за счет применения механической связи
ротора турбокомпрессора с коленчатым валом двигателя, что услож-
няет конструкцию последнего. Такую схему применяют, например,
при наддуве двухтактных дизелей в тех случаях, когда не удается
Рис. 5.22. Системы наддува двигателей
обеспечить баланса энергий газовой турбины и компрессора, не ухуд-
шая существенно продувку, наполнение цилиндров, разгонные ка-
чества двигателя. Иногда в этих случаях вместо механической связи
ротора турбокомпрессора с коленчатым валом применяют комбиниро-
ванную систему наддува (рис. 5.22, в).
Механическую связь применяют и в случаях, когда необходимо
передавать избыточную энергию от газовой турбины к двигателю при
высоких давлениях наддува и температурах газов перед турбиной.
Механическая связь может быть также использована для улучшения
разгонных качеств (приемистости) двигателя за счет передачи энергии
ротору турбокомпрессора от коленчатого вала двигателя на некоторых
неустановившихся режимах.
Возможны два варианта подвода газов к газовой турбине: 1) из
общего выпускного трубопровода; 2) отдельно от каждого цилиндра
или от группы цилиндров, в которой в соответствии с порядком их
работы время между двумя последовательными импульсами давле-
ния, образующимися при выпуске газов из цилиндров, оказывается
достаточно большим (импульсный наддув).
В первом случае, особенно в двигателях, с большим числом
цилиндров и высокой частотой вращения, давление газов в выпускном
трубопроводе выравнивается, амплитуда колебания давления перед
турбиной невелика и процесс подвода газов к турбине можно рас-
164
сматривать как происходящий при постоянном давлении. Во втором
случае отработавшие газы поступают к газовой турбине с переменным
давлением, что позволяет при определенных условиях повысить эф-
фективность наддува.
Подвод газов к турбине при постоянном давлении создает повышен-
ные сопротивления в выпускном тракте двигателя по сравнению с вы-
пуском в атмосферу. Это ухудшает очистку цилиндров и уменьшает
наполнение их свежим зарядом. При импульсном наддуве после пе
Рис. 5.23. Выпускные трубопроводы правого блока цилиндров двигателя
ЯМЗ-240Н:
I, 5 — передний и задний выпускные трубопроводы; 2—уплотнительная прокладка; 3 —
подводящий патрубок; 4 — турбокомпрессор; 6» 7 — телескопические фланцы
риода выпуска газов из одного цилиндра к началу перекрытия клала-
нов давление в выпускном тракте резко снижается. В результате этого
увеличивается перепад давления между впускным и выпускным трак-
тами и очистка камер сгорания становится более эффективной. Умень-
шается работа, затрачиваемая на выталкивание газов. По мере уве-
личения давления наддува и роста среднего давления газов в вы-
пускном тракте положительный эффект от применения импульсного
наддува снижается, так как импульсы давления сглаживаются. Мак-
симальный эффект в импульсной системе наддува достигается при
рк < 0,15 МПа, при рк > 0,4 МПа применение импульсного наддува
уже не дает эффекта.
В двигателях, устанавливаемых на строительные и дорожные ма-
шины, в большинстве случаев применяют импульсные системы надду-
ва. Для достижения наибольшего эффекта при импульсном наддуве
выпускные трубопроводы делают по возможности короткими и мень-
шего объема.
На рис. 5.23 в качестве примера показана система импульсного над-
дува двенадцатицилиндрового V-образного дизеля ЯМЗ-240Н, каж-
дый блок цилиндров которого обслуживает один турбокомпрессор.
Основные параметры, характеризующие турбокомпрессор, следую-
щие: степень повышения давления в компрессоре = рк/р0, его
производительность, равная секундному расходу подаваемого возду-
ха, GB.C; частота вращения ротора турбокомпрессора пт.к; общий
К. П. Д. Г)т.к-
Применением низкого наддува (до ль. «з 1,9) можно повысить но-
минальную мощность двигателя на 20—35% по сравнению с базовой
165
моделью без наддува. Средний наддув (лк =1,9 4- 2.5) может обес-
печить прирост мощности на 35—50%. Для дальнейшего увеличения
мощности применяют высокий наддув (лк > 2,5), что сопряжено со
значительным ростом тепловой и механической напряженности де-
талей двигателя.
Частота вращения ротора современных турбокомпрессоров сос-
тавляет 40 000—120 000 мин-1 и лимитируется допускаемым зна-
чением окружной скорости диска турбины, которая по условиям проч-
ности не должна превышать 250—350 м/с. Кроме того, по условиям
прочности лимитируется и температура газов перед турбиной, которая
не должна превышать 900—1000 К.
Общий к. п. д. турбокомпрессоров, представляющий собой произ-
ведение к. п. д. нагнетателя т]к и газовой турбины т]т, равен 0,45—
0,60. К. п. д. турбины, достигающий для современных турбин зна-
чения 0,75, представляет собой отношение эффективной работы, со-
вершаемой турбиной /ет, к работе адиабатного расширения газов в
турбине /ад.т- Работа адиабатного расширения
и.т = 0/Ч
где fe, — показатель адиабаты продуктов сгорания; R" — газовая по-
стоянная продуктов сгорания; Т.Гг, р.ег — температура и давление га-
зов перед турбиной; рТг — давление газов после турбины.
Требования, предъявляемые к турбокомпрессору, определяются
назначением двигателя. Основной задачей при подборе турбокомп-
рессоров для транспортных двигателей, в частности двигателей строи-
тельных и дорожных машин, является кроме получения заданной
номинальной мощности еще и обеспечение возможно более высокого
значения крутящего момента в широком диапазоне изменения частот
вращения. Турбокомпрессор для двигателя подбирают по его харак-
теристикам.
На рис. 5.24 показаны совмещенные зависимости между степенью
повышения давления лк и объемным расходом воздуха двигателя и
нагнетателя (компрессора) Кв.с- Прямые линии (приближенно пря-
мые) — это линии, соответствующие постоянным частотам вращения
двигателя, т. е. нагрузочным характеристикам при различных зна-
чениях п. Линии строятся по соответствующим значениям расхода
воздуха двигателя и степени повышения давления нагнетателя,
взятым с нагрузочных характеристик двигателя. Здесь же нанесены
зависимости лк = /(Кв.с) для различных значений частот вра-
щения ротора турбокомпрессора пт.к, а также линии постоянных зна-
чений к. п. д. компрессора т]к. Штриховая линия на графике ограни-
чивает зону, в которой устойчивая, без срывов потока в гидравличе-
ском тракте (помпажа), работа компрессора невозможна (зона //).
Кривая 1 соответствует внешней скоростной характеристике двигателя.
Как видно, в рассматриваемом случае компрессор работает с до-
статочно высоким к. п. д. при изменении частоты вращения двигателя
в широком диапазоне по внешней скоростной характеристике. В свя-
зи с тем, что при низких частотах вращения к. п. д. компрессора па-
166
дает, для повышения к. п. д. на этих режимах с целью обеспечения
хорошего массового наполнения цилиндров двигателя и высокого
значения крутящего момента за счет коррекции подачи топлива ха-
рактеристику компрессора смешают влево, в зону меньших расхо-
дов воздуха через двигатель. Это мероприятие, называемое настрой-
кой компрессора на режим максимального крутящего момента и осу-
ществляемое соответствующим профилированием гидравлического
тракта компрессора, влечет за собой некоторое снижение его к. п. д.
Рис. 5.24. Совмещение характеристик двигателя и
компрессора:
rtj—п4 — нагрузочные характеристики двигателя; птк]—ПТК6~~
характеристики компрессора («Тн1->,2тк2>пткз>птк4'>птк5>пткб^
и расхода воздуха на номинальном режиме, однако обеспечивает благо-
приятную форму внешней скоростной характеристики двигателя в
широком диапазоне частоты вращения.
Чтобы еще больше расширить диапазон частот вращения, соот-
ветствующих высокому к. п. д. компрессора и хорошему массовому
наполнению, повысить значения крутящего момента (коэффициент
запаса крутящего момента) и даже обеспечить внешнюю скоростную
характеристику постоянной мощности, которой соответствует кривая
2 (рис. 5.24), применяют регулируемый газотурбинный наддув.
Методы регулирования наддува делят на внешние (перепуск части
воздуха из компрессора в атмосферу или дросселирование воздуха
на входе в компрессор, перепуск части отработавших газов, минуя
газовую турбину, в атмосферу и др.) и внутренние, связанные с изме-
нением проходных сечений гидравлического тракта турбокомпрессора
(управление положением направляющих и диффузорных лопаток
компрессора, положением лопаток соплового аппарата газовой тур-
бины и др.). Внешние методы регулирования конструктивно осу-
ществить значительно проще, чем внутренние. Однако последние обе-
спечивают высококачественное регулирование (поддержание высокого
к. п. д. и расхода воздуха турбокомпрессором) в более широком диа-
пазоне изменения режимов работы двигателя. Обычно при низком нал-
167
дуве применяют внешние методы регулирования, как достаточно эф-
фективные и относительно простые конструктивно, а при среднем и вы-
соком — внутренние.
На рис. 5.25 показан пример схемы регулирования положения ло-
паток соплового аппарата радиально-осевой турбины в зависимости
от частоты вращения двигателя. Двуплечий рычаг 13 находится с од-
ной стороны под действием силы грузов 11 центробежного регулятора
10, установленного на коленчатом валу 9 двигателя, а с другой — под
действием силы натяже-
Рис. 5.25. Схема регулирования положения ло-
паток соплового аппарата турбины:
1 — регулировочный болт; 2 — кронштейн болта; 3 — ва-
лик поворота лопаток; 4 — барабан поворота лопаток;
5 — пружина; 6 — турбокомпрессор; 7 — трос; 8 — опор-
ный ролик; 9 — коленчатый вал; 10 — корпус регулято-
ра; 11— груз регулятора; 12 — кронштейн рычага; 13 —
рычаг; 14 — шарик; 15 — толкатель
ния пружины 5, пере-
даваемой на рычаг че-
рез тросовый привод.
При установившейся
частоте вращения двига-
теля рычаг 13 находит-
ся в состоянии равнове-
сия. В случае уменьше-
ния частоты вращения
двигателя под действием
возрастающей внешней
нагрузки рычаг 13 пово-
рачивается вокруг своей
оси по часовой стрелке.
Это вызывает перемеще-
ние троса 7, который
через систему роликов 8
поворачивает барабан 4,
жестко соединенный с
валиком 3 поворота ло-
паток соплового аппа-
рата турбины Валик 3,
связанный с лопатками
соплового аппарата рычажно-шестеренчатым приводом, поворачи-
ваясь, изменяет положение лопаток так, что проходное сечение
соплового аппарата уменьшается. Это вызывает увеличение ско-
рости истечения газов из соплового аппарата, рост к.п.д. турбины
и увеличение работы, совершаемой газами на колесе турбины. При
этом растет работа сжатия воздуха в компрессоре, увеличиваются
частота вращения ротора турбокомпрессора и давление наддува, что
позволяет обеспечить поступление в цилиндры двигателя большего
количества воздуха, чем при нерегулируемом наддуве.
При возрастании частоты вращения двигателя из-за уменьшения
внешней нагрузки рычаг 13 поворачивается против часовой стрелки
и благодаря изменению положения лопаток проходное сечение соп-
лового аппарата турбины увеличивается. Во время работы двигателя
на номинальном режиме проходное сечение соплового аппарата имеет
наибольшее значение.
При наддуве температура воздуха за компрессором повышается.
Обычно при среднем и высоком (в том числе двухступенчатом)
168
Рис. 5.26. Системы охлаждения воздуха:
а — воздухо-воздушная; б — водовоздушная: / —
турбокомпрессор; 2 — двигатель; 3 — воздушный
охладитель; 4 — масляный радиатор двигателя;
5 — водяной радиатор двигателя; € — водяной ох-
ладитель; 7 — водяной насос
наддуве осуществляют промежуточное охлаждение воздуха между
компрессором и впускным трубопроводом двигателя. Это способствует
улучшению массового наполнения цилиндров, повышению мощности
и топливной экономичности двигателя, снижению тепловой напря-
женности его деталей, уменьшению температуры газов перед тур-
биной.
Воздух можно охлаждать специальными охладителями либо по-
средством испарительного охлаждения — впрыскивания в воздух
легко испаряющихся веществ
(спирта, аммиака, воды и др-)-
Применяют два типа охла-
дителей: воздухо-воздушные
и водовоздушные.
Воздухо-воздушный (рис.
5.26, а) охладитель устанав-
ливают перед масляным и
водяным радиаторами двига-
теля. Просасывание атмос-
ферного воздуха через охла-
дитель осуществляют венти-
лятором системы охлаждения
двигателя. Охлаждаемый воз-
дух движется внутри латун-
ных трубок сердцевины охла-
дителя, аналогичной той,
которую применяют обычно
в водяных радиаторах.
При водовоздушном ох-
лаждении (рис. 5.26, б) вода
с помощью насоса (специаль-
ного либо имеющегося в сис-
теме охлаждения двигателя)
циркулирует через охлади-
тель и водяной радиатор.
Хотя теплообмен между
охлаждаемым воздухом и ох-
лаждающей водой при прочих равных условиях происходит более
интенсивно, чем между охлаждаемым и охлаждающим воздухом, в
целом воздухо-воздушные охладители более эффективны, чем водо-
воздушные, из-за большего перепада температуры между воздухом
и охлаждающим агентом. Эффективность систем охлаждения воздуха
оценивают коэффициентом эффективности
E=(/K-ZX)/(ZK—to),
где — температура воздуха на выходе из компрессора, °C; tx —
температура воздуха на выходе из охладителя (на входе в двигатель),
°C; to — температура окружающего воздуха, °C.
Для воздухо-воздушных охладителей коэффициент эффективнос-
169
ти Е — 0,64 4- 0,77 в широком диапазоне изменения режимов работы
двигателя, а для водовоздушных Е == 0,45 4- 0,48.
С целью повышения эффективности охлаждения воздуха при вы-
соком наддуве иногда применяют двухступенчатые системы. Посту-
пающий из турбокомпрессора воздух вначале охлаждается в водо-
воздушном охладителе (первая ступень), а затем в воздухо-воздушном
(вторая ступень), которые могут быть изготовлены в едином блоке.
ГЛАВА 6
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ РЕЖИМА РАБОТЫ
ДВИГАТЕЛЕЙ
Режим работы двигателя определяется частотой вращения колен-
чатого вала, положением регулирующего органа (рейки топливного
насоса в дизеле и дроссельной заслонки в карбюраторном двигателе)
и тепловым состоянием двигателя.
При установившемся режиме крутящий момент двигателя равен
суммарному моменту сопротивления, приведенному к коленчатому
валу двигателя, а положение регулирующего органа, частота враще-
ния и тепловое состояние двигателя неизменны.
При неустановившемся режиме двигатель вырабатывает энергию,
меньшую или большую той, которая необходима для преодоления
внешней нагрузки. При неустановившемся режиме могут изменяться
внешняя нагрузка, частота вращения, положение регулирующего
органа и тепловое состояние двигателя. Возможны неустановившиеся
режимы, когда остается неизменным положение регулирующего ор-
гана или не изменяется частота вращения.
Под переходным процессом понимают изменение режима работы
двигателя, причем как начальный (исходный), так и конечный режим
могут быть установившимися или неустановившимися.
Для каждого двигателя среднее эффективное давление (а следо-
вательно, пропорциональный ему крутящий момент) и частота враще-
ния могут изменяться в определенном интервале значений. Нижний
предел интервала ре = 0. При этом вся вырабатываемая двигателем
энергия затрачивается на преодоление механических потерь (ргпцп =
== Рм.п)- Чем выше частота вращения, вязкость применяемого масла
и ниже его температура, тем больше ры.п, а следовательно, и рг„ш,.
Для каждой частоты вращения существует максимальное значе-
ние внешней нагрузки, которую двигатель может преодолевать, не
выходя за пределы допустимых экономичности, тепловой и механиче-
ской напряженности, дымности и токсичности отработавших газов.
В карбюраторном двигателе максимальная нагрузка преодолевается
при полностью открытой дроссельной заслонке, в дизеле — при по-
ложении рейки на упоре. При этом двигатель работает по скоростной
характеристике. Скоростной характеристикой называют зависимость
эффективных параметров двигателя от частоты вращения при пол-
ностью открытой дроссельной заслонке для карбюраторного двига-
теля или полной подаче топлива для дизеля (рейка на упоре). Из
170
(3.13) следует, что характер зависимости Мк от частоты вращения оп-
ределяется комплексом (т)г/а)т)уркт]м. В карбюраторных двигателях
наиболее действенными средствами воздействия на зависимость Л!,. ==
= f{n) по скоростной характеристике являются конструкция впускной
системы и фазы газораспределения. В дизеле аналогичное воздействие
дополнительно возможно путем коррекции характеристик топливо-
подачи, выполняемой в тесной увязке с характером изменения на-
полнения. Это следует из того, что Л4Н = Ю001/л/де/(лт) [см. (3.13)[,
а среднее эффективное давление ре = V чрт//и-»згт;м/ Vh. Поэтому для
конкретного двигателя и топлива
Л4К = А3 Уцт}гт}м, (6.1)
где А3 = [1000/(лт)]Ширт.
Необходимость увязки характера = f(n) при максимальной
подаче топлива с характером изменения в функции частоты вращения
массового наполнения (VftT)vpK) следует из рассмотренной в § 3.1 за-
висимости г) i от коэффициента избытка воздуха
« = A flv PB/V„, (6.2)
где Л4 = Vft/(pTZ0).
Следует при этом иметь в виду, что от коэффициента избытка воз-
духа зависят также дымность отработавших газов и тепловая напря-
женность деталей двигателя. Поэтому наибольшие возможности воз-
действия на A'lIt = f(n) по скоростной характеристике имеются в ди-
зелях с регулируемым наддувом, так как в этом случае можно в тре-
буемом направлении изменять т]урк.
Для количественной оценки изменения АД по внешней харак-
теристике применяются: номинальный коэффициент запаса крутя-
щего момента р п = (AfIimax — Л1К.Н) (100/Л1к.н), коэффициент при-
спосабливаемое™ Кмк = -Мктах/ЛД.н И СКОрОСТНОЙ Коэффициент
Кп = пм/пн(Л1к.н — крутящий момент на режиме номинальной мощ-
ности).
Максимально допустимая частота вращения ограничивается теп-
ловой и механической напряженностью деталей, качеством протека-
ния рабочего процесса, условиями работы трущихся пар и другими
факторами. Нижний предел частоты вращения зависит от момента
инерции движущихся деталей двигателя, качества протекания про-
цессов при малых частотах вращения, в частности их стабильности
(повторяемости) в последовательных циклах и различных цилиндрах,
и условий надежной смазки подшипников. На рис. 6.1, а, б приведе-
ны скоростные (кривые 1) и частичные скоростные (кривые 2—5) ха-
рактеристики карбюраторного двигателя и дизеля, получаемые при
частичных положениях регулирующего органа. Характеристики ди-
зеля практически эквидистантны при всех положениях регулирующе-
го органа. Запас крутящего момента по внешней характеристике ди-
зеля не превышает обычно 5—15%*. Такое протекание скоростных
* Исключение составляют дизели с настроенными и регулируемыми систе-
мами наддува, в которых р н может доходить до 30% и более.
171
характеристик дизеля связано с видом скоростных характеристик
топливоподачи (см. § 5.1).
В карбюраторных двигателях по мере прикрытия дроссельной
заслонки крутящий момент все более резко падает при увеличении
частоты вращения выше определенного для каждого положения ре-
гулирующего органа значения (рис. 6.1, а). Коэффициент запаса кру-
тящего момента по внешней характеристике достигает 25—35%.
Благоприятнее в карбюраторных двигателях также скоростной коэф-
фициент Кп = 0,45 4- 0,55 вместо 0,55 — 0,75 у дизелей.
Рис. 6.1. Скоростные характеристики и поля ре-
жимов работы карбюраторного двигателя (а) и
дизеля (б)
Различия в протекании характеристик крутящего момента свя-
заны в основном с тем, что в карбюраторных двигателях при работе
по внешней характеристике сопротивление впускной системы больше
вследствие наличия в ней диффузора карбюратора; по мере же при-
крытия дроссельной заслонки оно прогрессивно возрастает, что вы-
зывает более резкое падение наполнения цилиндров с увеличением п.
На рис. 6.1 заштрихованы поля возможных режимов работы кар-
бюраторного двигателя и дизеля. Если характеристики внешней на-
грузки располагаются в пределах поля режимов работы двигателя,
то двигатель может быть использован для привода соответствующей
машины.
Под устойчивостью режима работы понимают способность системы
двигатель — потребитель восстанавливать равенство их крутящих
моментов при минимальном изменении частоты вращения. При ис-
правно работающем двигателе нарушение установившегося режима
происходит вследствие изменения момента сопротивления (момента
потребителя), а момент двигателя изменяется до выравнивания с ним.
Рассмотрим устойчивость установившегося режима работы дви-
гателя по скоростной характеристике (рис. 6.2, а). Если характерис-
тика момента сопротивления изменяется с Мс 2 на Мс ъ то при ха-
рактеристике крутящего момента Л4Н i равенство крутящих моментов
достигается при меньшем изменении частоты вращения, чем при ха-
рактеристике Л4К 2(A«j С Апг). Следовательно, наличие запаса кру-
тящего момента (и> очевидно, увеличение его) повышает устойчивость
установившегося режима двигателя. Чем меньше Ап зависит от кру-
172
тящего момента потребителя, тем легче управление двигателем, реже
необходимо воздействовать на орган управления им и изменять пере-
даточное отношение между двигателем и приводимым органом, узлом,
машиной. С этих позиций целесообразно увеличение рн, Кмк и умень-
шение до определенных пределов Кп-
Наиболее типичными нарушениями установившегося режима ра-
боты являются изменения внешней нагрузки и частоты вращения.
Пусть точкой режима будет точка Бг (рис. 6.2, а). По каким-либо
а)
мс
Рис. 6.2. к анализу устойчивости режима работы двигате-
ля по скоростной характеристике (а) и при холостом ходе (б)
причинам возросла частота вращения с пб до пд. При этом момент
сопротивления увеличится на ЛМс1,а крутящий момент двигателя
снизится на ДЛ4К v В результате появится дисбаланс моментов
Д(ДЛ4) = ДЛ1С j + Д7ИК 1- Именно этот дисбаланс способствует
уменьшению частоты вращения и восстановлению нарушенного уста-
новившегося режима. Аналогично при уменьшении частоты вращения
крутящий момент двигателя оказывается больше Л4С, появляется дис-
баланс моментов, способствующий увеличению частоты вращения и
восстановлению первоначального режима.
Для количественной оценки устойчивости режима двигателя
применяется параметр, назыраемый фактором устойчивости-.
F:i = Д(Д7И)/Лл. Устойчивость режима работы двигателя определяется
величиной и знаком Fn. В рассмотренном случае Fn > 0, так как
Д(Д7И) >0 и Ди > 0. Режим устойчив, двигатель имеет положи-
тельное самовыравнивание. При /'„ < 0 режим неустойчив и двига-
тель имеет отрицательное самовыравнивание. В случае сочетания ха-
рактеристик Л4К2 и ,Ис2 величина F;[ также больше нуля, но абсолют-
ное его значение меньше и двигатель обладает меньшим фактором
устойчивости. Пример отрицательного самовыравнивания рассмотрим
далее. Из сказанного следует, что при прочих равных условиях ско-
ростные характеристики карбюраторного двигателя обеспечивают
большую устойчивость его режима работы по сравнению с дизелем,
причем особенно велико различие в устойчивости при положениях
173
регулирующего органа, обеспечивающих малую подачу смеси или
топлива.
В карбюраторном двигателе снятие внешней нагрузки сопровож-
дается меньшим относительным увеличением частоты вращения. При
прикрытом положении дроссельной заслонки иххтах оказывается
даже меньше ин (см. рис. 6.1, и). В случае увеличения частоты вра-
щения выше и в процессы смесеобразования и тепловыделения ухуд-
шаются в меньшей степени, чем в дизеле. По приведенным причинам
в карбюраторных двигателях используют лишь ограничители макси-
мальной частоты вращения в случаях, когда в эксплуатации доста-
точно часто реализуются режимы высоких частот вращения при пол-
ном открытии дроссельной заслонки (например, на грузовых авто-
мобилях). На большом числе моделей оказывается возможной экс-
плуатация двигателя без ограничения максимальной частоты враще-
ния.
Протекание характеристик крутящего момента дизеля таково, что
при всех положениях регулирующего органа внезапное снятие внеш-
ней нагрузки приводит к резкому увеличению частоты вращения. Но-
вый установившийся режим может быть достигнут, когда вырабаты-
ваемая энергия сравняется с энергией внутренних потерь; при этом
Пхх max » пн. Увеличение частоты вращения в дизеле сопровож-
дается резким увеличением сил инерции, ухудшением процессов смесе-
образования и сгорания, повышением дымления, механических
и тепловых нагрузок. В результате дизель может выйти из строя. По-
этому максимальная частота вращения должна быть ограничена. От-
сюда необходимость оборудования дизеля специальным устройст-
вом — регулятором максимальной частоты вращения, который при
увеличении п выше п в уменьшал бы подачу топлива до подачи на ре-
жиме холостого хода при допустимом значении максимальной частоты
вращения. В автомобильных дизелях пв обычно соответствует частоте
вращения, при которой на полной подаче топлива достигается наи-
большая мощность (пн = плотях). В тракторном дизеле выби-
рают меньшим плетя» в связи с тем, что на тракторе дизель большую
долю времени эксплуатируется на режимах, близких к номинальному.
На рис. 6.2, б приведены характеристика механических потерь
(кривая 3) и характеристики индикаторного момента для карбюра-
торного двигателя (кривая 2) и дизеля (кривая 1) при положениях
регулирующих органов, обеспечивающих работу двигателя с мини-
мальной частотой вращения холостого хода. Сочетание характеристик
2 и 3 обеспечивает устойчивую работу карбюраторного двигателя.
В то же время при сочетании характеристик I и 3 работа дизеля не-
устойчива. Здесь /ц< 0 и двигатель обладает отрицательным само-
выравниванием. Основная причина увеличения Mt в дизеле при по-
вышении частоты вращения — рост цикловой подачи топлива при
неизменном положении рейки топливного насоса.
Из сказанного следует, что дизель должен быть оборудован как
минимум двумя регуляторами — максимальной и минимальной час-
тоты вращения. Последний должен обеспечивать увеличение цикло-
вой подачи при падении п, с тем чтобы вместо характеристики 1 по-
174
лучить характеристику, близкую к характеристике 2 (рис. 6.2, б).
В целях уменьшения массы, размеров и упрощения производства
регуляторы максимальной и минимальной частот вращения объеди-
нены в одном агрегате, именуемом двухрежимным регулятором. При
двухрежимном регуляторе вне зон действия регулятора водитель сам
управляет регулирующим органом.
Регулятор, воздействующий на регулирующий орган при всех
эксплуатационных частотах вращения, называют всережимным. В
этом случае появляется орган управления регулятором. Установив
его в то или иное положение, водитель освобождается на определенный
период времени от функций управления двигателем и может осущест-
влять функции управления другими агрегатами машины. Специфика
строительных и дорожных машин требует использования на двигате-
лях именно всережимных регуляторов. На автомобилях нередко вы-
годнее использовать двухрежимные регуляторы.
Системой автоматического регулирования частоты вращения на-
зывают совокупность взаимодействующих агрегатов, участвующих
в поддержании в заданных пределах частоты вращения при измене-
нии нагрузки. В систему входят двигатель, приводимый им агрегат и
собственно регулятор — автоматическое устройство, воспринимаю-
щее с помощью чувствительного элемента, например центробежного
типа, отклонение регулируемого параметра (частоты вращения) от
заданной величины и вырабатывающее воздействие, исключающее
(чаще только уменьшающее) это отклонение.
На автотракторных двигателях наибольшее распространение име-
ют регуляторы прямого действия с жесткой механической связью
между механическим чувствительным элементом центробежного типа
и регулирующим органом. В регуляторе прямого действия чувстви-
тельный элемент кинематически непосредственно связан с регулирую-
щим органом. Если в регуляторе имеется усилительный элемент —
серводвигатель, то регулятор называют регулятором непрямого дей-
ствия. Применение регуляторов непрямого действия обеспечивает
получение больших перестановочных сил при сравнительно малых га-
баритах регуляторов и улучшение качества переходных процессов
(уменьшение времени перехода с режима на режим, уменьшение
максимального отклонения частоты вращения от равновесного зна-
чения). Эти регуляторы, однако, сложнее и дороже.
На рис. 6.3 показана схема двухрежимного регулятора прямого
действия, на рис. 6.4, а — положения /гр регулирующего органа при
различных положениях органа (педали) управления и частотах вра-
щения*, а на рис. 6.5 6 — статические характеристики дизеля обо-
рудованного двухрежимным регулятором. При работе двигателя в
зоне 8 (рис. 6.4, а) минимальных частот вращения центробежные силы
грузов 19 (рис. 6.3, б) уравновешиваются только усилиями пружины
17. Уменьшение частоты вращения вызывает перемещение регули-
рующего органа в направлении увеличения подачи (левые ветви 1—3
на рис. 6.4, а) и соответствующие увеличения крутящего момента
Графики йр(п) упрощены.
175
и мощности (ветви 9—11 на рис. 6.5, с). В интервале 9 (рис. 6.4, а)
средних частот вращения управление положением рейки топливного
насоса (подачей топлива) осуществляется в основном неавтоматически
водителем с помощью педали управления 1 (рис. 6.3, а). При неиз-
менном положении педали управления с увеличением п в рассматри-
Рис. 6.3. Схема (а) и устройство груза (6) двухрежимного регулятора частоты
вращения:
I — педаль управления; 2 — упор холостого хода; 3 — упор предельных положений педали
управления; 4— рычаг управления; 5—передаточный рычаг; 6 — направляющий палец;
7 — главный рычаг регулятора; 8 — тяга; 9 — рейка топливного насоса; 10 — подпружинен-
ный упор рейки; И — муфта регулятора; 12—передающая тяга; 13—угловой рычаг;
14 — узел груза регулятора; 15 — кулачковый вал насоса; 16—направление уменьшения
подачи топлива; 17 — пружина минимальных частот вращения; 18 — пружины максималь-
ных частот вращения; 19— обойма груза регулятора; 20 —- регулировочная шайба; 21— пру-
жина корректора подачи топлива; 22— стакан пружины; 23— тарелка пружины
ваемом диапазоне средних частот вращения грузы, преодолевая сум-
марное усилие пружин 17 и 21 (рис. 6.3, б), перемещаются на 0,3—
1 мм. Этим при предельно правом положении рычага 4 (рис. 6.3, а)
осуществляется автоматическая коррекция подачи топлива, т. е. обе-
спечивается снижение крутящего момента с ростом частоты вращения
(см. также § 5.1 и гл. 7). Степень коррекции можно изменить с по-
мощью регулировочных шайб 20 и жесткости пружины корректора 21.
Зависимости hp = f(n) для различных положений педали управления
Рис. 6.4. Перемещение рейки топливного насоса в функ-
ции частоты вращения для двух- (а) и всережимного (6)
регулятора
176
представлены пологими участками графиков 0—3 на рис. 6.4, а. За-
висимости крутящего момента и мощности дизеля для четырех по-
ложений педали управления показаны на рис. 6.5, а (кривыми 1—4).
При п выше номинального значения усилие грузов оказывается
достаточным для преодоления также усилий пружин 18 максимальной
Рис. 6.5. Скоростные характеристики дизелей, оборудо-
ванных двух- (о) и всережимным (б) регуляторами
частоты вращения. Соответствующее перемещение грузов через сис-
тему рычагов передается рейке топливного насоса, обеспечивая умень-
шение подачи топлива и ограничение максимальной частоты вращения
холостого хода. Этому соответствуют диапазон частот вращения 7 и
правые ветви графиков 0—3 на рис. 6.4, а. Зависимости крутящего
момента и мощности для рассматриваемого диапазона частот вра-
щения показаны ветвями 5—8 на рис. 6.5, а. В конструкции регуля-
177
тора предусмотрен упругий упор 10 для увеличения подачи топлива
при пуске дизеля. Устройство передающих рычагов обеспечивает
изменение передаточного отношения между муфтой регулятора
и рейкой топливного насоса при изменении положения педали уп-
равления, с тем чтобы получить практически одинаковую макси-
Рис. 6.6. Схемы работы всережимного регулятора:
а — режим пуска; б — режим холостого хода; в — номинальный
режим, начало коррекции; г — режим остановки с помощью спе-
циального рычага; П — пуск; ПН — полная нагрузка; XX — холо-
стой ХОД; О — остановка
мальную частоту вращения холостого хода при всех положениях
педали у пр авлен ия.
На рис. 6.6, а—г показаны схемы современного всережимного ре-
гулятора, на рис. 6.4, б — положения (йр) регулирующего органа при
различных положениях органа управления и частотах вращения,
а на рис. 6.5, б — статические характеристики дизеля, оборудован-
ного всережимным регулятором.
Здесь также на регулятор возложены дополнительно функции обо-
гащения смеси при пуске и коррекции скоростной характеристики.
При пуске (рис. 6.6, ,с) рычаг управления 3 находится в левом поло-
жении, а промежуточный рычаг 7 прижат главной пружиной
178
1 регулятора к упору максимальной подачи 10. Так как частота вра-
щения мала, грузы 13 опущены. Усилием пусковой пружины 4 регу-
лирующий рычаг 5 и муфта 12 перемещены в крайнее левое положе-
ние В крайнем левом положении находится и рейка 2 насоса, что
обеспечивает пусковое обогащение,
рычага управления 3 с плечом 14
и устройством для натяжения пру-
жины (рис. 6.6, б) главная пружи-
на 1 регулятора не натянута, ра-
ботает лишь слабая пружина хо-
лостого хода 8. Равенство усилий
грузов и пружины холостого хода
достигается при достаточно боль-
шом отклонении вправо рычагов
5, 6, 7 и муфты 12. При этом обес-
печивается подача, соответствую-
щая минимальной частоте враще-
ния холостого хода.
На рис. 6.6, в показана схема
регулятора при действующем кор-
ректоре подачи топлива по ско-
ростной характеристике. Умень-
шение частоты вращения ниже
номинальной при крайнем левом
положении рычага управления 3
приводит к перемещению влево
рычагов 5, 6, 7 под действием дис-
баланса усилий пружин и грузов.
При этом сжимается пружина кор-
ректора 9, обеспечивается некото-
При крайнем правом положении
Рис. 6.7. Схема корректора подачи
топлива
рое дополнительное перемещение
рейки в направлении увеличения подачи топлива (ветвь О, зона 6
перемещения рейки на рис. 6.4, б) и достигается необходимый запас
крутящего момента (ветвь 1 на рис. 6.5, б). Регулированием усилия
пружины 9 можно изменять степень коррекции, обеспечивая большее
ее соответствие характеру изменения с частотой вращения массового
наполнения в конкретном дизеле.
На рис. 6.7 показана схема еще одного корректора подачи топлива,
широко применяемого на тракторных дизелях. В этом корректоре уве-
личение цикловой подачи достигается дополнительным перемещением
рейки 1 топливного насоса. Положение рычагов регулятора на номи-
нальном режиме работы топливной системы показано на рисунке
сплошными линиями. Рычаг управления 7, сидящий на валу 10, на-
ходится на упоре 8 полной подачи топлива. При этом положении оси
рычагов 7 и 9 совпадают, так как их взаимному отклонению препят-
ствует пружина 11 корректора (рычаги 7 и 9 расположены друг за
другом в разных плоскостях). Болт 4 вилки 5 упирается в поверх-
ность призмы 3 корректора. При уменьшении частоты вращения ку-
лачкового вала насоса сила пружины регулятора/7! становится больше
179
усилия грузов F2 и подвижная муфта 6 регулятора начинает смещаться
вправо, заставляя перемещаться вилку 5 и поворачиваться рычаг 9.
Последний при этом преодолевает сопротивление пружины 11. Болт
4 вилки 5 скользит по наклонной поверхности призмы 3 вверх и впе-
ред. В результате тяга 2 смещает рейку 1 топливного насоса на ве-
личину Д/ip в сторону увеличения подачи. Положение рычагов и рей-
ки при корректировании показано штриховой линией. На частичных
подачах болт 4 не касается призмы 3 и корректор не работает.
При каждом из положений рычага управления 3 (см. рис. 6.6)
начиная с определенной частоты вращения по мере ее увеличения
обеспечиваются перемещение регулирующего органа в направлении
уменьшения подачи (ветви 1—4 на рис. 6.4, б) и соответствующее
снижение крутящего момента и мощности дизеля (ветви 2—6 на
рис. 6.5, б; графики 6 соответствуют крайнему левому положению
рычага 3).
На рис. 6.6, г показана схема регулятора после выключения по-
дачи топлива с помощью рычага 11, поворот которого вызывает пере-
мещение нижнего шарнира регулирующего рычага 5. При этом верх-
нее плечо рычага отклоняется вправо, вызывая выключение подачи
топлива насосом.
Кроме механических иногда применяют пневматические и гидрав-
лические чувствительные элементы, тогда соответственно регуляторы
называют пневматическими и гидравлическими.
В пневматическом регуляторе для управления положением рейки
топливного насоса используют зависимость разрежения во впускном
трубопроводе от частоты вращения. На рис. 6.8 показан пневматиче-
ский регулятор, установленный на торце топливного насоса. При его
использовании во всасывающем трубопроводе после воздушного
фильтра устанавливают патрубок с диффузором и дроссельной заслон-
кой.
Разрежение из участка всасывающего трубопровода, расположен-
ного после заслонки, передается по трубке в вакуумную камеру 4
справа от диафрагмы 8. Перемещению диафрагмы и связанной с ней
рейки топливного насоса 3 вправо (вызывающему уменьшение подачи
топлива) препятствует пружина 5 регулятора. Прикрытие дроссель-
ной заслонки (на рис. 6.8 не показана) приводит к увеличению раз-
режения во впускном трубопроводе, в результате перемещение диа-
фрагмы и рейки начинается при меныней частоте вращения. Таким
образом обеспечивается всережимность регулятора. Атмосферная
камера 1 соединена с впускным трубопроводом в точке между фильт-
ром и заслонкой. Этим достигают меньшую зависимость настройки
регулятора от степени засорения воздушного фильтра. В регуляторе
предусмотрена дополнительная пружина 6 для обеспечения частоты
вращения холостого хода, имеющая перемещающийся в зависимости
от регулируемого режима (с помощью кулачка 7) упор, а также под-
пружиненный упор 2 максимальной подачи, с помощью которого
обеспечивается коррекция подачи топлива при работе по скоростной
характеристике. Перемещением этого же упора вручную против часо-
вой стрелки достигается необходимое увеличение подачи топлива при
пуске, а по часовой стрелке — выключение подачи топлива. Наиболь-
шая подача топлива ограничивается положением винта 9. К недостат-
кам пневматических регуляторов относится уменьшение наполнения
двигателя в результате увеличения сопротивления впускной системы.
На рис. 6.9 представлена схема гидравлического регулятора,
предназначенного для распределительного топливного насоса с дози-
рованием дросселированием на всасывании.
При увеличении частоты вращения давление топлива в канале В,
создаваемое шестеренчатым насосом 4, возрастает, груз-золотник 2
смещается по радиусу от оси вращения. В результате увеличивается
давление топлива в полости А и рабочем цилиндре 6 регулятора. При
этом поршень 9 перемещается вправо, сжимает пружину 10 и повод-
ком 8 поворачивает регулирующий орган 7 топливного насоса в сто-
рону уменьшения подачи топлива. Диапазон регулируемых частот
изменяется с помощью рычага управления 12 путем увеличения или
уменьшения предварительной деформации пружины 10. Наличие в
регуляторе груза-золотника 2, который при уменьшении или увели-
чении вязкости топлива автоматически изменяет проходные сечения
каналов Б и В так, что давление топлива в полости А оказывается за-
висящим только от частоты вращения, обеспечивает независимость
настройки регулятора от вязкости рабочей жидкости, т. е. от ее тем-
пературы.
Статика регулирования. Регуляторная ветвь скоростной характе-
ристики представляет собой зависимость параметров двигателя от
181
частоты вращения при конкретной настройке регулятора, определен-
ную как совокупность установившихся режимов, каждый из которых
задается определенной нагрузкой. Вид регуляторной ветви скорост-
ной характеристики зависит от ряда факторов, из которых основными
являются: статическая характеристика собственно регулятора, ха-
рактеристика механической передачи от муфты чувствительного эле-
мента регулятора к регулирующему органу, характеристика топлив-
Рис. 6.9. Схема гидравлического всережимного регулятора
с грузом-золотником:
Л — внутренняя полость ротора; Б — выпускной канал; В — впускной
канал: Г — топливный канал; 1 — ротор; 2 груз-золотник; 3 — пру-
жина; 4 — подкачивающий насос; 5 — перепускной канал; 6 — цилиндр
регулятора; 7 — дозирующий орган; 8 — поводок; 9 — поршень; 10 —
пружина регулятора; /7-—топливный насос; 12 — рычаг управления
ной системы двигателя и одна из статических характеристик двига-
теля.
Под статической характеристикой регулятора понимают зависи-
мость между угловой скоростью грузов регулятора и координатой
положения муфты. Определить статическую характеристику регу-
лятора можно следующим образом. Введем обозначения: — теку-
щее значение угловой скорости грузов; у — текущее значение коорди-
наты положения муфты, причем у = 0 при холостом ходе двигателя;
Упол — полное перемещение муфты.
Момент центробежных сил грузов (рис. 6.10, М = rybmt!\„
откуда приведенный радиус r,t = М/(Ьта>1), где М/Ь — усилие от
центробежных сил грузов, приведенное к муфте; т — масса грузов.
Имея размеры регулятора, можно рассчитать зависимость гу =
= f(y), которую называют характеристикой грузов. В общем случае
она нелинейна, что связано с особенностями конструкции чувстви-
тельного элемента. На рис. 6.10, б показан примерный вид характе-
ристики грузов. Здесь qcp — величина подкасательной при среднем
положении муфты регулятора.
182
Поддерживающая сила Е регулятора представляет собой приве-
денную к оси муфты суммарную силу пружин регулятора (силой
тяжести грузов ввиду ее малости пренебрегаем). Зависимость под-
держивающей силы от хода муфты Е = f(y) называют приведенной
характеристикой пружин регулятора. В общем случае она также не-
линейна. При использовании пружины постоянной жесткости нели-
нейность может быть связана, например, с изменением плеча при-
Рис. 6.10. К получению статической характеристики регулятора:
а — схема чувствительного элемента; б — характеристика грузов; в — характерно гика пру-
жин; г — характеристика регулятора
ведения усилия пружины к оси муфты. На рис. 6.10, а показан при-
мерный вид приведенной характеристики пружин регулятора. Здесь
/ср — величина подкасательной при среднем положении муфты ре-
гулятора. В положении равновесия Е = откуда
<ор = ]/ ЕЦтГу). (6.3)
На рис. 6.10, г показана статическая характеристика регулятора.
Основные параметры статической характеристики регулятора — мест-
ная и общая степени неравномерности. Местной степенью неравно-
мерности называют величину
= — (йо,р/°)рт)/(а''//'/пол). (6-4)
где сорт — некоторое среднее значение угловой скорости.
Часто принимают соР№ = (<ор.х.х + а)р.Л10л)/2, где <ор.х.х — уг-
18с
ловая скорость грузов при холостом ходе; <ор.пол — угловая скорость
грузов при полной нагрузке.
Под общей степенью неравномерности понимают величину
(^р-х-х <’)рпол)/<’)р'и' (6.5)
После преобразования (6.4) можно представить в следующем виде:
Sy = 0,5г/пол [(1/Е) (dE/dy) — (l/ry) (dry/dy)]. (6.6)
Так как подкасательные / = E/(dE/dy) и q = rul(drvldy), то 6 =
= 0,5 Упол(П/ — W-
Можно доказать также, что приближенно общая степень неравно-
мерности 8 = 0,5 «/пол(1//Ср — 1/<7ср)- По (6.6) можно определить
значение местной степени неравномерности для каждого положения
муфты чувствительного элемента.
В двигателях с количественным регулированием (например, кар-
бюраторных двигателях) неуравновешенность регулирующего орга-
на* значительна и приведенные уравнения (6.3), (6.6) оказываются
несправедливыми. При применении регуляторов прямого действия
для этих двигателей необходимо воспользоваться рекомендация-
ми [17].
Характеристика механической передачи от муфты чувствительного
элемента к регулирующему органу определяется размерами передачи
и строится в виде зависимости передаточного отношения от хода
муфты. Часто можно принять передаточное отношение постоянным.
Характеристики изменения цикловой подачи топлива в зависимос-
ти от частоты вращения и положения регулирующего органа рассмот-
рены в § 5.1.
На вид регуляторной характеристики двигателя оказывает влия-
ние одна из статических характеристик двигателя — зависимость
крутящего момента или мощности от количества подаваемого топлива
или смеси. Ее определяют опытным путем или ориентируются на дан-
ные, полученные для аналогичных двигателей.
Чтобы определить общую степень неравномерности системы ре-
гулирования по цикловым подачам при холостом ходе и полной на-
грузке, пользуясь характеристиками V ц = f(hv), находят соответ-
ствующие положения регулирующего органа. Затем по характеристике
механической передачи от муфты чувствительного элемента регуля-
тора к регулирующему органу находят крайние положения муфты
регулятора и рассчитывают степень неравномерности по (6.5) или (6.6),
используя характеристики грузов, и пружин (рис. 6.10, б, в).
Проанализируем работу системы регулирования со всережимным
регулятором при линейных характеристиках грузов и пружин, когда
8 = 8у. При изменении положения органа управления возможны
в зависимости от конструкции регулятора два случая:
1) dE/dy = idem при всех положениях органа управления;
2) dE/dy^= idem.
* Неуравновешенными считаются регулирующие органы, на которые дей-
ствуют силы (моменты), возникающие при их взаимодействии с топливом,
(смесью), расход которого (который) они регулируют.
184
Первый случай имеет место в регуляторах с неизменным положе-
нием пружины постоянной жесткости. При этом для всех положений
органа управления в уравнении (6.6) dE/dy, ry, drv/dy и прак-
тически одинаковы и 8 возрастает при уменьшении поддерживающей
силы регулятор (ср..например, ветви 2 и 6 на рис. 6.5, б). Если по
мере уменьшения поддерживающей силы (поворот рычага 3 вправо,
см. рис. 6.6) изменять положение пружины так, чтобы уменьшалась
также приведенная жесткость пружины (второй случай), то можно
достигнуть меньшего роста степени неравномерности при уменьшении
натяга пружины регулятора, а следовательно, уменьшения диапазона
регулируемых частот вращения. Это способствует расширению поля
режимов, которое можно реализовать при работе двигателя с все-
режимным регулятором. Именно такой принцип использован в ре-
гуляторе, схема которого рассмотрена ранее.
Существенное значение имеет степень нечувствительности системы
регулирования к изменению частоты вращения, оцениваемая отно-
сительным значением наибольшей ширины зоны нечувствительности
регулятора.
Степень нечувствительности
^неч ~
где о" —<о' — интервал угловых скоростей вала двигателя, в котором
регулирующий орган остается неподвижным вследствие наличия сил
сухого трения в системе; <ат — среднее значение угловой скорости;
Rp — результирующая сила сухого трения в системе, приведенная
к муфте регулятора.
По данным В. И. Крутова [13], для каждого конкретного топлив-
ного насоса по мере снижения частоты вращения сила сопротивления
перемещению рейки растет. При этом одновременно уменьшается
поддерживающая сила регулятора. В итоге при снижении частоты вра-
щения степень нечувствительности возрастает.
Динамика регулирования. Динамические процессы, происходящие
в системе регулирования, описываются в общем случае нелинейными
дифференциальными уравнениями высоких порядков, анализ которых
приводится в специальных курсах [12, 13]. Здесь рассмотрим лишь
наиболее простую линеаризованную задачу применительно к регуля-
торной ветви скоростной характеристики. Ее решение дает возможность
оценить устойчивость системы при малых ее возмущениях (возмуще-
ния системы могут создаваться при изменении внешней нагрузки,
воздействии на регулирующий орган и т. д.). Приближенно оно спра-
ведливо для процессов движения регулятора в пределах всего хода
муфты чувствительного элемента.
Если пренебречь силами сухого трения, то дифференциальное
уравнение движения механизма регулятора при уравновешенном
регулирующем органе
тПр (d2ij/dt2) 4- й (dy/dt) 4- Е — А= 0, (6.7)
где тпр — приведенная к муфте чувствительного элемента масса под-
185
вижных деталей регулятора, регулирующего органа и его привода;
т — время; А — гут — инерционный коэффициент регулятора; & —
фактор торможения системы регулирования.
Первый член уравнения (6.7) представляет собой силу инерции,
второй — силу вязкостного трения. Введем относительные отклоне-
ния: т] = (f/—«/о)/Упол, фр = («Р—«Ро)/«ро = («—<оо)/<оо. Здесь <ор
и <о — соответственно угловые скорости грузов (вала регулятора)
и коленчатого вала двигателя. Индексом 0 обозначены значения
величии при некотором равновесном состоянии регулятора.
Представим Е как Ео + АЕ или приближенно Е = Ео 4-
4- (dE/dy)0(y—у0). Тогда Е = Ео + (АЕ/Ау)и]уоол. Представим А (ор
как Л0о)ро+А(Лй<Орс) или Ле<о^о + <о^)АЛо + 2Ло<йроА(орО. Приближен-
но АЛ0 = (dAldy)a(y—у0) и Люр = ЛосорО + <о£о(сИ/сй/)0т]г/пол 4-
4- 2Лоо)рйфр. Подставив полученные выражения в (6.7) и учитывая,
что Ео = Л0<ор0; dy/dx = yu0„(dt]/dx)-, d2y/dx2 = ^noa(d2rj/dT2),
получим
^пр^пол ^W^T2) 4- йг/пол (tty/dx) 4- [(dE/dy)0 —
— o)20 (dA/dy)0] yBO„rq — 2w2^otpp = 0.
Разделив все члены этого равенства на 2Ло<Оро, получим в оконча-
тельном виде уравнение регулятора:
Tr (d2rt/dx2) + Тк (drttfdx) 4- 8^ — tpp = 0, (6.8)
где Тг — Щпр1/пол/(2Л0<оро), Тк — ^пол/(2Л0<оро).
Если (6.8) применяют для описания движения регулятора в пре-
делах всего хода его муфты, то используют средние по ходу муфты
значения Тг, Тк и 8Й.
При положении муфты регулятора у0 момент Л4К = Мс и система
находится в равновесии. Вывести ее из равновесия можно, например,
перемещением муфты регулятора в положение у или изменением
внешней нагрузки до величины, при которой равновесное состояние
системы достигается в положении муфты регулятора у. Приняв ли-
нейную зависимость крутящего момента от положения муфты, можно
выразить в первом приближении разность моментов, под действием
которой происходит ускорение или замедление коленчатого вала дви-
гателя, какЛ4и пол(#о—У)/Утг. и написать дифференциальное уравнение
вращения коленчатого вала двигателя:
J (dto/dx) = ^К.ПОл(Уо У)/Упол’
где J — приведенный к коленчатому валу момент инерции двигателя
и связанных с ним агрегатов потребителя.
Учитывая, что dta/dx — a0(d(f>p/dx), и вводя понятие времени раз-
гона двигателя Та = J<оо/7ИК.ПОЛ, получим
(dqp/dx) = — т). (6.9)
186
Исключая из (6.8) и (6.9) переменную <рр получим уравнение, опре-
деляющее движение муфты регулятора в процессе регулирования:
TaT2r + ТаТк (cP^/dx2) + 8Га (dij/dx) ф 1) - 0.
Введем безразмерное время
е = т/ )/ТД'2 ; dx = de Т.Д2 ;
d2z = d26 V TlT4r ; d3x = (РВТД*,
с учетом которого получим
d^/dV3 + X (d\/d№) + Y (dri/dG) + tj = 0. (6.10)
Здесь X = (TJ T,.) VTjTr и Y = 8 ft T2JT2 —
— безразмерные параметры, введенные проф. И. А. Вышнеградским,
характеризующие качество процесса регулирования.
Если подставить в (6.10) частное решение вида ц = ежв, то для
определения w получим характеристическое уравнение
w3 4- Хш2 + Yw + 1 = 0. (6.Н)
Таким образом, анализ дифференциального уравнения сведен к
анализу алгебраического уравнения третьей степени. На рис. 6.11, a
приведена диаграмма И. А. Вышнеградского, являющаяся наглядным
графическим изображением результатов анализа.
1. Если ХУ < 1, то (6.11) имеет два комплексно-сопряженных
корня с положительной вещественной частью; следовательно, оно
имеет решение, нарастающее по времени (рис. 6.11, б). Это означает
что система динамически неустойчива. Соответствующая область со-
четания значений X и Y на рис. 6.11, а обозначена Н, а гипербола
XY — 1 представлена кривой 1.
2. Если Х2У2 — 4(Х3 + У3) + 18ХГ — 27 > 0, то (6.11) имеет
корни вещественные и отрицательные, при этом процесс регулирова-
ния апериодичен. После резкого уменьшения нагрузки муфта регуля-
тора движется в одном направлении, приближаясь к новому равно-
весному значению (рис. 6.11, б). Угловая скорость коленчатого вала
двигателя возрастает, асимптотически приближаясь к новому уста-
новившемуся значению. Е1а рис. 6.11 соответствующая область обо-
значена А и находится между двух ветвей кривой 2, сходящихся при
X = 3 и У = 3.
3. При значениях X и У, находящихся в области АХ, лежащей
между левой ветвью кривой 2 и кривой 3, уравнение которой 2Х3 —
—- 9XY 4 27 = 0, процесс регулирования также апериодичен, но
значения перемещения муфты и угловой скорости асимптотически
приближаются к равновесному состоянию при незначительных ко-
лебаниях (рис. 6.11,6).
4. В области ЭХ получается затухающий колебательный процесс.
При этом муфта регулятора, совершая затухающие колебания, много-
187
кратно переходит через Новое положение равновесия (рис. 6.11,6),
аналогично и <ор колеблется многократно, принимая значение, соот-
ветствующее новому режиму.
Практические выводы из анализа можно сформулировать следую-
щим образом. Увеличение степени неравномерности 8 способствует
переходу процесса регулирования из колебательного в апериодиче-
ский. Увеличение силы вязкого трения до определенного предела
Рис. 6.11. К анализу устойчивости системы регу-
лирования:
а — диаграмма И. А. Вышнеградского; б — характер перемеще-
ния муф1ы регулятора в функции времени при различных со-
четаниях значений критериев И. А. Вышиеградского
положительно влияет на устойчивость. Если Y < 2,4, то при всех
значениях X процесс остается колебательным. Если же К > 2,4, то
существует интервал значений X, при которых процесс апериодичен.
Поэтому на практике всегда необходимо обеспечивать V > 2,4.
При уменьшении массы подвижных деталей, например, за счет
облегчения деталей регулирующего органа и его привода или умень-
шения передаточного отношения между муфтой и регулирующим
органом точка, изображающая качество процесса регулирования, дви-
жется на диаграмме Вышнеградского вправо по одной из парабол
Y2/X = const. Уменьшением инерции регулятора всегда можно
обеспечить устойчивость, но апериодичным процесс может быть лишь
при достаточно больших значениях ¥2/Х.
ГЛАВА 7
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ПРИ РАБОТЕ
НА УСТАНОВИВШИХСЯ РЕЖИМАХ
Мощностные и экономические показатели двигателей (особенно
удельные мощностные и экономические показатели), а также показа-
тели, характеризующие статические и динамические нагрузки на де-
тали, их тепловую напряженность, шумоизлучение, дымность и ток-
сичность, оказывают существенное влияние на эксплуатационные ха-
рактеристики приводимых ими машин. По показателям оценивают
эксплуатационные характеристики двигателей и степень их конст-
руктивного совершенства. С использованием значений показателей
регулируют системы, механизмы двигателя, определяют его техни-
ческое состояние, оценивают качество производства и ремонта. Нако-
нец, именно по показателям двигателя устанавливают соответствие
его тому или иному назначению.
Двигатели строительных и дорожных машин работают, как прави-
ло, при неустановившихся режимах, т. е. при переменных нагрузках,
частотах вращения и переменной температуре деталей. Изучение по-
казателей двигателей при неустановившихся режимах сопряжено с
большими трудностями. К тому же показатели при неустановившихся
режимах определяются в большой степени показателями работы на
установившихся режимах. Вследствие этого важной задачей является
экспериментальное определение показателей двигателя при устано-
вившихся режимах в пределах всего поля эксплуатационных режимов.
Результаты определения показателей работы двигателей наиболее
наглядно представляются в виде графиков их зависимости от одного
из параметров, характеризующих режим работы двигателя (частота
вращения, нагрузка, температура охлаждающей жидкости), его ре-
гулировки (состав смеси и опережение зажигания в карбюраторном
двигателе, опережение впрыскивания в дизеле, состояние воздуха
перед впускными и за выпускными органами). Такие зависимости на-
зываются характеристиками двигателя.
В зависимости от назначения на характеристике изображают не
только эффективные мощностные и экономические показатели двига-
теля, но также показатели действительного цикла (pf, gt), параметры
индикаторных диаграмм lpz, (Ap/Aq>)rnax, Z и др.], концентрация
токсичных компонентов, сажесодержание, температуры отработав-
ших газов и характерных зон деталей, определяющие надежность
работы двигателя, параметры перед впускными и за выпускными ор-
ганами, значения коэффициентов наполнения и избытка воздуха, ха-
рактеристики шума и вибраций и пр.
Характеристики двигателей при установившихся режимах опре-
деляют на специальных стендах, снабженных тормозами, способными
поглощать энергию, развиваемую двигателем в пределах всего поля
режимов работы, и специальной измерительной аппаратурой.
Методы стендовых испытаний регламентируют государственные
стандарты: ГОСТ 18509—80 «Дизели тракторные и комбайновые»,
ГОСТ 14846—81 «Двигатели автомобильные». ГОСТ 19025—73 со-
189
держит нормы и методы измерения дымности отработавших газов
автомобильных дизелей.
Нагрузочная характеристика дизеля. Нагрузочные характеристики
определяют при различных, постоянных для каждой характеристики
частотах вращения последовательным увеличением подачи топлива
в пределах изменения нагрузки от нуля до соответствующей полной
подачи или подачи, больше полной.
При определении нагрузочной характеристики дизеля отъединя-
ют регулятор частоты вращения и ограничитель подачи топлива. На-
грузочные характеристики дают представление об изменении показа-
телей двигателя в зависимости от внешней нагрузки при постоянной
частоте вращения.
По сериям нагрузочных характеристик дизеля можно построить
его скоростные, регулировочные и многопараметровые характеристи-
ки. На рис. 7.1, а, б приведены нагрузочные характеристики дизеля.
В дизеле повышение вырабатываемой механической энергии, требуе-
мое при росте внешней нагрузки, достигается увеличением подачи
топлива в цилиндр (см. графики часового расхода топлива GT на
рис. 7.1). На дизеле без наддува (рис. 7.1, а) подача воздуха не ре-
гулируется. Количество воздуха, поступающего в цилиндр, с ростом
нагрузки в небольшой мере (тем меньшей, чем выше частота враще-
ния) снижается в основном из-за увеличения подогрева заряда в про-
цессе впуска. Последнее связано с увеличением температуры деталей.
Уменьшение расхода воздуха можно проследить по снижению коэффи-
циента наполнения т>, которое обычно не превышает 8—10%. Увели-
чение подачи топлива и понижение расхода воздуха имеют следствием
уменьшение коэффициента избытка воздуха и ухудшение теплоис-
пользования (увеличение gt). Небольшое увеличение gt может иметь
место также в зоне нагрузок, близких к холостому ходу (в зоне боль-
ших значений коэффициента избытка воздуха а). Широкий диапазон
изменения состава смеси при изменении нагрузки иллюстрирует один
из основных классификационных признаков дизеля — качественное
регулирование.
В дизеле с газотурбинным наддувом (рис. 7.1, б) при росте нагруз-
ки увеличиваются давление и температура воздуха перед впускными
органами и подача воздуха в цилиндр GB. Это связано с увеличением
теплосодержания и располагаемой энергии отработавших газов,
следствием чего является увеличение частоты вращения турбокомп-
рессора пт. В результате увеличения рк* и tK (последнее особенно за-
метно при отсутствии охлаждения воздуха после компрессора) сни-
жение коэффициента наполнения с ростом нагрузки менее выражено,
чем на дизеле без наддува. При отсутствии промежуточного охлажде-
ния коэффициент наполнения в дизеле с наддувом может даже расти
при увеличении нагрузки.
Увеличение подачи воздуха с ростом нагрузки в дизеле с наддувом
происходит в существенно меньшей степени, чем увеличение подачи
* На рис. 7.1, б приведены зависимости от мощности среднего по времени
избыточного давления перед впускным Дрк и за выпускными Дрр органами.
190
Рис. 7.1. Нагрузочные
характеристики дизеля:
а — без наддува. п= 1400 мнн—б — с наддувом, п=*1250 мнн—1
топлива. Поэтому и здесь имеет место широкий диапазон изменения
коэффициента избытка воздуха при изменении нагрузки. Уменьшение
а с ростом нагрузки выражает увеличение подачи топлива на единицу
количества рабочего тела. В результате увеличивается выделение
теплоты на единицу количества рабочего тела. Это является основной
причиной увеличения температуры и давления заряда с ростом на-
грузки, в том числе их максимальных значений, значений в период от-
крытия выпускных органов и в выпускном трубопроводе перед тур-
биной (trr, рТг). Одновременно увеличивается дымность (Д’) отра-
ботавших газов, возрастает интенсивность и длительность излучения
пламени. Все это имеет следствием существенное увеличение тепло-
вых потоков, передаваемых от рабочего тела к окружающим его де-
талям, и температуры последних. При этом увеличивается тепловая
напряженность двигателя, которая является одним из основных фак-
торов, определяющих надежность его работы. При определении нагру-
зочной характеристики устанавливается наибольшее значение внеш-
ней нагрузки, при которой температура характерных зон деталей не
превышает установленных практикой допустимых значений.
Как уже отмечалось, при холостом ходе механический к. п. д. ра-
вен нулю. По мере увеличения нагрузки механический к. п. д. qM рас-
тет и соответственно удельный эффективный расход топлива снижает-
ся. В зоне малых нагрузок снижению удельного эффективного расхода
топлива может способствовать также улучшение теплоиспользования
с ростом нагрузки (см. § 3.1). При дальнейшем увеличении нагрузки
ge начинает расти из-за преобладающего влияния ухудшающегося
теплоиспользования [напомним, что ge ж 1/(т)Р]м)1- Увеличение на-
грузки (см. рис. 7.1, а) сопровождается повышением дымности от-
работавших газов. При определенной нагрузке (подаче топлива)
дымность отработавших газов К достигает предельно допустимого
значения Если полученная по пределу дымления нагрузка боль-
ше, чем нагрузка, при которой достигается предельно допустимая
температура деталей, то предельно допустимая для каждой из частот
вращения внешняя нагрузка (полная нагрузка) определяется по пре-
делу дымления. В противном случае нагрузка ограничивается тепло-
вой напряженностью. Максимум выхода оксидов азота обычно имеет
место при нагрузке, несколько меньшей полной.
Регулировочная характеристика дизеля по углу опережения впрыс-
кивания. Регулировочные характеристики определяют для ряда час-
тот вращения и подач топлива с использованием нагрузочных харак-
теристик, снятых при различных углах опережения впрыскивания.
Они позволяют выбрать наиболее целесообразный характер изменения
начала впрыскивания топлива при изменении частоты вращения и
нагрузки. Полученные сведения используются, в частности, при раз-
работке автомата угла опережения впрыскивания, имеющегося на
дизелях, работающих в широком диапазоне частот вращения.
На рис. 3.2, а ранее рассмотрено влияние 6О.ВП на экономичность
действительного цикла, параметры индикаторной диаграммы и темпе-
ратуру деталей. На рис. 7.2 приведена регулировочная характерис-
тика по углу опережения впрыскивания, дающая ряд дополнительных
192
сведений. Отметим, в частности, что минимальное значение удельного
эффективного расхода топлива достигается при несколько меньшем
значении 6о.вп. чем минимальное значение удельного индикаторного
расхода топлива gimin, в связи со снижением цм по мере увеличения
6о.вп из-за роста нагрузок на детали. Более раннее начало
впрыскивания топлива имеет следствием заметное увеличение
содержания оксидов азота,
одновременно снижается
содержание сажи. Это свя-
зано с тем, что при более
раннем впрыскивании на-
чальные порции топлива
попадают в среду с мень-
шей температурой и давле-
нием. В результате удли-
няется период задержки
воспламенения, увеличива-
ется количество топлива,
сгорающего вследствие объ-
емного самовоспламенения,
повышаются температуры
в зоне горения. Нередко
в качестве оптимального
6о.вп выбирают значение,
меньшее того, при котором
достигается gemin, не только
в связи с отмеченным ранее
снижением механических
и тепловых нагрузок на
детали, но и с целью умень-
шения содержания оксидов
азота. Возможно это в том
случае, если уменьшение
б0.яп не влечет за собой
увеличения содержания
сажи выше допустимого
Рис. 7.2. Регулировочная характеристика ди-
зеля по углу опережения впрыскивания
предела.
Регулировочная характеристика карбюраторного двигателя по уг-
лу опережения зажигания. Эта характеристика устанавливает зависи-
мость мощности и экономичности двигателя от угла опережения зажи-
гания, она может быть получена, если изменять 6О,3 при постоянных
частоте вращения, положении дроссельной заслонки и составе смеси
(часовом расходе топлива). Регулировочные характеристики по 6О.3
позволяют найти наивыгоднейшее значение угла опережения зажи-
гания для каждого нагрузочного и скоростного режимов двигателя
при любой регулировке карбюратора. По этим данным обычно выбира-
ют характеристики автоматов опережения зажигания.
Как следует из графиков на рис. 7.3, изменение Ne и ge в зависи-
мости от 6о.з имеет обратный характер, что объясняется постоянством
7—686
193
величины GT. По этой причине максимума мощности и минимума
удельного расхода топлива достигают при одном и том же угле опере-
жения зажигания, который называют наивыгоднейшим или опти-
мальным (6в.э.опт). При оптимальном опережении зажигания
теплоиспользование оказывается наилучшим. Зажигание называют
поздним, если 6Й.3 < 6о.з.опт; в этом случае сгорание происходит
слишком поздно, на такте расширения, в результате уменьшается
степень расширения и возрастают теплопотери в систему охлаждения
и с отработавшими газами. Чрез-
мерно позднее зажигание может
привести к перегреву двигателя.
Раннее зажигание (6о.з > 6о.з.0пт)
приводит к росту максимального
давления и температуры цикла,
жесткости сгорания, а также рабо-
ты сжатия, что влечет за собой
увеличение потерь теплоты в сис-
тему охлаждения, на трение в
двигателе и с утечками газа через
поршневые кольца. С увеличением
бо.з сильно возрастает образование
оксидов азота. При полном откры-
тии дроссельной заслонки раннее
зажигание может вызывать дето-
Рис. 7.3. Регулировочная характе-
ристика карбюраторного двигателя С увеличением частоты враще-
по углу опережения зажигания ния общая длительность сгорания
возрастает, что требует соответ-
ствующего увеличения б0.3.опт, ко-
торое осуществляет центробежный автомат опережения зажигания.
Затягивание процесса сгорания по мере уменьшения нагрузки при
неизменной частоте вращения также требует увеличения 60.3.епт,
что обеспечивается работой вакуумного автомата опережения за-
жигания.
Регулировочная характеристика карбюраторного двигателя по сос-
таву смеси. Регулировочной характеристикой карбюраторного дви-
гателя по составу смеси называют зависимость мощности (или ре)
и удельного эффективного расхода топлива от состава горючей смеси
(или часового расхода топлива). Эта характеристика получается при
постоянных частоте вращения и положении дроссельной заслонки,
а также при наивыгоднейших для каждого режима углах опережения
зажигания. Состав смеси (расход топлива) при получении регулиро-
вочных характеристик варьируется с помощью специальной конусной
иглы, изменяющей проходное сечение в главном жиклере, или изме-
нением давления воздуха в поплавковой камере карбюратора.
Регулировочные характеристики по составу смеси широко ис-
пользуют при выборе регулировок карбюратора и для определения
наивысших мощностных и экономических показателей при разных
сочетаниях положения дроссельной заслонки и частоты вращения.
194
На рис. 7.4 показана регулировочная характеристика, получен-
ная при полном открытии дроссельной заслонки. Максимум мощности
и минимум удельного расхода топлива всегда получаются при разном
составе смеси, называемом соответственно мощностным (ам) и экономи-
ческим (аэк).
При ам во время сгорания выделяется наибольшее количество
теплоты, так как из-за недостаточной гомогенности смеси использо-
вания всего воздуха можно достичь лишь при некотором избытке топ-
лива в смеси. Кроме того,
при небольшом обогащении
смеси уменьшаются потери
теплоты на диссоциацию
продуктов сгорания, а ско-
рость сгорания и коэффи-
циент молекулярного изме-
нения возрастают. При
а < ам мощность снижа-
ется главным образом из-
за больших потерь тепло-
ты вследствие химической
неполноты сгорания топ-
лива. При а > ам мощ-
ность уменьшается, так как
с топливом в цилиндры
вводится все меньшее ко-
личество теплоты, но теп-
лоиспользование улучша-
Рис. 7.4. Регулировочная характеристика
карбюраторного двигателя по составу смеси
(полностью открытая дроссельная заслонка,
п = 1500 мин-1)
ется, что и служит причи-
ной снижения ge вплоть до
достижения gemin при аэк,
хотя при этом имеет мес-
то падение величины т]м.
Если же а > аэк, то ge вновь возрастает, что связано с ухудшением
процессов воспламенения и сгорания смеси, а также со снижением
1]м. В случае чрезмерного обеднения смеси работа двигателя становится
неустойчивой вплоть до прекращения сгорания в отдельных цилинд-
рах и циклах. При прогреве холодного двигателя очень медленное сго-
рание бедных смесей может сопровождаться хлопками в карбюратор
в результате воспламенения горючей смеси во впускном трубопроводе
в период перекрытия клапанов.
Рациональная регулировка карбюратора должна находиться меж-
ду аэк и ам. Так как вблизи ам мощность изменяется мало, а удель-
ный расход — сильно, то при полностью открытой дроссельной за-
слонке регулировку карбюратора устанавливают несколько беднее
мощностной. Наоборот, при частичном открытии дроссельной за-
слонки регулировку карбюратора устанавливают несколько богаче
<хвк, так как это позволяет при малом ухудшении экономичности
заметно улучшить стабильность процесса сгорания и получить не-
который резерв на случай обеднения смеси в процессе эксплуатации
7*
195
из-за снижения температуры воздуха, осмоления жиклеров или дру-
гих причин. Чем меньше открыта дроссельная заслонка и ниже часто-
та вращения, тем ниже величина аэк, а также ам, изменяющаяся в
меньшей степени. В этом случае зона рациональной регулировки су-
жается. Такие закономерности объясняются ухудшением условий вос-
пламенения и сгорания смеси при дросселировании двигателя и сни-
жении частоты вра-
щения.
Нагрузочная хара-
ктеристика карбюра-
торного двигателя.
Нагрузочная харак-
теристика карбюра-
торного двигателя
показана на рис. 7.5.
При увеличении
внешней нагрузки и
открытии дроссельной
заслонки вследствие
уменьшения гидрав-
лического сопротив-
ления карбюратора
снижается разрежение
во впускном трубо-
проводе A/у, расход
горючей смеси, а сле-
довательно, и часовой
расход топлива Ст
увеличиваются, что и
обусловливает повы-
шение крутящего мо-
мента и мощности.
Рис. 7.5. Нагрузочная характеристика карбюра-
торного двигателя (е = 9,0; п = 2000 мин-1)
Механический к. п. д. возрастает от нулевого значения на холостом
ходу до 0,7—0,9 на полной нагрузке, что, как и в дизеле, является глав-
ным фактором, способствующим улучшению экономичности двигателя,
выражающейся в снижении ge. Уменьшению ge способствует также
и рост индикаторного к. и. д. вследствие улучшения процесса
сгорания и теплоиспользования по мере открытия дроссельной за-
слонки.
В области малых и средних нагрузок карбюратор должен обеспе-
чивать приготовление горючей смеси так называемого экономического
состава, который изменяется от аэк = 0,7 4- 0,85 на холостом ходу
до схэк = 1,1 4- 1,2 вблизи полной нагрузки. Наименьший эффектив-
ный удельный расход топлива достигается при максимальном значе-
нии произведения 1]/т]м на режиме, предшествующем включению
экономайзера. В диапазоне нагрузок 80—100% от полной, несмотря
на продолжающийся рост цм, эффективный расход топлива увеличи-
вается из-за снижения щ вследствие перехода к обогащенным (мощ-
ностным) составам смеси.
196
Изменение концентрации таких токсичных компонентов отрабо-
тавших газов, как СО и СН, по нагрузочной характеристике опре-
деляется главным образом составом смеси. Максимальная концентра-
ция оксидов азота имеет место вблизи режима наилучшей экономич-
ности, когда обедненные смеси сгорают при высоких температурах.
При уменьшении нагрузки относительно этого режима снижается
температура в процессе сгорания смеси, а при увеличении ее падает
концентрация свободного кислорода вследствие обогащения смеси.
Скоростные и регуляторные характеристики. Скоростные характе-
ристики определяются при различных, постоянных для каждой ха-
рактеристики положениях органа регулирования (карбюраторный)
двигатель) или органа управления регулятором (дизель). Вид ско-
ростной характеристики дизеля зависит от типа используемого ре-
гулятора частоты вращения. Далее рассматриваются скоростные ха-
рактеристики дизеля, оборудованного всережимным регулятором
частоты вращения. При максимальной затяжке пружины регулятора
определяется внешняя скоростная характеристика с регуляторной
ветвью, или регуляторная характеристика (рис. 7.6—7.8). При этом
собственно внешней скоростной характеристикой называют участок
скоростной характеристики от минимальной до номинальной частоты
вращения. На участке /?н—пхтах имеем регуляторную ветвь характери-
стики. При работе дизеля по скоростной характеристике регулирующий
орган находится на упоре (жестком, упругом или регулируемом). По-
ложения рейки (упора) при всех частотах вращения должны обеспе-
чивать работу дизеля без превышения допустимой дымности отрабо-
тавших газов и тепловой напряженности деталей.
Рассматриваемую характеристику определяют при последова-
тельном увеличении нагрузки от холостого хода до максимальной,
соответствующей режиму максимального крутящего момента.
При графическом изображении показателей двигателя в зависимости
от частоты вращения получим скоростную характеристику с регуля-
торной ветвью (см. рис. 7.6, а). Если показатели представить в за-
висимости от эффективной мощности или крутящего момента, то полу-
чим регуляторную характеристику (рис. 7.8).
При затяжке пружины регулятора, меньшей максимальной, опре-
деляют частичные скоростные характеристики. Их также можно по-
строить в зависимости от частоты вращения (см. рис. 6.5, б). На
такой характеристике фигурирует лишь часть скоростной характе-
ристики. Внешняя скоростная характеристика представляет собой
верхнюю границу поля эксплуатационных режимов двигателя. С ее
помощью, следовательно, можно судить о показателях двигателя
при наибольшей для всех частот вращения величине внешней нагруз-
ки. Именно при работе по скоростной характеристике детали двига-
теля испытывают наибольшие механические и тепловые нагрузки,
максимальной оказывается также дымность отработавших газов ди-
зеля. Это подчеркивает особую важность определения и изучения по-
казателей по скоростной характеристике.
Скоростная характеристика дизеля. Цикловая подача воздуха рав-
на Цг1]1/рк. В дизеле без наддува рк = и характер изменения цикло-
197
Рис. 7.6. Внешняя скоростная характеристика дизеля:
а — без наддува с регуляторной ветвью; б — с наддувом при постоянном давле-
нии газов перед турбиной
вой подачи воздуха в зависимости от частоты вращения целиком опре-
делается коэффициентом наполнения (см. рис. 7.6, а). Следует от-
метить, что применение нерегулируемого газотурбинного наддува
смещает максимум тц/ в сторону большей частоты вращения. При этом
с ростом частоты вращения увеличиваются давление, температура
(последнее особенно заметно, если отсутствует промежуточное охлаж-
дение воздуха) и плотность воздуха перед впускными органами (см.
рис. 7.6, б). Одновременно увеличивается расход воздуха и отрабо-
тавших газов. Последнее является основной причиной увеличения
давления газов в выпускном трубопроводе и частоты вращения
198
Рис, 7.6. (продолжение)
газотурбокомпрессора. Применение систем наддува, настроенных на
промежуточную (не номинальную) частоту вращения, и регулируе-
мого наддува может существенно влиять на характер изменения мас-
сового наполнения в функции п, в частности обеспечить существенное
увеличение массового наполнения при снижении частоты вращения
(см. рис. 7.7). Увеличение массового наполнения здесь можно про-
следить по повышению избыточного давления перед впускными ор-
ганами Д/7К.
В общем случае характер зависимости коэффициента избытка воз-
духа от частоты вращения определяется комплексом Цурк/Гц. Прин-
ципиально можно обеспечить любой характер изменения а — f(n).
На практике, однако, сочетание характеристик r]ypK = f(n) и Уц =
— f(n) нередко бывает неблагоприятным и коэффициент избытка воз-
духа уменьшается при понижении частоты вращения. Для дизелей
199
без наддува и с нерегулируемым наддувом помимо прямой коррекции
скоростной характеристики топливоподачи вынуждены прибегать к
обратной коррекции, которая обеспечивает снижение цикловой по-
дачи топлива при п ниже значения, при котором получается максимум
явной мощности (ул — угол поворота лопаток соплового аппарата турбины)
крутящего момента. Этим достигается снижение дымности отрабо-
тавших газов при работе дизеля с полной нагрузкой в зоне малых
частот вращения.
Характер зависимости а — f(n) в большой мере определяет из-
менение индикаторного к. п. д. и температуры отработавших газов
с частотой вращения. Как правило, теплоиспользование при увеличе-
нии частоты вращения улучшается, а температура отработавших га-
зов /Тг повышается, если коэффициент избытка воздуха остается при
этом неизменным или незначительно снижается. При заметном уве-
личении коэффициента избытка воздуха начиная с определенной
частоты вращения /тг понижается с ростом п (см. рис. 7.6, б). Чтобы
избежать ухудшения теплоиспользования при снижении частоты вра-
щения (по сравнению с теплоиспользованием при номинальной часто-
те вращения), необходимо обеспечить заметное увеличение коэффи-
циента избытка воздуха. Это в принципе возможно осуществить со-
ответствующим выбором сочетания скоростной характеристики топ-
ливоподачи и характеристик агрегатов, обеспечивающих наддув.
Я00
a) Б)
Рис. 7.8. Регуляторные характеристики дизеля, построенные по эффективной мощности (а) и по крутящему мо-
менту (б)
201
Существенное увеличение а при снижении п, однако, затруднительно,
так как необходимо одновременно достигнуть определенного запаса
крутящего момента.
Из уравнения крутящего момента двигателя
= АБ (7]j/ct) T]jZ pKvjM, (7. Г)
где ЛБ = [ l000/(m)]VhiHu/lo, видно, что в дизеле без наддува р,- =
= ро = const и, следовательно, характер изменения М- и ре от
частоты вращения определяется выражением (т]{/а)т]ут]м. На
рис. 3.5, а было показано, что гр/а снижается при уменьшении часто-
ты вращения, если одновременно «незначительно растет. Аналогичный
характер, но другая степень изменения тр-./а имеет место при a =const.
Несмотря на это, среднее эффективное давление при снижении
частоты вращения от пв до пы (см. рис. 7.6, а) растет из-за преобла-
дающего влияния увеличения коэффициента наполнения и особенно
механического к. п. д. При дальнейшем снижении п крутящий мо-
мент уменьшается из-за преобладающего влияния уменьшения тр/а
и r]v. Увеличения запаса крутящего момента можно в рассматривае-
мом случае достигнуть коррекцией скоростной характеристики топ-
ливоподачи. При этом а будет уменьшаться по мере снижения частоты
вращения, теплоиспользование ухудшится в большей степени, чем
показано на рис. 3.5, а, но будет обеспечено увеличение vit/a и Мк.
Следовательно, получение необходимого запаса крутящего момента
сопряжено с ухудшением теплоиспользования в зоне малых частот
вращения. Запас крутящего момента дизелей с ненастроенными и
нерегулируемыми системами газотурбинного наддува, как правило,
меньше, чем у дизелей без наддува, из-за уменьшения плотности
воздуха перед впускными органами при снижении частоты вращения.
Из (7.1) ясно, что если путем соответствующей организации воздухо-
снабжения сохранять при снижении частоты вращения достаточно вы-
соким теплоиспользование, то увеличением цикловой подачи топлива
можно достигнуть необходимого прироста крутящего момента.
Мощность дизеля
Ne = АвМкп, (7.2)
где Ав = л/(3 • 104).
Из приведенного выражения следует, что если Л1к меняется об-
ратно пропорционально частоте вращения, то мощность дизеля не
зависит от частоты вращения. На рис. 7.7 показана скоростная ха-
рактеристика с регуляторной ветвью такого дизеля, называемого
дизелем постоянной мощности. Применение таких дизелей на строи-
тельных и дорожных машинах, работающих в условиях резкоперемен-
ного характера внешней нагрузки, может обеспечить ряд преимуществ
по сравнению с дизелями, имеющими обычный запас крутящего мо-
мента (см. гл. 10).
Для дизелей без наддува и особенно с нерегулируемой и ненастро-
енной системой наддува крутящий момент сравнительно мало изме-
няется от частоты вращения, а мощность дизеля растет при увели-
202
чении п в связи с увеличением числа рабочих ходов, совершаемых в
единицу времени.
Так как зависимость часового расхода топлива от частоты враще-
ния выражается формулой GT = Гц(2п/т) • 60фт, то отклонение за-
висимости GT = f(n) от линейной определяется формой скоростной ха-
рактеристики топливоподачи.
Из сказанного выше следует, что при снижении частоты вращения
индикаторный к. п. д., как правило, уменьшается, а удельный инди-
каторный расход топлива растет. Удельный эффективный расход
топлива достигает минимума при некоторой средней частоте вращения,
когда обеспечивается максимум произведения т],т]м.
Температура деталей увеличивается с ростом частоты вращения
в связи с тем, что при большей частоте вращения в объеме цилиндра
за единицу времени выделяется большее количество теплоты. Увели-
чивается также коэффициент теплоотдачи из-за повышения скорости
движения заряда в цилиндре.
На характер изменения параметров индикаторной диаграммы от
частоты вращения оказывает существенное влияние регулировка
угла опережения впрыскивания. Если на дизеле нет автомата угла
опережения впрыскивания, а оптимальное значение последнего выби-
рают при частоте вращения, близкой к номинальной, то в зоне малых
частот вращения угол опережения впрыскивания оказывается чрез-
мерно большим, что влечет за собой повышенные значения pz, X,
(A/?/A<p)max, температуры деталей, содержания оксидов азота и пр.
Если угол опережения впрыскивания при всех частотах
близок к оптимуму, как правило, максимальное давление сго-
рания растет при увеличении частоты вращения, причем особенно рез-
ко на дизеле с наддувом. Характер изменения (Ар/ Аф)тах = /(«)
зависит от индивидуальных особенностей двигателя.
Использование регулируемого наддува и настроенных систем
наддува также влияет на характер изменения параметров индика-
торной диаграммы. В частности, увеличиваются максимальные дав-
ления цикла на режимах, близких к режиму максимального крутя-
щего момента.
Дымность отработавших газов, как правило, снижается, а содер-
жание оксидов азота растет при увеличении частоты вращения.
Мощность, крутящий момент, среднее эффективное давление и
расходы топлива по скоростной характеристике приводятся к стан-
дартным атмосферным условиям, температуре и плотности топлива
в соответствии с ГОСТ 18509—80. При этом за стандартные атмосфер-
ные условия принимают барометрическое давление 100 кПа, тем-
пературу воздуха 25°С и относительную влажность воздуха 50%.
Стандартную температуру топлива принимают 25°С, а стандартную
плотность топлива — 0,823 т/м3.
Регуляторная ветвь скоростной характеристики. Решающую роль в
формировании зависимости показателей дизеля от частоты вращения
по регуляторной ветви играет уменьшение цикловой подачи топлива с
ростом п, осуществляемое автоматически регулятором. При этом
одновременно с ростом частоты вращения уменьшается величина
203
преодолеваемой внешней нагрузки. Так как диапазон изменения час-
тоты вращения по регуляторной ветви невелик, то изменение показа-
телей связано в основном с изменением нагрузки. Поэтому для
анализа регуляторной ветви скоростной характеристики можно вос-
пользоваться сведениями, приведенными при рассмотрении нагрузоч-
ной характеристики. Отметим лишь, что по регуляторной ветви не-
сколько резче падает механический к. п. д., так как кроме уменьше-
ния нагрузки это вызывается также одновременным ростом частоты вра-
щения. Коэффициент наполнения может не меняться по регуляторной
ветви, поскольку влияние уменьшения подогрева может компенсиро-
ваться увеличением потерь давления во впускной системе из-за повы-
шения скорости движения заряда с ростом частоты вращения.
Регуляторная характеристика дизеля. На рис. 7.8, а приведена
регуляторная характеристика, построенная в зависимости от эффек-
тивной мощности. Если по оси абсцисс откладывать не мощность,
а крутящий момент, то характеристика изменит вид (рис. 7.8, б).
Регуляторные характеристики в ряде случаев удобнее скоростных и
нагрузочных при анализе совместной работы дизеля и машины. По
сравнению с нагрузочной регуляторная характеристика точнее от-
ражает изменение показателей в зависимости от внешней нагрузки,
так как на изменение показателей по регуляторной характеристике,
как это и имеет место в процессе эксплуатации, влияют одновременно
нагрузка и частота вращения. По сравнению со скоростной характе-
ристикой регуляторная характеристика нагляднее и удобнее, особенно
при рассмотрении той ее части, которая получается при работе дизеля
па регуляторе, так как при построении скоростной характеристики
в приемлемом масштабе показатели дизеля резко изменяются в не-
большом интервале частоты вращения, что затрудняет точную оцен-
ку и анализ степени изменения показателей. Взаимосвязь между
параметрами для рассматриваемой характеристики приведена при
анализе скоростной характеристики.
Внешняя скоростная характеристика карбюраторного двигателя.
Эта характеристика является основной и представляет собой зави-
симость (Ne, Мк, G.r и ge) = f (п) при полностью открытой дроссельной
заслонке (рис. 7.9, а). Внешняя характеристика карбюраторного
двигателя, как и дизеля, позволяет определить максимальные мощ-
ностные показатели двигателя и оценить его экономичность при пол-
ных нагрузках. Характеристику получают в диапазоне от минималь-
ной устойчивой частоты вращения щып до 1,1 пв, где пп — частота
вращения, указанная заводом-изготовителем для номинальной мощ-
ности. При этом регулировка карбюратора и автоматов зажигания, а
также тепловое состояние двигателя должны точно соответствовать
рекомендуемым заводом-изготовителем.
При увеличении частоты вращения от пт\г, растет коэффициент
наполнения, улучшается качество смесеобразования и возрастает от-
ношение тр/а, характеризующее эффективность индикаторного про-
цесса. По этим причинам крутящий момент двигателя увеличивается
и достигает своего максимума при пактах, т. е. вблизи частоты вра-
щения, при которой = TjVmax.
204
В дальнейшем крутящий момент начинает уменьшаться главным
образом из-за падения коэффициента наполнения и роста давления
внутренних потерь, однако мощность двигателя продолжает возрас-
тать до своего максимума. Для карбюраторных двигателей грузовых
автомобилей обычно платах — (0,55 4- 0,70)/гн. При п > пп эф-
фективная мощность резко падает главным образом из-за уменьшения
коэффициента наполнения и
быстрого увеличения мощ-
ности внутренних потерь.
С увеличением частоты
вращения часовой расход топ-
лива возрастает, однако по
мере уменьшения коэффици-
ента наполнения этот расход
увеличивается все в меньшей
степени.
Минимальная величина
удельного эффективного рас-
хода топлива по внешней ха-
рактеристике обычно наблю-
дается в зоне средней частоты
вращения. Возрастание ge с
уменьшением частоты враще-
ния объясняется в основном
ухудшением смесеобразова-
ния и теплоиспользования;
при высокой частоте враще-
ния увеличение ge обязано
главным образом росту внут-
ренних потерь и снижению
среднего индикаторного дав-
ления, что в итоге приводит
к заметному падению механи-
ческого к. п. д.
Показатели двигателя су-
щественно зависят от атмо-
сферных условий (барометри-
ческое давление, температура
и влажность воздуха), поэтому в соответствии с ГОСТ 14846—81
при определении внешней характеристики экспериментальные зна-
чения мощности, среднего эффективного давления и крутящего
момента приводят к стандартным атмосферным условиям (Л^о, ре0,
<«)•
Для двигателей, снабженных ограничителем частоты вращения,
внешнюю характеристику определяют дважды: с включенным и вы-
ключенным ограничителем. Внешняя скоростная характеристика
карбюраторного двигателя с ограничителем (рис. 7.9, б) дает пред-
ставление о максимальных мощностных показателях двигателя, о
моменте включения ограничителя и его характеристике.
Рис. 7.9. Внешние скоростные характе-
ристики карбюраторного двигателя:
а — действительная; б — схематическая; 1 — без
ограничителя частоты вращения; 2 — с ограничи-
телем частоты вращения
205
Карбюраторный двигатель, не снабженный ограничителем, может
развивать частоту вращения и больше nmax = 1,1 пп, что сопровож-
дается значительным уменьшением Ne и интенсивным износом его
деталей. При полном открытии дроссельной заслонки и отсутствии
внешней нагрузки частота вращения достигает разносного значения
«раз, которое может привести двигатель к выходу из строя.
Когда у двигателя с ограничителем частота вращения достигнет
заданной величины п' р, ограничитель начинает прикрывать дроссель-
ную заслонку и уменьшать тем самым подачу горючей смеси в цилинд-
ры. Мощность двигателя при
Рис. 7.10. Характеристика холостого
хода дизеля с газотурбинным наддувом
этом резко снижается, и при
п = пр он работает на холос-
том ходу. Желательно обес-
печить такую чувствитель-
ность регулятора, при кото-
рой разность между п'рипр
была бы минимальной.
Характеристика холостого
хода. Такая характеристика
представляет собой зависи-
мость от частоты вращения
показателей двигателя (в пер-
вую очередь расхода топлива)
при работе без внешней на-
грузки (рис. 7.10). Характеристика холостого хода определяется
от минимальной устойчивой частоты вращения до частоты вращения,
равной половине от номинальной. Частота вращения при получе-
нии этой характеристики изменяется у дизеля перемещением рейки
топливного насоса, а у карбюраторного двигателя — открытием
дроссельной заслонки.
Наиболее важна эта характеристика для двигателей, которые
значительную долю времени эксплуатации работают на режиме холо-
стого хода (транспортные двигатели, эксплуатируемые в городах; дви-
гатели, эксплуатируемые в условиях Крайнего Севера, и т. д.), так
как позволяет оценить непроизводительные затраты топлива, ока-
зывающие заметное влияние на эксплуатационную экономичность
двигателя. При холостом ходе pt = рм.п и увеличивается с ростом
частоты вращения.
Часовой расход топлива при холостом ходе

где А7 = 120 Кйг7(Я„т).
Из формулы следует, что выгодно уменьшать минимальную часто-
ту вращения холостого хода. Важное значение для уменьшения не-
производительных затрат топлива имеет тепловой режим двигателя.
При повышении температуры воды и масла, например из-за отключе-
ния вентилятора, уменьшается рм.п и растет индикаторный к. п. д.
при работе на режиме холостого хода. В результате снижается GT.
Многопараметровые характеристики. Многопараметровые, или ком-
206
бинированные, характеристики представляют собой зависимости по-
стоянных значений одного или нескольких параметров от двух дру-
гих, отложенных по осям координат.
На рис. 7.11 приведен пример многопараметровой характеристики
дизеля с газотурбинным наддувом. В качестве параметров здесь вы-
браны эффективная мощность Ne, удельный эффективный расход
Рис. 7.11. Многопараметровая характеристика дизеля
с газотурбинным наддувом
топлива ge, частота вращения газотурбокомпрессора пт, часовой рас-
ход воздуха GB и температура газов перед турбиной (/тг). В других
случаях в параметры включают дымность отработавших газов, содер-
жание токсичных компонентов, максимальное давление сгорания, тем-
пературы в характерных зонах деталей и пр. С помощью многопара-
метровых характеристик, которые обычно строят по результатам об-
работки серии нагрузочных характеристик, удобно выявлять область
режимов, в которых тот или иной параметр имеет величину не выше
определенного значения. В конкретном случае, например, легко уста-
новить область режимов, в которой температура газов перед турбиной,
от которой зависит в большой мере надежность последней, не превы-
207
шает 650'С. Эта область режимов лежит ниже соответствующего
графика. Аналогично можно установить область режимов, в которой
дымность отработавших газов не превышает регламентированных
значений или температура в зоне верхнего поршневого кольца не
превышает значений, при которых начинается быстрое закоксовыва-
ние колец и т. д.
ГЛАВА 8
ДИНАМИКА ДВИГАТЕЛЯ
§ 8.1. Общие положения
В качестве признаков для общепринятой классификации двигате-
лей по конструктивному выполнению используют геометрическое
положение осей основных базовых деталей двигателя — блока ци-
линдров и коленчатого вала, а также расположение и число рабочих
цилиндров.
В практике конструирования дорожных машин находят приме-
нение лишь рядные и V-образные двигатели, т. е. двигатели с про-
стейшими кинематическими схемами, поэтому в дальнейшем огра-
ничимся рассмотрением модификаций только этих двигателей. В V-
образных двигателях угол между плоскостями, которые пересекаются
между собой по оси коленчатого вала и в которых лежат оси цилинд-
ров, называют углом развала. Чаще всего принимают угол развала у =
= 60, 90, 180°; в последнем случае двигатель принято называть оп-
позитным.
На выбор двигателя для дорожной машины с определенным чис-
лом цилиндров помимо требуемой мощности, экономичности и час-
тоты вращения влияют также следующие обстоятельства: габарит от-
сека, выделяемого для размещения двигателей на машине, харак-
теристики прочности и надежности конструкции. При этом учитывают,
что увеличение числа цилиндров обеспечивает улучшение равномер-
ности крутящего момента двигателя, уравновешенности, облегчает
пуск двигателя.
Д. в. с. конструируют таким образом, чтобы обеспечить равно-
мерное чередование рабочих ходов, т. е. повторение их через равные
угловые промежутки. Как известно, в четырехтактном двигателе ра-
бочий цикл осуществляется за два полных оборота коленчатого вала—
720°, а двухтактном — за один оборот — 360°. Если двигатель имеет
i цилиндров, то рабочие ходы в многоцилиндровом двигателе при
условии равномерного их чередования будут осуществляться через
угловые промежутки, равные в четырехтактном двигателе 0 = Т2£)°Н,
а в двухтактном 0 = 360°/f.
Равномерное чередование рабочих ходов в двигателе обеспечива-
ется надлежащей конструкцией коленчатого и газораспределитель-
ного валов. При этом цилиндры двигателя имеют вполне определен-
ный порядок работы, зависящий от их числа и компоновки двигателя.
Наиболее распространенные порядки работы цилиндров: в рядных
208
Рис. 8.1. Схема кривошип-
но-шатунного механизма
четырехцилиндровых двигателях — 1—4~ 2—3, а в шестицплиндро
вых — 1—5—3—6—2—4.
Кинематика центрального кривошипно-шатунного механизма. Зна-
ние кинематических параметров движения кривошипно-шатунного
механизма (КШМ) — необходимое условие для последующего опре-
деления сил, действующих в механизме, и всех других расчетов, в-
том числе на прочность и изнашивание. Кинематическому анализу
обычно подвергают идеализированный кри-
вошипно-шатунный механизм. Сущность
идеализации заключается в том, что пред-
полагают равномерное вращение кривоши-
па С ПОСТОЯННОЙ УГЛОВОЙ СКОРОСТЬЮ (О и
отсутствие зазоров в сочленениях деталей
кривошипно-шатунного механизма. При
этих допущениях кинематический анализ
движения элементов КШМ наиболее прост,
все кинематические величины могут быть
выражены в функции от угла поворота
кривошипа tp. т. е. КШМ рассматривают
как ме ханизм, имеющий одну степень сво-
боды. Угол поворота кривошипа прямо
пропорционален времени. В задачу кине-
матического анализа КШМ входит уста-
новление законов движения его звеньев
и в первую очередь поршня и шатуна.
На рис. 8.1 приведена схема простей-
шего кривошипно-шатунного механизма.
Такой механизм принято называть цент-
ральным — в нем ось цилиндра пересекает
ось коленчатого вала. Основные конструк-
тивные характеристики КШМ: радиус кри-
вошипа г, который равен половине хода
поршня S, и длина шатуна 1Ш. В качестве
важного конструктивного параметра д. в.
радиуса кривошипа к длине шатуна
с. используют отношение
X = г/1ш.
Как будет видно далее, этот параметр существенно влияет на мно-
гие кинематические величины и собственно конструкцию двигателя
и его деталей. В частности, этот параметр определяет вертикальный
размер двигателя. В современных д. в. с. X = 1/4,4 4- 1/3,2, и при
расчетах им обычно задаются.
На схеме кривошипно-шатунного механизма (рис. 8.1) приняты
следующие обозначения: <р — текущий угол поворота коленчатого
вала двигателя; р — угол отклонения оси шатуна от оси цилиндров;
о — угловая скорость вращения коленчатого вала; S — ход поршня;
х — перемещение поршня, соответствующее углу поворота <р.
Для начала отсчетов всех величин принимают положение криво-
шипно-шатунного механизма, когда поршень находится в в. м. г.
209
Начало координат находится в точке О. Направление вращения ко-
ленчатого вала правое, т. е. по часовой стрелке. Угол отклонения оси
шатуна вправо относительно оси цилиндров принимают положитель-
ным, влево — отрицательным. Напомним также, что если коленчатый
вал вращается с частотой вращения п, то угловая скорость (рад/с)
<и = ~/?/30.
Перемещение поршня. В соответствии с принятыми допущениями,
используя принятые обозначения, определим зависимость переме-
щения поршня от угла поворота коленчатого вала. Принимая во вни-
мание, что исследуется прямолинейное движение твердого тела (порш-
ня), найдем закон движения любой одной точки этого тела, что будет
достаточно, чтобы характеризовать движение поршня. За такую точ-
ку В примем точку пересечения плоскости уОх осью поршневого
пальца.
Непосредственно из схемы (см. рис. 8.1) видно, что при повороте
кривошипа на угол ц> перемещение, которое к этому моменту времени
проделает точка В или, что все равно, поршень, будет
х = г + 1Ш — (г cos <р + /ш cos Р).
После преобразования получим значение величины х в функции
от углов ф и р:
х= f(q>, Р) = г [(1 — соэф)+ (1/X) (1 —-COS₽)]. (8.1)
Между углами <р и р существует однозначная связь. Из рассмотре-
ния прямоугольных треугольников АА'О' и АА'В видно, что АА' —
= гэшф = /insin|3, откуда si пр = Хэшф.
Выразим cos р через simp:
1
cos р = ]/1—sin2 р = (1—Х25Ш2ф)2. (8.2)
Подставим выражение (8.2) в (8.1) и тогда получим значение величины
х в функции только лишь одного угла ф. На практике для анализа
движения поршня чаще используют более простой, но приближенный
вид зависимости х = /(ф).
Раскладывая (8.2) в ряд по формуле бинома Ньютона получим
cos р = 1 — (1 /2) X2 sin2 ф — [1/(2 • 4)]X4sin4 ф —
— [1 - 3/(2 • 4 • 6)] X6 sin6 ф ... .
Ограничиваясь первыми двумя членами разложения и сделав
их подстановку в (8.1), после небольших преобразований получим
х = /(ф) = r[(l —cos<p) 4- (X/4) (1 —со52ф)[. (8.3)
При использовании этого приближенного выражения для опреде-
ления перемещения поршня максимальная ошибка порядка 0,1%
будет существовать при ф = 90,270.
Скорость поршня. Возьмем производную по времени от (8.3):
v = dxldt = (dx/dq) (dfp/dt) = ru> [sm ф + (X/2) sin 2ф[. (8.4)
210
Таким образом получили зависимость мгновенной скорости порш-
ня от угла поворота коленчатого вала v = /(ф), используя сделанное
допущение о равномерности вращения коленчатого вала d<$/dt = <о =
= const.
Из (8.4) следует, что при ф = 90,270° скорость поршня по значению
равна окружной скорости оси шейки коленчатого вала, т. е. v = rw.
При ф = 0,180°, т. е. в в. м. т. и н. м. т., значение скорости про-
ходит через нуль, что связано с изменением направления движения
поршня.
Максимальные абсолютные значения скорости поршня возникают
при углах поворота <р, которые могут быть найдены, если приравнять
нулю выражение производной от скорости и решить его относитель-
но <р. На протяжении одного оборота коленчатого вала скорость порш-
ня дважды примет максимальные значения, когда будет выпол-
няться условие tgcp = 1/7.. При этом угле поворота ось кривошипа
перпендикулярна оси шатуна. Максимальная скорость поршня
t'max = ''<*’ 1^1 +>-2-
Для практических оценок двигателя используют понятие средней
скорости поршня оср = Sn/ЗО = (2/л)гсо. По значению средней ско-
рости поршня судят об износостойкости двигателя, учитывая при этом,
что изнашивание определяется в значительной степени относительными
скоростями элементов пар трения. С целью обеспечения надежной
работы дорожных машин в них используют двигатели, обладающие
сравнительно невысокими средними скоростями поршня, если срав-
нивать с автомобильными модификациями. Средние скорости поршня
этих двигателей следующие (м/с):
Автомобили...................................9—16
Строительные и дорожные машины...............7—10
Ускорение поршня. Взяв производную по времени от скорости,
получим ускорения поршня:
j = dv/dt = (dv/dxp) (dcp/dt) = ru>2 (cos ф + X cos 2<p). (8.5)
Анализируя это уравнение, можно установить, что поршень имеет
экстремальные значения ускорения при ф = 0 и 180°. При ф = 0,
т. е. в в. м. т., абсолютное значение ускорения поршня максимально:
/max = r<o2(l + X). При <р = 180°, т. е. в н. м. т., абсолютное зна-
чение ускорения поршня меньше по модулю и противоположно по
знаку:
Лео = — г«>2(1 —X).
При условии X 3> 1/4 ускорение получит еще одно экстремальное
значение, которое возникает, когда cos ф = —1/(4Х). Значение уско-
рения поршня при этом
/ = —Г0)2[Х+ 1/(8Х)],
т. е. направление ускорения здесь противоположно тому, которое
имеет поршень при ф = 0.
211
Рассматривая уравнения перемещения (8.3) скорости (8.4) и ус-
корения (8.5) поршня, можно сделать заключение о том, что они имеют
одинаковую структуру и каждое из них можно представить в виде
суммы двух слагаемых. Первое слагаемое зависит от тригономет-
рической функции угла поворота, а второе — от соответствующей
функции того же угла, но удвоенного, т. е. можно записать, что
х, v, j = fj (ф) + fu (2ф).
Принято говорить, что кинематические параметры движения порш-
ня — перемещение, скорость и ускорение — складываются из двух
гармонических составляющих, соответственно первого и второго по-
рядков. Движения, описываемые первым и вторым слагаемым в урав-
нениях (8.3) — (8.5), являются гармоническими. Такой подход соз-
дает большие удобства, в особенности при динамическом анализе
д. в. с. или при анализе крутильных и изгибных колебаний колен-
чатого вала. Из уравнений (8.3) — (8.5) видно, что гармоническая
составляющая второго порядка отсутствует при 7. -0 или, что
равносильно, при бесконечно длинном шатуне, т. е. когда /ш оо.
В этом случае поршень совершал бы движение, какое имеет точка А
(см. рис. 3.1) кривошипа. Таким образом, можно сделать заключе-
ние, что движение поршня, описываемое гармонической составляющей
второго порядка, возникает благодаря наличию шатуна конечной
длины. Достаточно очевидно, что чем короче шатун, тем больше амп-
литуда гармонической составляющей второго порядка и тем больше ее
влияние на движение поршня.
Приводимые на рис. 8.2 графики кривых перемещения, скорости
и ускорения поршня, содержащие суммарную кривую и ее гармони-
ческие составляющие первого и второго порядков, дают возможность
проследить характер изменения всех величин на протяжении одного
оборота коленчатого вала двигателя. В частности, из графика видно,
что в течение первой четверти оборота коленчатого вала поршень
перемещается больше, чем за вторую, на величину, равную максималь-
ной амплитуде гармонической составляющей второго порядка, кото-
рая равна А/2. Суммарная кривая перемещения имеет точки перегиба,
которым соответствуют экстремумы скорости и равенство нулю ус-
корения. Максимальные ускорения поршня достигают в транспортных
двигателях 10 000 м/с2, в двигателях для дорожных машин —
7000 м/с2.
Кинематика КШМ V-образных двигателей в том случае, когда ша-
туны размещаются на шейке коленчатого вала раздельно, ничем не
отличается от разобранной ранее. В других случаях, когда, напри-
мер, шатуны сочленены между собой или существует дезаксаж, кине-
матические соотношения будут другими.
Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме. При изу-
чении динамических явлений в д. в. с. в первую очередь рассматри-
вают силы от давления газов Ргвя и силы инерции Pj.
Запишем, что суммарная сила, действующая на поршень,
Р = Ргаз + Р7. (8.6)
212
Рис. 8.2. Графики перемещения, скорости и ускорения
поршня
Предположим, что суммарная сила Р (рис. 8.3) давит вниз на пор-
шень и линия действия совпадает с осью цилиндра. Разложим эту
силу на две составляющие, одну из которых, S, направим по оси шату-
на, другую, N, — перпендикулярно оси цилиндра. Боковая сила /V
213
прижимает поршень к той или иной стенке цилиндра:
N = Р tg ₽. (8.7)
Сила S действует по шатуну, растягивая или сжимая его, и пере-
дается на шатунную шейку кривошипа:
S = P(l/cos₽). (8.8)
Рис. 8.3. Схема сил, дей-
ствующих в кривошипно-
шатунном механизме
Перенеся силу S по линии ее действия
и допустив, что она приложена к криво-
шипу, повторим операцию разложения.
Направим первую составляющую Т пер-
пендикулярно радиусу кривошипа, а вто-
рую К — по его радиусу. Тогда танген-
циальная составляющая
Т = Р sin (ф + p)/cos р, (8.9)
соответственно нормальная
К = Р cos (ф + ₽)/cos р. (8.10)
Сила Т создает крутящий момент
Л1К = Тг = Рг sin (ф + P)/cos р, (8.11)
который через коленчатый вал передается
потребителю. В то же время опоры дви-
гателя воспринимают опрокидывающий
момент
мОПр = -ж
где h = г sin (ф + |3)/sin [3.
Опрокидывающий момент в точности равен крутящему моменту с
обратным знаком:
Л1опр = — Nh = — Р tg рг sin (ф + p)/sin |3 =
= — Рг sin (ф + P)/cos р = — Л4К.
В результате действия на опоры двигателя опрокидывающего мо-
мента в них развивается равный ему и противоположный по знаку
реактивный момент. Направления сил и крутящего момента, ука-
занные на рис. 8.3, принято считать положительными, обратные нм —
отрицательными.
Для получения количественных значений сил, действующих в
КШМ, используют индикаторную диаграмму, с помощью которой
определяют силу давления газов при любом положении кривошипа,
и аналитические зависимости для определения енл инерции. Силу
инерции находят на основании уравнения второго закона Ньютона:
P} = — maj.
Величину j определяют по (8.5). В качестве массы та берут массу
всех деталей, которые вместе с поршнем совершают возвратно-посту-
214
нательное движение. Сюда относят поршень, кольца, поршневой па-
лец, детали, предохраняющие поршневой палец от осевых перемеще-
ний. Масса этих деталей сосредоточена на оси поршневого пальца.
Шатун совершает сложное плоскопараллельное движение. Для
упрощения анализа детали группы шатуна замещают совокупностью
масс, динамически им эквивалентных. Обычно число масс замещающей
системы берут равым двум. Приводя их к осям поршневого пальца
и шатунной шейки, считают, что первая масса совершает движение
вместе с поршнем, а вторая — вместе с кривошипом.
Анализ выполненных конструкций д. в. с. показывает, что на долю
массы, относимой к оси поршневого пальца, приходится 0,25—0,33
общей массы деталей группы шатуна, а 0,75—0,67 приходится на долю
массы, совершающей вращательное движение вместе с кривошипом.
Таким образом, сила инерции деталей, движущихся вместе с поршнем,
Pj = — т ;ги>2 (cos ф + X cos 2ф), (8.12)
где гл, — масса деталей группы поршня и часть массы деталей группы
шатуна, отнесенная к оси поршневого пальца.
Помимо сил инерции, возникающих при движении поршня, в КШМ
действуют силы инерции из-за наличия элементов деталей, совершаю-
щих вращательное движение вокруг оси коленчатого вала. Сюда вклю-
чают прежде всего массу пгщ щеки коленчатого вала, массу шатунной
шейки тш.ш и часть массы деталей группы шатуна тш, относимую
к оси шатунной шейки. Центр тяжести шатунной шейки находится на
ее оси на расстоянии г от оси вала. Массы щек, имеющие центр тяжес-
ти на радиусе р, приводят к радиусу г [в формулах эта масса обозна-
чена (тщ)г1 из условия равенства центробежных сил, т. е.
шщрсо2 = (тщ)г гео2, (тщ)г = т^/г.
Таким образом, масса деталей, совершающих вращательное дви-
жение,
тТ = тш.ш + 2 (тщ)г + (0,67 -4- 0,75) тш.
Перенос индикаторной диаграммы из р—V- в р—ф-координаты
осуществляют графическим способом (рис. 8.4, а, б). Для этого строят
вспомогательную полуокружность радиуса г. Точка О соответствует
ее геометрическому центру, точка О' смещена на величину гХ/2 по оси
координат в сторону н. м. т. Отрезок 00' соответствует разнице пере-
мещений, которые совершает поршень за первую и вторую четверти по-
ворота коленчатого вала. Если требуется определить давление в ци-
линдре при положении кривошипа ф, то, проводя радиус из центра
окружности О под углом ф и ему параллельный из точки О', по-
лучим точку С на окружности. Из точки С проведем ординату, пере-
сечение которой с индикаторной диаграммой дает искомое давление,
существующее в цилиндре двигателя при повороте кривошипа на уголф,
Проводя из точек пересечения ординаты с индикаторной диаграм-
мой линии, параллельные оси абсцисс до пересечения с ординатами
при углах—ф и +ф, находим точки, принадлежащие кривой сил дав-
ления газов в координатах р — ф. Эти точки лежат сответственно на
215
-fw
линиях сжатия и расши-
рения, впуска и выпус-
ка. Прежде чем по-
строить всю кривую ptast
целесообразно найти
точки, соответствующие
давлениям при положе-
ниях поршня в в. м. т.
и н. м. т.
В качестве примера
на рис. 8.4 приводятся
графики индикаторной
диаграммы и сил давле-
ния ргаз и pj, построен-
ные в координатах р—<р.
При определении
суммарной силы исполь-
зуют избыточные, а не
абсолютные давления.
Для этой цели ось абс-
цисс графика б смещают
на величину атмосфер-
ного давления 0,1 МПа
относительно графика а.
Это делают по той при-
чине, что со стороны
картера на поршень в
течение всего цикла дей-
ствует давление, равное
атмосферному. После
развертывания индика-
торной диаграммы на тот
же график наносят кри-
вую сил инерции и ме-
тодом графического сум-
мирования определяют
суммарную силу, а за-
тем с использованием
зависимостей (8.7) —
(8.10) находят другие
силы, действующие в
кривошипно-шатунном
механизме. Тригономет-
рические функции, не-
обходимые для их опре-
деления, имеются в таб-
лицах [2]. Полученные
таким образом значения
сил оказываются стне-
216
полярпои диаграммы сил, приложенных
Рис. 8.5. Кривые изменения сил К, Г в зави-
симости от угла поворота
сенными к единице поверхности площади поршня. Для определения
абсолютного значения силы следует ее удельное значение умножить
на площадь поршня Fn: Ргая = ргазГп. На графике это можно сде-
лать построением дополнительных шкал, изменив масштаб сил в
/д раз.
Графики сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме,
используют для нахождени
к шатунной шейке колен-
чатого вала. В соответствии
с принятыми допущениями
и обозначениями можно за-
писать, что к .шатунной
шейке приложены танген-
циальная, нормальная и
центробежная силы, даю-
щие в сумме силу R:
+~К ф- 7(с.Силы Т
и К имеются на рис. 8.5,
а сила Кс = тш.шгсо2. Ли-
нии действия сил К и Кс
совпадают. Используя это
обстоятельство, полярную
диаграмму строят в коор-
динатах Т—К, находя вна-
чале годограф вектора сум-
мы сил Т и К, а затем
смещают начало координат
на величину, которая в
масштабе соответствует
значению центробежной
силы Кс. Новый полюс
служит для графического
определения значения сум-
марной силы R при опре-
деленном положении кри-
вошипа.
Силу R также строят
в координатах сила — угол
поворота коленчатого ва-
ла (рис. 8.6). Полярная
диаграмма сил, действующих на шатунную шейку, удобна для отно-
сительных оценок величин износа шатунной шейки. При построении
диаграммы износа допускают, что износ шейки пропорционален
усилию, приложенному к шейке. При построении диаграммы износа
к окружности, изображающей шатунную шейку, последовательно
прикладывают векторы силы R, действующей на шейку при опре-
деленных положениях кривошипа. Последовательно от направления
каждого усилия в обе стороны внутри окружности откладываются
полоски на дуге 120° (по 60° в обе стороны относительно линии дейст-
R,na
0 60 120 180 240 300360 420 400 600 660 720 <р,гриЗ
Рис. 8.6. Кривая силы, действующая на ша-
тунную шейку
217
вия силы). Ширину полоски выбирают пропорциональной значению
силы. Постепенно, прикладывая все выбранные силы и наращивая
площадь, в конце получим так называемую диаграмму износа.
График тангенциальной силы Т используют для определения суммар-
ного крутящего момента, развиваемого двигателем при работе.
Крутящий момент одноцилиндрового двигателя находят умножением
силы Т на плечо г.
Предположив, что в многоцилиндровом двигателе на каждую шей-
ку действует одинаковая сила Т, найдем крутящий момент двига-
теля как сумму моментов, приложенных к шатунным шейкам колен-
чатого вала двигателя, т. е.
мк = 2т^
При этом процедура определения крутящего момента двигателя
сведется к графическому суммированию i кривых силы Т, смещенных
относительно друг друга на величину 720°/i.
В двигателях, которые имеют равномерное чередование рабочих
ходов, кривая крутящего момента имеет период изменения 6 = 720%,
поэтому при практическом определении суммарного крутящего момен-
та кривую силы Т делят на I равных угловых промежутков и суммируют
полученные отрезки кривых, совмещенные на одном участке продол-
жительностью 0. Среднее значение крутящего момента
9г
мср == (1/0) J
91
го момента. Среднее значение суммарного
индикаторного крутяще-
даст значение
Рис. 8.7 Построение кривой суммарного кру-
тящего момента четырехцилиндрового дви-
гателя
крутящего момента мно-
гоцилиндрового двигате-
ля можно определить ум-
ножением среднего кру-
тящего момента, разви-
ваемого одним цилинд-
ром, на число цилинд-
ров. 22ИК.СР = i/MK.cp.
Крутящий момент, раз-
виваемый двигателем,
неравномерен. В част-
ности, это видно из рис.
8.7. Для характеристи-
ки этого свойства двига-
теля используют коэф-
фициент неравномернос-
ти крутящего момента
[Л = (Л4тах Alniin)/^Wcpi
ГДе /Итах И /Umin СО*
ответственно максималь-
ное и минимальное зна-
чения крутящего момен-
та; Л4ср — среднее зна-
218
чение крутящего момента. Равномерность крутящего момента воз-
растает с увеличением числа цилиндров. Величина р, зависит также
от скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя.
Ранее уже указывалось, что из возможных компоновок двигателя
всегда выбирают такую, которая обеспечивает равномерное чередо-
вание рабочих ходов. Это обстоятельство приводит к тому, что не-
равномерность крутящего момента при прочих равных условиях ока-
зывается минимальной.
В одноцилиндровом двигателе коэффициент неравномерности кру-
тящего момента р = 11,8, соответственно р = 6,8 при i ~ 4, р =
= 2,18 при i = 6, а р = 0,275 при i = 12. Наличие неравномерности
крутящего момента приводит к двум неблагоприятным последствиям:
возникновению крутильных колебаний и неравномерности вращения
коленчатого вала, т. е. в поршневом двигателе const.
Колебание угловой скорости со = /(ср) при установившемся ре-
жиме характеризуется коэффициентом неравномерности хода
8 —- (c»max
где сотах и comin — максимальная и минимальная угловые скорости
вращения коленчатого вала за цикл; соср = (сотах 4- ®min)/2 —
средняя угловая скорость вращения коленчатого вала.
Из общей теории механизмов и машин известно, что разность эле-
ментарных работ крутящего момента 7ИК и момента сопротивления
Мс затрачивается на бесконечно малое изменение кинетической энер-
гии вращающихся масс, т. е.
(7ИК — Alc) dtp = d (0,5Joco2). (8.13)
Проинтегрировав (8.13) и введя в него коэффициент неравномер-
ности хода 8, получим
Lh86 = /0S«’2. (8-14)
где Лизб—избыточная работа крутящего момента.
Из (8.14) определяют Jo-—момент инерции всех вращающихся
масс, приведенных к осн коленчатого вала. При этом величиной 8 за-
даются. Для двигателя дорожной машины допустимая степень нерав-
номерности вращения 8 = 0,01 4- 0,03. Величина Jo включает в себя
момент инерции маховика, размеры которого определяют, исходя из
необходимости обеспечения выбранной степени неравномерности вра-
щения коленчатого вала двигателя.
§ 8.2. Уравновешивание двигателей
Двигатель называют уравновешенным, если при установившемся
режиме работы на его опоры действуют постоянные по значению и на-
правлению силы и моменты. Непрерывно меняющиеся по значению
и направлению силы и моменты у неуравновешенных двигателей вы-
зывают интенсивные вибрации двигателя на опорах. Через опоры
энергия колебаний передается на шасси машины, приводя к вибра-
ции оборудования, размещенного на шасси. Интенсивные вибрации
219
ослабляют болтовые соединения, вызывают появление дополнительных
напряжений в деталях группы блока. Иногда увеличивается износ
вибрирующих деталей, повышается расход топлива. Вибрации вредно
действуют на человека, управляющего машиной, вызывают интенсив-
ный шум. Указанные обстоятельства заставляют искать такие конст-
руктивные решения, которые обеспечивали бы уравновешивание дви-
гателей.
Причиной неуравновешенности служит прежде всего наличие пе-
риодически изменяющихся по значению и направлению сил инерции
возвратно-поступательно движущихся и вращающихся масс. В мно-
гоцилиндровых двигателях может возникать неуравновешенный про-
дольный момент, действующий в плоскости расположения осей ци-
линдров. Второй причиной неуравновешенности поршневых двига-
телей служит переменный суммарный крутящий момент и равный ему,
но обратный по знаку опрокидывающий момент.
Для уравновешивания свободных сил инерции и моментов от них
необходимо и достаточно, чтобы равнодействующие всех сил инерции,
а также сумма моментов от сил инерции были равны нулю. Теорети-
чески любые свободные силы инерции и моменты от сил инерции мо-
гут быть уравновешены. Практически этого достигают за счет значи-
тельного усложнения конструкции, поэтому большое количество
поршневых двигателей остаются не полностью уравновешенными.
С помощью конструктивных мероприятий опрокидывающий момент
не может быть уравновешен. Улучшения уравновешенности в этих
случаях достигают за счет уменьшения неравномерности крутящего
момента путем увеличения числа цилиндров. В соответствии с уста-
новившейся терминологией, когда говорят об уравновешивании, име-
ют в виду только лишь силы инерции и моменты от этих сил.
Уравновешивание центробежных сил. Уравновешивание центро-
бежных сил инерции достигается статической и динамической уравно-
вешенностью коленчатого вала. Для этого необходимо и достаточно,
чтобы центр тяжести находился на оси вращения и сумма моментов
центробежных сил относительно любой точки оси вала была равна
нулю.
Аналитически условия уравновешивания в общем виде таковы:
гг п
S тпх1 = °; S m'iyt == °*
I 1
т. е. сумма проекций всех центробежных сил на координатные оси,
перпендикулярные оси коленчатого вала, равна нулю:
п п
У1 m^x^i = 0; V = 0,
1 1
т. е. сумма проекций вектора моментов на координатные оси, перпен-
дикулярные оси коленчатого вала, равна нулю. В приведенных фор-
мулах mri — масса вращающихся деталей; xit у,, z; — соответствую-
щая координата i-й вращающейся массы. Ось Z направлена по оси
220
коленчатого вала, ось X совпадает с осью цилиндра, ось Y перпенди-
кулярна Z и X,
Центробежные силы, возникающие в одно- н двухкрнвошипных
коленчатых валах, уравновешивают с помощью противовесов. Масса
противовеса на одноколенном валу
Располагают противо-
весы со стороны, противо-
положной кривошипу, на
продолжении щеки, центр
тяжести противовесов на-
ходится на расстоянии р от
оси вращения (рис. 8.8).
На двухколенном валу
также устанавливают два
противовеса, уравновеши-
вая момент, действующий
в плоскости кривошипов.
Масса каждого противовеса
тпр = тг (г/р)
При этом выполняется
условие равенства момента
от центробежных сил кри-
вошипа моменту от цент-
робежных сил, развивае-
мых противовесами, т. е.
Мг = Мгпр. Обозначения
даны на рис. 8.8, а, б. Ко-
ленчатые валы большин-
ства многоцилиндровых че-
тырехтактных двигателей
уравновешены благодаря
шпр “ 0,5тгг/р.
Рис. 8.8. Схема размещения противовесов
в одно- (а) и двухколенном (б) валах
тому, что валы симметрич-
ны относительно плоскос-
ти, перпендикулярной оси
вала и проходящей через
его середину, соблюдается
условие расположения центра тяжести
на оси вращения; число колен четное и не менее четырех. Конструкции
четырех-, шести- и восьмицилиндровых двигателей, несмотря на свою
уравновешенность от центробежных снл инерции, иногда содержат
противовесы. Это делают для разгрузки коренных подшипников и
шеек вала. Противовесы в этих случаях разгружают вал и от изгиба-
ющих усилий.
Уравновешивание одноцилиндрового двигателя. В одноцилиндро-
вом двигателе силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс
первого и второго порядков не уравновешены. Их значения таковы:
Pj I = — m/чо2 cos ф; Р, и = — m7г<иаХ cos 2ф.
22]
Эти силы можно уравновесить с помощью дополнительного меха-
низма. Для уравновешивания силы инерции первого порядка на двух
валиках, оси которых параллельны оси
Рис. 8.9. Схема уравновешивания сил
инерции в одноцилиндровом двигателе
коленчатого вала, устанавли-
вают одинаковые противове-
сы. Противовесам с помощью
шестеренчатого привода зада-
ется вращение с угловой ско-
ростью коленчатого вала.
Устанавливают противовесы
так, чтобы они всегда имели
угол между осью цилиндра
и их радиусом, равный <р —
углу поворота кривошипа.
При вращении каждый про-
тивовес создает центробеж-
ную силу, которую разло-
жим на две составляющие —
горизонтальную и вертикаль-
ную. Горизонтальные состав-
ляющие взаимно уравновеши-
ваются. Вертикальные состав-
ляющие складываются и на-
правлены в сторону, противо-
положную действию силы
инерции первого порядка
(рис. 8.9).
Равнодействующая вер-
тикальных составляющих
2mnppi (o2cos<p. Учитывая,
что эта сила должна урав-
новесить силу инерции пер-
вого порядка, найдем массу
одного противовеса:
mnp! = 0,5m// pj.
Для уравновешивания си-
лы инерции второго порядка
устанавливают еще два до-
полнительных валика с ося-
ми, параллельными оси ко-
ленчатого вала, и заставляют
их вращаться с удвоенной
скоростью. Противовесы ус-
танавливают так, чтобы ради-
ус, на котором они размеще-
ны, всегда составлял с вер-
тикалью угол, равный удво-
енному углу поворота колен-
чатого вала. Так же как и в
222
предыдущем случае, горизонтальные
составляющие взаимно уравновеши-
ваются, а вертикальные, складыва-
ясь, уравновешивают силу инерции
второго порядка. Масса противовеса
в этом случае
тпрИ = (1/8)т?Г/Рп-
Установкой противовесов на про-
должении щеки коленчатого вала
можно лишь перевести неуравнове-
шенную силу инерции первого по-
рядка из вертикальной плоскости в
горизонтальную.
Уравновешивание однорядного
двухцилиндрового двигателя. Колен-
чатый вал этого двигателя плоский,
имеет колена, расположенные в одной
плоскости под углом 180° друг к
Рис. 8.10. Схема коленчатого ва-
ла и сил инерции, действующих в
двухцилиндровом рядном двига-
теле
другу (рис. 8.10).
Силы инерции первого порядка, действующие в первом и втором
цилиндрах, таковы:
Р' j = — m/<u2 cos <р; Р". п = — т}гы2 cos (180° + ф).
Значения этих сил одинаковы, знаки их обратны. Следовательно,
их сумма равна нулю.
Силы инерции первого порядка создают неуравновешенный момент-
от сил инерции первого порядка, действующий в вертикальной плос-
кости:
Mj j = — om7-rw2cos ср.
Этот момент может быть уравновешен с помощью противовесов,
располагаемых на продолжении щек коленчатого вала.
Силы инерции второго порядка для первого и второго цилиндров-
Р'. п = — т /«2\ cos 2ф; Р". п = — т/о>2Х cos 2(180° -|- ф),
а их сумма
2
V Р j п = — 2myw2X cos 2ф,
i
т. е. эти силы не уравновешены. Силы инерции второго порядка можно
уравновесить с помощью уравновешивающего механизма.
Момент от сил инерции второго порядка в рассматриваемом двига-
теле равен нулю.
Уравновешивание рядного четырехцилиндрового двигателя. Дви-
гатели такого типа имеют плоский коленчатый вал, угол между криво-
шипами составляет 180° (рис. 8.11).
223
Силы инерции первого порядка для цилиндров: первого и четвер-
того
Р,- 11 = Р, 14 = — m/w2 cos ср,
второго и третьего
Pj i2= Рi 1з = — тзгш2 cos (J 80° + ф).
Следовательно, сумма сил инерции первого порядка в четырех-
цилиндровом двигателе
?Р 11 = 0.
Силы, будучи равны по абсолютному значению, расположены сим-
метрично относительно плоскости, проходящей через середину вала,
перпендикулярного его оси. Поэтому сумма моментов от сил инерции
первого порядка равна нулю:
4
i I
= 0.
Силы инерции второго порядка для цилиндров: первого и четвер-
того
Pj и 1 = Pj п 4 = — mf<A cos 2 ф,
второго и третьего
Pj II 2 = Pf II з = -m/Oj2}. cos 2 (180° + ф).
Очевидно, что сумма этих четырех сил
Рис. 8.11. Схема коленчатого вала и сил
инерции, действующих в четырехцилиндро-
вом рядном двигателе
Pj у = — 4m/w2X cos 2<p,
i
т. е. четырехцилиндровый
четырехтактный рядный
двигатель имеет неуравно-
вешенные силы инерции
второго порядка. Эти силы
могут быть уравновешены
с помощью дополнительно-
го уравновешивающего ме-
ханизма, содержащего про-
тивовесы, вращающиеся
с удвоенной угловой ско-
ростью.
Момент от сил инерции
второго порядка вследст-
вие симметричности вала
равен нулю:
р/н = 0.
1
224
Уравновешивание шестицилиндрового рядного двигателя. Силы
инерции первого порядка для цилиндров: первого и шестого (рис. 8.12)
Pj 11 = Pj i e = — m/w2cos ср,
второго и пятого
Pj I 2 = Pj 15 = — m/w2 cos (120° -р ф),
третьего и четвертого
Р, I з = Pj 14 = — m/w2 cos (240° -p ф).
Рис. 8.12. Схема коленчатого вала и сил инерции, дей-
ствующих в шестицилиндровом рядном двигателе
Суммируя все силы инерции первого порядка, получим
6
Р/! = — 2т [cos ф + cos (120° -р ф) -р cos (240° -р ф)].
1
Выражение в квадратных скобках равно нулю, т. е. в шестици-
линдровом рядном двигателе силы инерции первого порядка уравно-
вешены.
Составляя аналогичные выражения для сил инерции второго по-
рядка, получим
6
Pj и = — 2m/w2X [cos 2ф -Р cos 2 (120° ~р ф) -р cos 2 (240° -р ф)|.
I
Выражение в квадратных скобках равно нулю, т. е. в шестици-
линдровых рядных двигателях силы инерции второго порядка уравно-
вешены.
В силу симметрии коленчатого вала относительно плоскости
проходящей через его середину перпендикулярно его оси, моменты
от сил инерции первого и второго порядка равны нулю. Таким обра-
зом, шестицилиндровый рядный четырехтактный двигатель является
полностью уравновешенным.
2>f-
V2 9-686
Уравновешивание двухцилиндрового V-образного двигателя с уг-
лом между осями цилиндров 90°. Силы инерции первого порядка ле-
вого и правого цилиндров (рис. 8.13)
Pj! л = — m/w2 cos ср; Р, j п = — т /со2 cos (270° + ф).
Суммируя эти силы, получим
2 ____________
Р1 = три? У cos2 ф 4- sin2 ф = три?,
I
т. е. сила постоянна по своему значению.
Угол между суммарной силой и осью первого цилиндра всегда
равен ф. Это означает, что равнодействующая всегда направлена по
радиусу кривошипа. Следовательно, ее можно уравновесить, размес-
тив противовес на коленчатом валу вместе с противовесом для уравно-
вешивания центробежных сил. При этом масса противовеса будет
mnp = <Г/Р) + тш. К. л + /Иш-к.п. + тг)>
где тк — масса вращающихся частей кривошипа; тш.к.л и /пш.,,.п —
соответственно массы левого и правого шатунов, приведенные к оси
шатунной шейки (или радиусу кривошипа); пу — масса деталей кри-
вошипно-шатунного механизма, движущихся возвратно-посту-
пательно.
Просуммировав силы инерции второго порядка, действующие в
первом и втором цилиндрах, получим равнодействующую:
2
V Pj п = трА У cos2 2ф + cos2 2 (270° + ф) = У 2^ m/co2kcos2(p.
I
Эта равнодействующая находится всегда в плоскости, проходящей
1Л с осью первого цилиндра
45 или 135°. Такая сила
может быть уравновешена
только установкой допол-
нительного уравновешива-
ющего механизма.
Моменты от сил инер-
ции первого и второго по-
рядков в рассматриваемом
двигателе не возникают,
так как оси цилиндров
лежат в одной плоскости
и пересекаются в одной
точке с осью коленчатого
вала.
Уравновешивание V-об-
разного восьми цилиндрово-
го четырехтактного двига-
теля с углом 90° между ря-
226
через ось коленчатого вала и имеющей
[ инер-
i V-об-
90°
Рис. 8.13. Схема коленчатого вала и сил
ции, действующих в двухцилиндровом
разном двигателе с углом развала !
дами цилиндров. Кривошипы
пространственного коленчатого
вала такого двигателя располо-
жены в двух взаимно перпенди-
кулярных плоскостях (рис.
8.14). Коленчатый вал несим-
метричный. Такой двигатель
обычно рассматривают как че-
тыре двухцилиндровых V-образ-
ных двигателя, последовательно
размещенные по оси коленчатого
вала. Равнодействующая сил
инерции первого порядка каж-
дой пары цилиндров, будучи
направлена по радиусу криво-
шипа, уравновешивается проти-
вовесом, т. е. сумма сил инерции
первого порядка в таком дви-
гателе с противовесами равна
нулю. Сумма моментов от сил
инерции первого порядка и цен-
тробежных сил также равна
нулю.
Сила инерции второго по-
рядка пары цилиндров:
Рис. 8.14. Схема пространственного ко-
ленчатого вала восьмицилиндрового-
V-образного двигателя
первой Р_ Р_ п =У2 m/w2Acos2cp;
второй р, „ 2 л + п 2 п = 2 т cos2 (£0° + ср);
третьей р. п 3 л + Р п 3 п == ]/Т cos 2 (270° + ср);
четвертой р. п 4 л + р. „ 4п = /Гcos 2(180° + ср).
Все эти силы лежат водной плоскости, равны по абсолютному зна-
чению, но попарно отличаются лишь знаками. Их геометрическая
сумма равна нулю.
Моменты от сил инерции второго порядка, возникающие от первой
и второй пар цилиндров, равны по значению и противоположны по
знаку; точно так же от второй и третьей пар цилиндров.
Рассматриваемый двигатель допускает и другую систему уравно-
вешивания продольного момента от сил инерции первого порядка —
с помощью противовесов, размещаемых на концах коленчатого вала.
Если величина неуравновешенной силы на одном колене С, то вели-
чина каждого противовеса, размещаемого на концах вала,
тпр = ГТ0 (а/b) [С/(рШ2)],
где а — расстояние между соседними плоскостями, в которых лежат
оси цилиндров; b — расстояние между противовесами.
1/29*
227
Плоскость, в которой должны быть размещены противовесы, со-
ставляет с плоскостью первого колена угол а = 18°30'.
На практике по конструктивным условиям часто используют со-
четание противовесов как на концах коленчатого вала, так и на про-
должении радиуса кривошипа.
§ 8.3. Крутильные колебания валов
В деталях двигателя возникают крутильные, изгибные колебания
и другие виды колебательного движения. Особую опасность представ-
ляют крутильные и изгибные колебания, развивающиеся в коленча-
том вале и других вращающихся деталях, которые с ним сопряжены.
В результате возникновения колебаний в теле вала имеют место пере-
менные деформации кручения и изгиба, зависящие от параметров
колеблющейся материальной системы: массы, жесткости, способности,
поглощать энергию колебаний.
При создании современного двигателя обязательно принимают меры,
чтобы избежать развития крутильных колебаний в диапазоне возмож-
ных скоростных и нагрузочных режимов работы. В двигателях, которые
используют на машинах, рассчитанных на применение данного дви-
гателя, поломки коленчатых валов из-за развития крутильных коле-
баний случаются крайне редко и, как правило, на стадии доводки кон-
струкции. Однако вероятность возникновения повышенных колебаний
и поломки заметно увеличивается в случаях, когда выпускаемый дви-
гатель приспосабливают для какой-то машины, обладающей системой
валов (валопроводов), которые сочленяются с коленчатым валом дви-
гателя. Таким образом возникает необходимость проверки сложной
колебательной системы на возможность развития крутильных коле-
баний и в соответствующих случаях принятия мер по их гашению.
Расчет на крутильные колебания сводится к оценке напряжений,
возникающих в элементах вала на опасных режимах работы (как
правило, при резонансе).
В инженерной практике крутильные колебания рассчитывают
по этапам: 1) замещают реальную систему вала расчетной, динамиче-
ски ей эквивалентной; 2) определяют частоты собственных колеба-
ний расчетной системы; 3) проводят гармонический анализ возмуща-
ющих моментов от действия сил инерции и газов, а также моментов
сопротивления, действующих в системе; 4) определяют параметры
движения элементов эквивалентной системы под действием возмуща-
ющих моментов, устанавливают резонансные режимы; 5) определя-
ют напряжения и запасы прочности вала на резонансных режимах
с учетом крутильных колебаний; 6) разрабатывают средства умень-
шения (гашения) крутильных колебаний.
В процессе расчета, как это будет видно далее, делают большое
количество различных упрощающих анализ допущений. Это приводит
к тому, что расчеты носят приближенный характер, поэтому возни-
кает необходимость экспериментальной проверки действующих на-
пряжений тензометрированием валов или путем записи колебатель-
ного движения, совершаемого элементами коленчатого вала.
228
Основные определения. Рассчитываемую систему принято называть
эквивалентной. Эквивалентная система представляет собой совокуп-
ность сосредоточенных масс, динамически замещающих массы дви-
жущихся элементов реального валопровода и не имеющих массы, но
обладающих жесткостью участков вала одного диаметра с кривоши-
пами, на которых размещены сосредоточенные массы.
Условие получения эквивалентной схемы — сохранение равенст-
ва энергетического баланса при колебаниях действительной и экви-
валентной систем. Введем основные
обозначения (рис. 8.15): ср — текущее
значение угла закрутки (деформация
кручения); Ф — максимальное угловое
отклонение колеблющейся массы (ам-
плитуда).
Крутильной жесткостью вала с на-
зывают значение скручивающего мо-
мента, которое необходимо, чтобы де-
формировать вал на единицу. В качестве
такой единицы чаще всего выбирают
радиан. В соответствии с определением
с = Л4„/<р.
Деформация кручения
ср = MJ/(GJP),
Рис. 8.15. Схема простейшей
крутильной системы
где I — длина вала; G — модуль сдвига материала; Jр — полярный
момент инерции поперечного сечения вала.
Крутильную жесткость вала можно выразить через параметры
вала — геометрические и прочностные: с — GJрН.
Величину, обратную с, называют крутильной податливостью вала.
Параметры движения вала соответственно: ср — скорость, ср — ус-
корение. Начальные параметры движения будут иметь индекс 0 (нуль).
Напомним, что частотой собственных колебаний простейшей крутиль-
ной системы называют
<в == cU ,
где J — момент инерции массы т.
Условия возникновения колебаний. Крутильные колебания могут
возникать в результате двоякого характера приложения нагрузки.
В первом случае крутильная система испытывает резкий ударный
импульс в момент времени t — 0. вследствие приложения которого
система начинает совершать колебательное движение. При этом в на-
чальный момент времени система недеформирована, т. е. ср0 = 0. а
скорость скачком принимает свое максимальное значение <р0 = сртах.
Во втором случае колебания возникают в результате резкого снятия
деформирующей нагрузки. Если положить, что в начальный момент
времени система была закручена на угол <р0 = фтах> то соответствен-
но в этот момент времени ср0 = 0- Начальные условия возникновения
колебаний в этих двух случаях различны, а колебания отличаются
только фазовой характеристикой.
8—686
229
Составление эквивалентных систем. Равенство кинетических и по-
тенциальных энергий при колебаниях действительной и эквивалент-
ной систем обеспечивается соблюдением: I) равенства жесткости от-
дельных участков эквивалентного и действительного валов; 2) ра-
венства моментов инерции сосредоточенных масс эквивалентной сис-
темы моментам инерции распределенных масс элементов реального
вала.
Для практических расчетов чаще всего в качестве диаметра при-
ведения вала принимают диаметр коренной шейки, а массы приводят
к радиусу кривошипа. Если имеется вал, состоящий из нескольких
участков, разной длины и разного диаметра, то приведенная длина
вала /с диаметром d0 может быть найдена из следующих соображений.
На каждом участке сохраняется условие с — сС1 где с0 — приве-
денная крутильная жесткость На основании определения крутильной
жесткости на i-м участке вала будет сохраняться условие GJqIIq =
= GJiUt, откуда /о =
Учитывая, что полярный момент инерции для сплошного вала J —
= jid4/32, можно записать, что /0 = т. е. приведенная дли-
на t-го участка вала равна его геометрической длине, умноженной
на отношение диаметров в четвертой степени.
Общая приведенная длина вала, состоящего из цилиндрических
участков, — это сумма приведенных длин отдельных участков, т. е.
~ 4 ($>!^1) + * • • + /fe (do/d/г) = do2 {Ц/dj).
Если имеется два сплошных цилиндрических участка диаметрами
dj и dz соответственно с длинами /j и 12, то, приводя второй участок
к первому, получим выражение эквивалентной длины для второго
участка /0 — Izidi/ds), а суммарная длина вала будет
/ = /1 + = /1 + /2 (^1/ -
Суммарная деформация вала, состоящего из элементов произ-
вольной формы, под действием момента равна сумме деформаций
его отдельных участков, т. е.
k
Ф = Ф1 + Ф‘2 + ' ' ' + <Pfe = V Фр
или, по определению,
Мк!с = Ч------------1- MK/ch,
откуда
I/C= V(I/c,).
1
Другими словами, податливость вала, состоящего из k участков
любой формы, равна сумме податливостей каждого из его участков.
Это обстоятельство позволяет определить приведенную длину вала.
230
содержащего элементы любой конфигурации. Запишем выражение
для суммарной податливости в виде
/0/(GJ0) = 4/(СЛ) + Z2/(GJ2) + • • • 4 lh/(GJh),
откуда
k
l0=J0
1
т. e. приведенная длина сложного участка вала равна сумме приве-
денных длин его отдельных элементов.
В научно-технической литературе по крутильным колебаниям дано
большое количество полуэмпирических формул, с помощью которых
осуществляется приведение длин различных элементов вала, содер-
жащих например, конические и галтельные переходы, шпоночные
канавки, шлицевые или фланцевые соединения, внутренние полости,
расположенные произвольно относительно оси вала.
Приведение длины колена вала. Колено вала помимо цилиндричес-
ских участков содержит брус прямоугольного сечения, которым приб-
лизительно представляется щека коленчатого вала. Под действием
крутящего момента, приложенного к коренной шейке, щека будет
подвержена изгибу. Можно записать, что изгибная жесткость щеки
сиз = /Ик/ф = EJ x_x/r = GJ р/1щ,
где J х_х — момент инерции поперечного сечения щеки относительно
центральной оси х—х; Е — модуль материала вала при изгибе; от-
сюда приведенная длина щеки
/щ = (G/£)r (7Р/7Ж_Х).
Приведенная длина колена полноопорного вала
/<> = (^ш.ш 4” (J p/J р ш.ш) 4“ Uk-Ш 4“ 2Д/к.ш) (j p/j р К-ш) 4~
+ 2(G/E)r(Jp/Jx_x),
где /к.щ — длина коренной шейки; /ш.щ — длина шатунной шейки.
В последней формуле А/ — поправка, учитывающая наличие гал-
тельного перехода от одного участка вала диаметром dt к другому
диаметром d2. Она может быть найдена из зависимости, полученной
экспериментально:
МП.............. 0 0,065 0,095 0,115 0,12
djd2............ 1 0,8 0,6 0,4 0,2
Для межцилиндрового промежутка неполноопорного вала формула
несколько изменяется в зависимости от угла между коленами. При
плоском вале
k = (/ш.ш + 2А/Ш.Ш) (Ур//ш.ш) + 2 (G/E) г (JP/JX_X).
Замена масс действительной системы производится с условием со-
хранения в эквивалентной системе равенства значений моментов инер-
ции деталей относительно той же оси, что и в действительной системе.
к»
Такой осью обычно служит ось коленчатого вала. Сохранение значе-
ния момента инерции массы достигается равенством кинетической
энергии действительной и эквивалентной колебательных систем. Из
сказанного следует, что в случае приведения к радиусу г вращающая-
ся масса будет
JД(, йств^ >
где «/действ — действительный момент инерции вращающейся массы;
г—радиус приведения (обычно это радиус кривошипа).
Возвратно-поступательно движущаяся масса приводится также
к радиусу кривошипа по условию равенства кинетических энергий.
Напишем условие эквивалентности: пцо212 — mj3u2l2, откуда mj3 =
= пг^(и21и2), т. е. эквивалентная масса равна массе деталей, движу-
щихся возвратно-поступательно, умноженной на отношение квадрата
скорости поршня v к квадрату окружной скорости радиуса кривоши-
па и. Величина v изменяется гармонически, и приведенная масса тоже
должна изменяться гармонически. На практике mj3 заменяют сред-
ней величиной. Действительно,
2л
I т/э|ср = 1 mi (у2/“2) 1ср = |1/(2^)] f {rWfsin? +
о
+ (X/2) sin 2<p]2/(r2w2)} nijdtp,
или
I 1ср = 0,5тД1 + Х2/4) « 0,5m,-,
т. е. эквивалентную массу приближенно принимают равной половине
массы деталей, движущихся возвратно-поступательно. Используя
приводимые правила замены масс, находят моторную массу, т. е. сум-
му приведенных масс всех элементов одного кривошипа, и ее мо-
мент инерции:
тм = mr + mj3 = + тш.к + 0,5т/,
Jm — “Ь Ап-ш “Ь 2«/щ -|- 0,5m/- ,
где «/к.ш — момент инерции коренной шейки; /ш.ш — момент инер-
ции шатунной шейки; — момент инерции щеки; тк — масса криво-
шипа; тш.к — часть массы шатуна, приведенной к оси кривошипа
(шатунной шейки); т} — масса частей, движущихся возвратно-по-
ступательно; г — радиус кривошипа.
Приведение к валу двигателя элементов, связанных с ним передачей,
осуществляют, исходя из равенства кинетических энергий сопрягае-
мых валов.
Кроме жесткостей и моторных масс важной характеристикой ко-
лебательной системы служит величина, учитывающая наличие со-
противлений в системе. Сопротивления возникают прежде всего из-за
трения в подшипниках коленчатого вала, в деталях поршневой группы,
внутреннего трения в материале, развивающегося при деформациях.
Часть энергии колебаний расходуется при возникновении ударов
в движущихся относительно друг друга деталях группы коленчатого
232
вала. В расчетах сопротивление чаще всего принимают пропорцио-
нальным скорости колебательного движения. Сопротивления при-
водят к рассеиванию энергии колебаний, к их затуханию.
Количественно сопротивления принято оценивать значением коэф-
фициента демпфирования Е. Момент сил сопротивления в соответст-
вии с принятым допущением равен произведению коэффициента
демпфирования на скорость колебательного движения:
Л4Д = Л г = — gq>.
Рис. 8.16. Схема сложной крутильной системы
Тангенциальную силу сопротивления Те, приложенную к кривошипу
и отнесенную к единице площади поршня и единице окружной ско-
рости в колебательном движении шатунной шейки кривошипа, назы-
вают относительным коэффициентом демпфирования'.
Л /(КпФ).
Используя приводимые определения, можно записать, что коэффи-
циент демпфирования
В = %Far*.
Относительный коэффициент демпфирования определяют экспе-
риментально; для современных поршневых двигателей £ = (2 -j-
-4- 6) 104 Н • с/м3. Входящие в состав трансмиссий различные упругие
элементы (муфты, сцепления) характеризуют обычно тремя величина-
ми: моментом инерции, жесткостью и параметром сопротивления.
В качестве примера на рис. 8.16 приведена схема сложной кру-
тильной многомассовой колебательной системы, которая содержит
упругий элемент /, шестицилиндровый двигатель 2 с маховиком 3,
сцепление 4, коробку передач 5, рабочий орган 6; сосредоточенные
массы обозначены кружками, наличие сопротивлений в элементах
валопровода отмечено на схеме поршеньками.
Гармонический анализ возбуждающего момента. Для практичес-
ких расчетов применяют гармонический анализ крутящего момента
с использованием рядов Фурье, причем анализируют раздельно мо-
мент от сил давления газов и сил инерции. При анализе определяют
амплитудное значение составляющей, ее фазу и начальное значение.
233
Если ог, bt — коэффициенты Фурье для i-ii гармоники, то ее амп-
литуда и фаза
Л = V аг(+ b] ; 8г = arctgfai/bt).
Общий вид разложения крутящего момента Л4К от сил давления
газов в ряд Фурье может быть записан так:
оо
Л4„ = Л4ср + At sin («/ ф- &г),
1
где со = 2л/Т — цикловая угловая скорость, определяемая перио-
дом крутящего момента.
Период гармоник Т с увеличением их порядка I постепенно убы-
вает, но остается кратным периоду разлагаемой кривой. В четырех-
тактных двигателях полное изменение крутящего момента от сил дав-
ления газов происходит за два оборота вала двигателя, а от сил инер-
ции —- за один, т. е. период низшей гармонической составляющей от
сил давления газов равен времени совершения двух оборотов вала:
Гга&) = 4л/со = 120/п, а соответственно от сил инерции
= 2тс/« = 60/п.
Поэтому порядки гармонических составляющих момента от сил
давления газов (их называют моторными) будут 0,5; 1; 1,5; 2;....
В двухтактных двигателях периоды гармоник моторных и от сил
инерции совпадают.
Аналитический ряд, представляющий собой момент от сил инерции,
имеет тот же вид, что и ряд от сил давления газов с одним отличием:
Л4СР = 0. На рис. 8.17 представлены первые гармонические состав-
ляющие разложения момента от сил инерции (б) и давления газов (а).
Значения амплитуд гармоник от сил инерции убывают очень быст-
ро. В практике обычно ограничиваются первыми четырьмя членами
разложения. Амплитуды гармонических составляющих от сил давле-
ния газов убывают медленно. Гармонические составляющие одного
порядка и одного режима обычно складывают по правилам суммиро-
вания векторов.
Если, например, осуществлен гармонический анализ момента на
режиме максимальной мощности, то значения амплитуд гармониче-
ских составляющих для другого режима можно найти приближенно,
умножая соответственно амплитуды гармонических составляющих,
от сил давления газов на отношения индикаторных давлений и от сил
инерции — на отношение квадратов чисел оборотов.
Для многоцилиндровых двигателей часто строят фазовые (век-
торные) диаграммы, с помощью которых определяют фазовые сдвиги
одноименных гармонических составляющих, действующих на разных
коленах вала. Сравнивая одноименные гармонические составляющие
на первом и на Ам коленах, можно заключить, что на Ам колене на-
чальная фаза будет 6г{- = 6г1 — /6, где — начальная фаза Ай гар-
монической составляющей на первом колене; 6 — угол поворота ко-
234
ленчатого вала за промежуток времени между началом рабочего хода
в первом и г-м цилиндрах.
Если в результате анализа фазовых диаграмм будет установлено,
что все векторы амплитуд моментов на всех коленах направлены в одну
сторону и складываются арифметически, то такие синфазно действую-
щие крутящие моменты будут очень опасными; соответствующие им
гармонические составляющие называют главными. Гармонические сос-
тавляющие, векторы амплитуд которых направлены в противополож-
ные стороны, называют сильными, остальные гармоники — слабыми.
a) S)
Рис. 8.17. Графики первых гармоник от сил инерции (б) и сил дав-
ления газов (а)
Колебания эквивалентной системы. Допустим, что на эквивалент-
ную колебательную систему действует возмущающий момент Мк.
В общем случае в системе возникнут упругий момент Мупр = —сер,
демпфирующий момент М& = —1<р, инерционный момент Ма = J<р.
Колебательное движение системы с одной степенью свободы под дейст-
вием моментов характеризуется уравнением
Ми = мд + Л1упр + Л1к,
или в дифференциальной форме
J<p = g<p + с<р = Л4ср У A, sin (ieot + Зг).
(8.15)
Правая часть уравнения содержит сумму, однако с учетом допу-
щения о линейности системы справедливо утверждение, что каждое
слагаемое внешней силы действует на систему независимо от други х
одновременно приложенных сил, а результат их общего действия ра-
вен сумме действий каждой из сил. В общем виде решение этого
235
дифференциального уравнения состоит из двух частей — общего и
частного. Частное решение (8.15) описывает вынужденные колебания,
общее решение — собственные колебания. Число частот собственных
колебаний равно количеству степеней свободы колебательной системы.
В крутильных системах их число на единицу меньше числа сосредото-
ченных масс эквивалентной системы. Частоты собственных колебаний
определяют по (8.15), приравнивая нулю правую часть и второй член
левой части. Это допущение означает, что частоты и формы собствен-
ных колебаний действительной системы с сопротивлением не отлича-
ются от частот и форм колебания без сопротивления. Сказанное спра-
ведливо для действительных систем, обладающих малым сопротив-
лением. Сопротивление считается малым, когда критерий демпфиро-
вания Д = f/(2.Ao с) меньше единицы. Между двумя эквивалентными
массами, которые могут перемещаться (закручиваться) относительно
друг друга, всегда можно установить неподвижное сечение — узел
колебаний. Диаграмму углов закрутки сечений вала по длине назы-
вают формой колебаний. На практике учитывают обычно одно- и двух-
узловую формы колебаний и очень редко трехузловую.
По определению, частотой собственных колебаний одномассовой
системы называют величину юс — |/ clJ . Для двухмассовой системы
частота собственных колебаний
юс = У с (Jj 4- J2)/(/2) •
Собственные частоты многомассовых крутильных систем
(см. рис. 8.16) находят методом остатка, основой которого служит ут-
верждение, что сумма моментов сил упругости и сил инерции
колеблющихся масс упругой системы при свободных колебаниях рав-
на нулю. Используя это правило, для каждой t-й массы составляют
уравнение вида
ДЪ + Q-j (Фг — Ф.-1) + ct (<рг- — <рг+1) = 0.
Так как <рг = Ф^поуУ, а = —Ф^зшсо^, то
Фг-1А-1 + ф< (Мс — сг_1 — с;) + Фг+1сг = 0,
где Ф — амплитудные значения деформаций в соответствующем се-
чении вала.
Переходя к относительным амплитудам аг, можно записать, что
<4 = <4-1 (we/c,-i) ah^h>
i
где ai = Ф//Ф(.
Написав уравнения для всех масс и просуммировав их, установим,
что
/г Ф(. = 0 или о/ У аДг = 0.
1 1
23<3
Последнее равенство может быть справедливо лишь при определен-
ных сос. Задаваясь значениями сос и определяя ог, строят кривую-
п
f(wc) = at^t- Пересечение кривой с осью абсцисс дает искомые <ос.
1
Развитие электронно-вычислительной техники позволяет применять
более современные матричные методы определения частот собственных
колебаний.
ления колебаний в зависимости от отношения <о/юс
Напишем решения дифференциального уравнения движения одно-
массовой системы, когда на нее действует синусоидальное возмущение,
в виде
Феын =[1/]А1 —ш2А°с)2+ 4Д2(ш2/ш?) ](M/c)sin(«rf — е), (8.16)
т. е. вынужденные колебания происходят с частотой возмущающего
момента и сдвинуты от него по фазе на угол е, тангенс которого
tg е = 2Д (ю/юс)/[1 — (w/%)]-
Величина М/с представляет собой статическую деформацию вала
под действием момента А4, а []Л( 1 — ю2/ю2)2 + 4Д2(<о2/о>2) j на-
зывают коэффициентом динамического усиления колебаний. На.
рис. 8.18 приведен график этого коэффициента при различных вели-
чинах Д в зависимости от а>/сос. Максимум возникает при со = сос,
т. е. при резонансе. Этот случай, когда со/сос = 1, наиболее опасен. В
частности, из (8.16) видно, что если бы отсутствовали силы сопротив-
ления, то амплитуда колебания выросла бы до бесконечности, что
237
должно сопровождаться разрушением вала. В силу того обстоятельст-
ва, что только колебания при резонансе представляют практический
интерес, анализ колебательного движения многомассовых систем на-
чинают с установления возможных оезонансов в рабочем диапазоне
частот вращения двигателя. Условие возникновения резонанса —
совпадение частоты собственных колебаний с частотой изменения со-
ответствующей гармонической составляющей крутящего момента, или
<ос = k<n. Частоту вращения, при которой происходит резонанс опре-
Рис. 8.19. Схема, поясняющая характер дей-
ствия гасителя на колебания вала и выведе-
ние резонанса за область рабочего диапазона
частот вращения (Ап — рабочий диапазон)
деленной формы колебаний
с определенной гармони-
ческой составляющей кру-
тящего момента, называют
критической. В результате
оценок значений амплитуд
колебаний при резонансе
системы с различными гар-
моническими составляющи-
ми крутящего момента и
различными частотами вра-
щения строят резонансную
кривую для каждой массы,
используя уравнение ра-
бот, совершаемых возбуж-
дающими моментами, кото-
рые при резонансе равны между собой.
Чтобы предотвратить развитие резонансных колебаний в рабочем
диапазоне частот вращения, конструктор вариацией параметров коле-
бательной системы (J, с, т, I, Д) добивается изменения частоты соб-
ственных колебаний и таким образом резонанс выводится за пределы
рабочего диапазона. Если изменить параметры колебательной системы
нельзя, а в рабочем диапазоне возникает резонанс, то часто устанав-
ливают, увеличивая Д системы, гасители крутильных колебаний (демп-
феры), добиваясь тем самым снижения резонансной амплитуды на-
пряжений до допускаемой величины. Кривые на рис. 8.19 поясняют
мероприятия по снижению амплитуды колебаний системы (кривая 1)
с помощью гасителя (кривая 2) или при выведении резонанса из ра-
бочего диапазона частот вращения (кривая 3).
Дополнительные деформации кручения, возникающие при коле-
баниях, следует учитывать при расчетах валов на прочность. Для
этого к моменту, скручивающему вал на i-м участке, добавляют упру-
гий момент, вызываемый периодической знакопеременной закруткой
вала, т. е.
Мрасч = Мк + Л1упр,
где Мупр = сгДф.
Расчетное значение крутящего момента используют для оценки
напряжений кручения и изгиба, применяя обычные формулы сопро-
тивления материалов.
238
ГЛАВА 9
ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ О КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ
§ 9.1. Общие положения о качествах конструкций,
нагруженности деталей и прочностных расчетах
двигателей внутреннего сгорания
Общие положения. Конструкцию двигателя принято характеризо-
вать прежде всего надежностью и металлоемкостью (материалоем-
костью). Наряду с топливной экономичностью качество надежности
двигателя внутреннего сгорания определяет величину затрат, которые
необходимо осуществить в эксплуатации для обеспечения нормаль-
ного выполнения функций машины, на которой двигатель установлен.
Принято говорить, что качество надежности двигателя заклады-
вается при его разработке и изготовлении (конструктор задает вполне
определенные запасы прочности деталей) и поддерживается в процессе
эксплуатации и при ремонтах. Качество надежности двигателя в экс-
плуатации складывается из следующих признаков: долговечности,
безотказности, способности работать длительное время без ухудшения
исходных эффективных показателей и способности выдерживать пере-
грузки, малых объемов и трудоемкости операций по техническому обс-
луживанию и уходу, ремонтопригодности, моторесурсу и износостой-
кости, сохраняемости. Под моторесурсом понимается наработка дви-
гателя в моточасах или километрах пробега автомобиля до определен-
ного состояния фактического или заданного технической документа-
цией, Такое многообразие признаков надежности затрудняет выбор
единого критерия для характеристики этого качества в эксплуатации.
Чаще всего в этих целях используется понятие отказа — любой вы-
нужденной остановки двигателя. На базе этого понятия надежность
машин характеризуют: частотой отказов, длительностью работы дви-
гателя между отказами, закономерностью изменения частоты отказов
за период службы двигателя, трудоемкостью работ, необходимых для
устранения отказа. В настоящее время в процессе эксплуатации не
удается обеспечить конструктивно-технологическими средствами на-
дежность двигателей на должном техническом уровне, поэтому при-
меняют комплекс технических воздействий, называемый системой
технического обслуживания и ремонтов.
Для д. в. с. дорожно-строительной машины большую важность
имеет металлоемкость конструкции. Ее характеризуют значением
удельной массы (кг/кВт): т = G/Ne. Кроме конструктивного совер-
шенства этот показатель учитывает степень применения легких спла-
вов и пластмасс. Обычно стремятся этот показатель уменьшить. Удель-
ная масса поршневых двигателей автотракторного типа колеблется
в широких пределах в зависимости от области их применения: mN =
= 0,3 4- 10 кг/кВт. Для двигателей дорожно-строительных машин
этот показатель ближе к верхнему пределу. Металлоемкость и на-
дежность двигателя определяются прочностью деталей, их жесткостью,
износостойкостью, для оценки которых существуют расчетные и экс-
периментальные методы.
239
Нагрузка на детали двигателя. Детали двигателя оказываются
нагруженными в результате действия сил давления газов, инерции,
трения, моментов сил, а также в результате развития колебательных
процессов в деталях двигателя. Дополнительные напряжения раз-
виваются в деталях двигателя из-за неравномерного их нагревания,
и использования технологических приемов сборки, связанных с дефор-
мациями сопрягаемых деталей.
Напряженное состояние детали в результате действия механиче-
ских и тепловых нагрузок оказывается сложным. От возникающих
напряжений зависят механическая прочность, надежность, долго-
вечность деталей д. в. с., затраты металла на его изготовление и при
эксплуатации и капитальном ремонте. К прочностным характеристи-
кам д. в. с. дорожно-строительных машин предъявляются требования..
в известной мере общие с требованиями к двигателям другого назначе-
ния, а именно: обеспечение максимальной полезной отдачи за период,
эксплуатации, высокие долговечность и эксплуатационная надеж-
ность, прочность. Обеспечение этих требований наряду со многими дру-
гими факторами определяется, в частности, сочетанием механических
и термических нагрузок, которые, в свою очередь, зависят от особен-
ностей работы двигателя на характерных режимах использования ма-
шин. Применительно к дорожно-строительным машинам характерны-
ми режимами использования будут экскавация грунта, передвижение-
или перемещение массы грунта, погрузочно-разгрузочные работы,,
укатка полотна и т. д.
С помощью внешней, нагрузочной и регуляторной характеристик
д. в. с., свойственных для работы на установившихся режимах,
выделяют режимы, опасные для механической прочности: режим
максимального крутящего момента МкртаХ; Ргтах, пм; режим
максимальной (номинальной) мощности NНОм, Р г, ппом, Pf, режим
максимальной частоты вращения при холостом ходе пх.хтях, Pimaxr
режим пуска Р2, когда происходит первая вспышка в цилиндре дви-
гателя.
Первый и последний из указанных режимов характерны действием
силы давления газов, нагружающей детали двигателя, при этом дей-
ствием сил инерции можно пренебречь; третий режим характерен мак-
симальными силами инерции, здесь пренебрегают действием сил дав-
ления газов. Для работы на номинальном режиме характерно действие
как сил давления газов, так и сил инерции. При работе на любом из
упомянутых режимов будет существовать определенная степень на-
грева деталей, что приведет к развитию дополнительных тепловых
деформаций и соответственно дополнительных напряжений в деталях.
Уже из приведенного перечня так называемых расчетных режимов
видно, что наиболее четко выраженным свойством всех действующих
сил, а отсюда и напряженного состояния всех деталей двигателя, бу-
дет их переменность или цикличность действия. Подчеркнем еще раз
то обстоятельство, что в данном случае речь идет о силах и нагрузках,
развивающихся при работе на установившемся режиме. Если при-
нять во внимание переменность режимов работы при эксплуатации
двигателя, то становится понятной известная неопределенность со-
Z4U
четания нагрузок на детали двигателя, напряженного состояния дета-
лей, а отсюда и известная условность расчетных оценок прочности
деталей.
Циклическая прочность. Итак, основным свойством нагрузок,
действующих на детали двигателя, является их переменность. Из-
вестно, что детали, подвергающиеся длительной переменной нагрузке.
разрушаются при напряжениях, меньших предела прочности материа
ла при статическом нагружении. В д. в. с. статическая нагрузка яв
ляется исключением. Нагрузоч-
ный и скоростной режимы рабо-
ты двигателя обусловливают
циклическое изменение нагруз-
ки на детали с определенными
частотой и амплитудой. При
расчете на прочность под дей-
ствием циклических нагрузок
за основу берут напряжение,
называемое пределом выносли-
вости.
Различают циклы нагруже-
ния (рис. 9.1) симметричный
знакопеременный, асимметрич-
ный знакопеременный, пульси-
рующий, сложный. Амплитуда
а)
Рис. 9.1. Диаграмма выносливости
(а) и схемы циклов нагружения зна-
копеременного симметричного (б),
знакопеременного асимметричного
(в), пульсирующего (а), сложного (д)
и период цикла служат основ-
ными его характеристиками.
ОбыЧНО ВЫДеЛЯЮТ Отах И r’min —
максимальное и минимальное
напряжения цикла, оо и от —
амплитудное и среднее значения
напряжений цикла. Величину
г = называют коэффициентом асимметрии цикла.
Предел выносливости для данного материала определяют на об-
разцах, которые подвергают действию нагрузок с симметричным
циклом. С уменьшением амплитуды напряжения увеличивается число
циклов, которое выдерживает образен до поломки. Для сталей при
числе циклов N > 10е наблюдается стабилизация напряжения. Его
значение и принимают в качестве предела выносливости. Для цветных
сплавов, в особенности алюминиевых, наблюдается дальнейшее по-
нижение напряжения, при котором происходит поломка образца (до
Д'> 107). В этих случаях следует говорить об условном пределе
выносливости. Не существует четко выраженных пределов выносли-
вости при контактных напряжениях, циклическом нагружении в ус-
ловиях повышенных температур, при работе деталей под действием
химических активных сред. Эти условия работы характерны для боль-
шинства деталей д. в. с. Не определен предел выносливости для де-
талей, обладающих анизотропией механических свойств или неодно-
родностью структуры по сечениям детали (блоки цилиндров, головки
блоков цилиндров и т. д.). С пределом выносливости часто связывают
241
порог трещинообразования, под которым понимают значения напряже-
ния, при котором возникают трещины. Вводя в расчеты механической
прочности деталей двигателя предел выносливости, следует вводить
множество поправок, которые учитывают форму и размеры детали, со-
стояние ее поверхностей, технологию ее изготовления. Собственно,
таким образом вводится понятие циклической прочности детали, ко-
торому больше свойствен практический смысл.
Натурные испытания детали, а в последнее время и узла двигателя,
в целом служат источником для накопления данных о циклической
прочности деталей, узлов двигателя, так как усталостная прочность
зависит не только от характеристик цикла прикладываемой силы, ма-
териала, форм и технологии изготовления детали, но и от факторов,
учитывающих взаимодействие ее со смежными деталями. На цикли-
ческую прочность влияет также вид напряженного состояния: одно-,
двух- или трехосное, а также сочетания различных напряжений. По-
требность в знании предела выносливости проистекает из того, что нас
всегда интересует запас прочности детали. Степень нашего незнания
всегда в таких случаях оплачивается повышением расхода металла,
увеличением металлоемкости конструкции.
В общем виде предел выносливости детали
Од Дет = (ёу, Oj ,
где cd — предел выносливости гладкого полированного образца из
того же материала, что и деталь; ki — коэффициент качества обра-
ботки; k2 — коэффициент коррозионного воздействия; k3 — коэффи-
циент, учитывающий повреждения поверхности при износе в процессе
эксплуатации; k4 — коэффициент, учитывающий частоту циклов на-
гружения; k5 — коэффициент, учитывающий ударный характер при-
ложения нагрузки; ke — коэффициент, учитывающий нагревание де-
тали; k7 — коэффициент, учитывающий неоднородность материала;
ks — коэффициент, учитывающий характер нагрузки; eft — коэффи-
циент, учитывающий размеры детали; k3 — коэффициент, учитываю-
щий концентрацию напряжений.
Считают, что более достоверным является путь определения пре-
дела выносливости путем натурных испытаний детали.
Жесткость конструкции. Работоспособность конструкции двигателя
внутреннего сгорания и его деталей в значительной степени опре-
деляется их жесткостью. Под этим качеством конструкции д. в. с.
понимается способность сопротивляться действию внешних нагрузок
с наименьшими деформациями. Повышенная деформация (без разру-
шения и без нарушения механической прочности) может привести к
выходу из строя двигателя в целом. Количественно жесткость оце-
нивается коэффициентом, представляющим собой отношение силы,
приложенной к системе, к максимальной деформации, вызываемой
этой силой. Величину, обратную коэффициенту жесткости, называют
коэффициентом упругости.
Жесткость конструкции определяется модулем упругости мате-
риала, геометрическими характеристиками сечения и линейными
242
размерами деформируемого тела, видом нагружения и конструкцией
опор. В практике конструирования следует отдавать предпочтение
такому материалу, который обладает способностью нести наиболее
высокие нагрузки при наименьших деформациях и массе.
В д. в. с. нежесткий блок цилиндров может вызвать нарушение
регулировок расположенных на нем механизмов, повышенное трение
и износ подшипников скольжения и даже их выкрашивание.
Существует тенденция максимального обеспечения прочности
конструкции путем придания ей равнопрочных свойств при исполь-
зовании сверхпрочных материалов, способных работать без наруше-
ния при достаточно высоких деформациях. Эти факторы уменьшают
жесткость конструкций. Нужно иметь в виду также, что ремонтные
воздействия на детали д. в. с. (такие, как перешлифовка шеек вала
под ремонтные размеры) также приводят к уменьшению жесткости
детали, узла. Возможности аналитической оценки способности кон-
струкции д. в. с. к деформациям связаны с использованием метода ко-
нечных элементов, вошедшего в практику прочностных расчетов в
последние годы благодаря использованию ЭВМ. Аналогичные оценки
классическими методами сопротивления материалов или теории упру-
гости для деталей д. в. с. затруднительны.
Температурные напряжения и деформации. Нагрев деталей д. в. с.
является следствием осуществления в нем рабочих процессов. Если
деталь д. в. с. при изменениях температуры лишена возможности,
свободно расширяться или сжиматься, то в ней возникают тепловые
напряжения. Тепловую прочность материала характеризуют отноше-
нием предела текучести материала к фактору Еа/[Х(1—/и)], где а —
коэффициент линейного расширения материала; т — коэффициент
поперечной деформации или отношение величины поперечного сжа-
тия к продольному удлинению; X — коэффициент теплопровод-
ности.
При переходе в область температур, при которых начинают ме-
няться показатели прочности, упругости, линейного расширения,
теплопроводность обычных материалов, применяемых для изготовле-
ния деталей д. в. с., следует пользоваться понятиями жаропрочности
и жаростойкости. Первое характеризует способность длительно-
выдерживать напряжение в условиях высоких температур, второе —
способность сопротивляться коррозии при этих температурах.
Тепловые деформации меняют взаимное расположение деталей в
узлах, имеющих различную рабочую температуру или изготовленных
из различных материалов. Часто это приводит к возникновению тер-
мических зазоров или натягов в сочленениях, что учитывают при
холодной сборке механизмов в основном или ремонтном производстве.
Обычно термические напряжения сочетаются с напряжениями от внеш-
них силовых нагрузок. Тепловую деформацию элемента детали оце-
нивают по зависимостям вида А/ = /оа(Л—й>). учитывающим ее кон-
струкцию, коэффициент линейного расширения материала и ее тем-
пературы в рабочем и нерабочем состоянии.
Определение удельных давлений и оценки износов деталей двигате-
лей. Значения удельных давлений служат ориентировочным показате-
243
.лем износостойкости сопряжения. К числу сопряжений, в которых
оценивают удельное давление, относятся подшипники скольжения,
а также сопряжение поршень—гильза цилиндров. Для упрощения
оценок предполагают, что нагрузка в сопряжении распределяется
равномерно по поверхности.
Удельное давление, найденное путем деления действующей силы
на проекцию опорной поверхности, сравнивают с допустимым, уста-
новленным на основании опытных данных. Предполагают, что износ
сопряжения прямо пропорционален значению среднего удельного
давления.
В эксплуатации неизбежно изнашивание всех трущихся деталей
двигателя, которое зависит от конструкции и технологии изготовле-
ния, качества применяемых топлив и масел, условий эксплуатации.
Под условиями эксплуатации понимаются способы пуска, тепловые,
скоростные и нагрузочные режимы, а также дорожные и климатиче-
ские факторы и запыленность воздуха. Пыль попадает в двигатель
вместе с воздухом и вызывает абразивный износ его трущихся соеди-
нений. Принято считать, что этот тип износа является определяющим
в двигателях дорожно-строительных машин (до 80%). На интенсив-
ность абразивного изнашивания влияют твердости абразивных частиц
и поверхностей трущихся деталей, размер абразивных частиц и их
удельная поверхность. При аналитических оценках величин износа
в трущихся сопряжениях чаще всего принимают, что износ прямо
пропорционален удельному давлению в сопряжении, концентрации
абразивных частиц на поверхности трущейся пары, обратно пропор-
ционален удельной дисперсности пыли, износостойкости материалов
трущейся пары. Чаще всего именно износ определяет предельное
состояние двигателя, г. е. такое состояние, при котором дальнейшая
эксплуатация двигателя невозможна из-за ухудшения его технико-
экономических показателей.
Оценка напряженного состояния деталей д. в. с. и прогнозирование
запасов прочности деталей. Существует много методов расчета напря-
женного состояния детали. Простейший из них основывается на пред-
положении статического действия спл и является условным. При этом
методе применяется одна из расчетных схем сопротивления материа-
лов, получаемая после упрощения формы детали, допущения об опор-
ных связях, выбора расчетного нагрузочного режима. Получаемые
при этом напряжения являются условными, сравниваются с анало-
гичными величинами в существующих хорошо зарекомендовавших
себя двигателях.
При расчетах на прочность с учетом знакопеременной нагрузки
учитываются характер механических нагрузок, особенности их из-
менения, конструкция и технология изготовления детали. При таком
расчете определяется коэффициент запаса прочности, под которым
понимается отношение допустимого напряжения для детали к макси-
мальному действующему, т. е. па = or/omax или пт = тг/ттах соот-
ветственно для нормальных и касательных напряжений. Используя
одну из теорий прочности, можно записать выражение коэффициента
244
запаса прочности при сложном напряженном состоянии, например
пх 1]/Г tii+ ni .
Полученные при расчетах значения коэффициента запаса прочности
сравниваются с допустимыми, на основе чего делается вывод о работо-
способности детален. При выборе допустимых значений коэффициентов
запаса прочности или просто допускаемых значений напряжений учи-
тываются назначение и режим работы двигателя, конструкция детали
и ее материал, обработка, наличие упрочняющих операций.
§ 9.2. Особенности конструкций
и условий работы деталей двигателя
Детали остова двигателя. К деталям остова двигателя относятся
картер, блок цилиндров, головка блока цилиндров и соединяющие
их детали (рис. 9.2, 9.3). Чаще картер и блок цилиндров отливают
как одно целое. Если картер изготовляют отдельно, то к нему крепят
или отдельные цилиндры, или блок цилиндров. Блок-картер совре-
менного поршневого двигателя — это наиболее сложная и дорогая
деталь. Он обладает большой жесткостью. В зависимости от вос-
приятия нагрузки различают силовые схемы с несущими цилиндрами,
с несущим блоком цилиндров, с несущими силовыми шпильками.
В первой схеме под действием сил давления газов стенки цилиндров и
рубашки охлаждения испытывают напряжение разрыва. Во второй
схеме, получившей наибольшее распространение, нагрузки восприни-
маются стенками цилиндров и рубашки охлаждения, поперечными пе-
регородками картера. В этой схеме часто используют сменные гиль-
зы «мокрые» или «сухие» (рис. 9.4). В этом случае основную нагрузку
несут стенки рубашки охлаждения. Конструкция в целом оказывается
менее жесткой. В третьей схеме растягивающие нагрузки воспри-
нимаются силовыми шпильками, а цилиндр (или блок цилиндров)
оказывается сжатым.
При работе силы давления газов, растягивая шпильки, разгружа-
ют цилиндр. Блок-картер служит базовой деталью, на нем размеща-
ются все навесные агрегаты, механизмы и системы двигателя. Блок-
картер воспринимает все силы, развивающиеся в работающем двига-
теле, отдельные его элементы подвергаются значительному местному
нагреву, он подвержен действию колебаний, а те его элементы, кото-
рые сопрягаются с подвижными деталями двигателя, в процессе экс-
плуатации сильно изнашиваются. При длительной работе блок-кар-
тер коробится из-за деформаций, действия силовых и тепловых
нагрузок и структурных изменений в материале. Как следствие, теря-
ются параллельность осей цилиндров, перпендикулярность осей ци-
линдров к оси коленчатого вала, возникают другие нарушения макро-
геометрии блока картера, что весьма нежелательно из-за увеличения
трения, износа и даже выхода из строя всего двигателя.
Головки блока цилиндров образуют верхнюю часть камеры сгора-
ния двигателя, служат для размещения деталей механизма газорас-
245
Рис. 9.2. Поперечный разрез двигателя А-01М бульдозера:
1 — маслозаборник; 2 — поддон картера;3 — маслоподающая труба; 4 — масляный
насос; 5 — коленчатый вал; 6 — блок-картер; 7 — гильза цилиндров; 8 — топливный
насос; 9 — головка блока цилиндров; 10 — воздухосборник; 11 — форсунка; 12 — крышка
головки блока цилиндров; 13 — выпускной трубопровод; 14 — поршень; 15 — водяная ру*
башка; 16 — штаига толкателя;, 17 — шатун; 18 — распределительный вал
Рис. 9.3. Поперечный (а) и продольный (б) разрезы блока цилиндров V-образ-
ного дизеля (1 — стенки рубашки охлаждения)
пределения, впускных и выпускных патрубков и коллекторов системы
газообмена. Головки цилиндров подвержены действию максималь-
ных сил давления газов, контактируют с нагретыми газами.
Для изготовления блок-картеров и головок цилиндров использу-
ют серые или легированные чугуны марок СЧ 15—32, СЧ 21—40 и
алюминиевые сплавы. Чугуны содержат около 3—4% углерода, ле-
гирующие элементы (марганец, хром, никель, титан, медь, молибден),
примеси серы и фосфора, кремний. Твердость чугунов составляет 230—
Рис. 9.4. Гильза цилиндров (а) и схемы по-
садки мокрой (6) и сухой (в) гильз
250 по Бринеллю. Для све-
дения к минимуму в про-
цессе эксплуатации дефор-
мации блока применяют
операцию искусственного
старения отливок перед
механической обработкой.
Стенки блока цилиндров
при работе двигателя ис-
пытывают циклические на-
пряжения изгиба. Обычно
стремятся уменьшить ам-
плитудные значения на-
пряжения, что достигается путем оребрения поперечных стенок. Что-
бы снизить упругие остаточные деформации постелей коренных под-
шипников коленчатого вала, обеспечить их соосность и улучшить
работу кривошипно-шатунного механизма, часто вводят силовые свя-
зи между крышками коренных опор и стенками блока.
Очень важно при сборке, изготовлении или ремонте снизить так
называемые монтажные деформации гильзы в сборе с блоком. Повы-
шенные монтажные деформации гильзы, как свидетельствует опыт
эксплуатации дизелей Д-37Е, ЯМЗ-236 и др., приводят к повы-
шенному трению и преждевременному износу гильзы. Равномерность
деформаций достигается путем обеспечения примерного равенст-
ва деформаций участка блока при затяжке каждой шпильки, а их
минимизация — путем увеличения жесткости гнезда, в котором раз-
мещается шпилька. Блоки цилиндров и гильзы двигателей с водяным
охлаждением подвержены кавитационному износу. Причиной воз-
никновения кавитации стенок блока цилиндров и гильз являются ин-
тенсивные вибрации, возникающие при осуществлении рабочего про-
цесса и ударах. Во избежание кавитационных износов в блоке цилинд-
ров размещают антикавитационную защиту (например, в двигателе
ЯМЗ), представляющую собой специальное антнкавитационное пло-
ское резиновое кольцо, устанавливаемое с натягом на гильзе и попада-
ющее вместе с гильзой при сборке в выточку в блоке и гильзе. Как
правило, при демонтаже узел разрушается, поэтому в эксплуатации
при переборках его нужно заменять новым. Равномерного распре-
деления нагрузок добиваются также во всех элементах головки блока
цилиндров.
Особое внимание уделяют совершенствованию технологии литья
головок и блоков цилиндров, чтобы снизить нарушение размеров
248
отливок, избежать отбеливания чугуна, обеспечить точность и ста-
бильность литья. Должным образом доведенная конструкция блока
цилиндров и головки обеспечивает наработку 8000 моточасов и более.
Важный элемент конструкции — прокладка головки блока ци-
линдров, обеспечивающая плотное соединение головки и блока ци-
линдров и препятствующая прорыву газов из камеры сгорания при
работе двигателя. Про-
кладки делают цельноме-
таллическими из меди или
алюминия, тонкого сталь-
ного листа (набора тонких
листов), а также из листов
графитизированного асбес-
тового картона, положен-
ных на стальную сетку.
Металлические проклад-
ки используют в дизелях
с жесткими блоками и го-
ловками и при большой
силе затяжки шпилек. Ас-
бестовые прокладки при-
меняют в карбюраторных
двигателях, а также в ди-
зелях. Шпильки, которыми
притягивают головки и
прокладку к блоку цилинд-
ров, изготовляют из угле-
родистых и легированных
сталей. Нижняя часть кар-
тера (поддон) в двигателях
не является несущей. Ее
отливают из алюминиевого
сплава или штампуют из
тонкого стального листа.
Поддон обычно служит
ванной для масла, в нем
Рис. 9.5. Поршень и кольца:
1, 12 —1 выточка под впускной клапан; 2 — канавка
под нижнее маслосъемное кольцо; 3 — выточка под
стопорное кольцо; 4 — канавка под верхнее масло-
съемное кольцо; 5 — канавки под компрессионные
кольца; б — бобышка; 7 — камера сгорания; 8, 9 —
дренажные отверстия; 10 — отверстия для подвода
масла к пальцу; 11 — поясок для подгонки поршней
по массе; 13 — компрессионные и 14 — маслосъемные
кольца
размещают маслоприемные устройства,
успокоители против разбрызгивания. Устанавливают его па про-
кладках для предотвращения вытекания масла.
Шпильки подвергают расчетам на прочность на знакопеременные
нагрузки. Оценки напряжений в элементах головок и блоков цилинд-
ров по формулам сопротивления материалов носят условный харак-
тер. Лишь в последние годы, после того как был развит метод конеч-
ных элементов, стала возможной постановка задачи о расчетах на
прочность таких сложных по конфигурации деталей, как блок цилинд-
ров и головка. Расчеты эти требуют применения мощных вычислитель-
ных машин. Традиционно заводы-изготовители много времени и сил
затрачивают на экспериментальное определение характеристик на-
дежности, вибрационной стойкости деталей остова
Группа поршня. К деталям группы поршня относят собственно
10—686
поршень, поршневые кольца — компрессионные и масляные, порш-
невой палец, стопорные кольца, заглушки. Эти детали определяют
герметичность рабочей полости, потери на трение; их конструкция
и техническое состояние решающим образом влияют на эффективные
показатели и долговечность двигателя (рис. 9.5—9.7).
При работе двигателя на
поршень действуют перемен-
ные по значению и направле-
нию силы давления газов и
инерции, боковые силы, силы
трения. Температурное состо-
яние поршня оказывается
очень сложным. Температуры
в теле поршня могут дости-
гать 250—300° С, что приво-
дит к возникновению терми-
ческих напряжений. Допол-
нительно нагружены элемен-
ты конструкции поршня —
канавки, торцовые кромки.
Изготовляют поршни из чугу-
на или, чаще, из алюминие-
вого сплава с кремнием (си-
лумин), с содержанием пос-
леднего до 22%. Поршни из
силумина на 20—30% легче
чугунных, у них лучше тем-
пературное состояние, меньше
трение, однако силуминовые
поршни менее износостойки.
В конструкции поршня
выделяют верхнюю часть —
головку, в которой размеща-
ются поршневые кольца, и
нижнюю —• юбку. Днище пор-
шня непосредственно воспри-
нимает давление газов и кон-
Рис. 9.6. Конструкции поршней тактирует с горячим рабочим
телом. В днище обычно рас-
полагается камера сгорания. Днище и бобышки, в которых размеща-
ется поршневой палец, составляют главный силовой элемент поршня,
воспринимающий сжатие от сил давления газов. На боковой поверх-
ности поршня прорезаны канавки, в которых размещаются компрес-
сионные и масляное кольца. В канавке под масляным кольцом
имеются дренирующие радиальные отверстия, способствующие отводу
масла в картер.
Компрессионные кольца (обычно их устанавливают два-три) обе-
спечивают уплотнение между полостью камеры сгорания и картером,
препятствуя прорыву газов (утечкам). Известны конструкции и с
одним кольцом. Снижение числа колец уменьшает потери на трение.
Юбка поршня передает боковые силы на гильзу. Это происходит
в плоскости качания шатуна, поэтому в плоскости, ей перпендику-
лярной, делают выемки, облегчая тем самым весь поршень.
При монтаже поршни одного комплекта подгоняют по массе во
избежание повышенных вибраций, поэтому поршни содержат техно-
логический прилив, откуда при необходимости можно снять металл.
На поршень с кольцами приходится основная доля потерь на тре-
ние. С целью снижения этих потерь разрабатывают такие боковые
Рис. 9.7. Способы крепления поршневого пальца в бобышках поршня:
а — стопорными кольцами; б —заглушками (7); в —болтами в верхней головке шатуна
профили поршня, которые обеспечивали бы минимальные потери
на трение. Существует так называемый бочкообразный профиль, ко-
торый позволяет обеспечить минимальный зазор между поршнем и
гильзой цилиндра в одном из поясов и гидродинамическое трение по
юбке. В то же время бочкообразный профиль позволяет избежать удар-
ного взаимодействия верхней и нижней частей кромок поршня с гиль-
зой при его перемещениях в плоскости качания шатуна под действием
боковой силы N. Это, в свою очередь, обеспечивает снижение вибра-
ций и шума д. в. с. Строго говоря, сечение поршня, перпендикулярное
его оси, является не круглым, а овальным: меньший диаметр прихо-
дится на плоскость с большей концентрацией металла. Это делают для
того, чтобы избежать заклинивания поршня из-за увеличения его
размера при нагревании до рабочих температур.
Ответственными деталями являются поршневые кольца. Качество
поршневых колец в значительной степени определяет ресурс деталей
цилиндропоршневой группы, влияет на пусковые качества двигателя,
его энергетические показатели, расход масла и длительность его служ-
бы, дымность отработавших газов. Являясь упругими элементами
уплотнения, поршневые кольца обеспечивают герметичность рабочей
полости, отвод теплоты от головки поршня, предотвращение попада-
ния масла в камеру сгорания двигателя. Один тип кольца не может
обеспечить все эти функции должным образом, поэтому применяют
два типа колец— компрессионные и маслосъемные. Уплотняющее дей-
ствие компрессионного кольца обеспечивается путем создания высо-
кого сопротивления перетекающему газу из камеры сгорания в картер в
лабиринте: кольцо — торцовые канавки поршня — гильза. Верхнее
компрессионное кольцо испытывает довольно высокие давления газов
10* 251
в
Рис. 9.8 Детали группы шатуна:
/ — маслопроводящее отверстие; 2 — верхняя
головка шатуна; 3 — стержень шатуна; 4 —
шатунный болт: 5 — гайка; 6 — нижняя го-
ловка шатуна; 7 — шплинт; 8 — крышка ша-
туна; 9 — шатунные вкладыши; 10 — палец;
11— стопорные кольца; 12— втулка верхней
головки шатуна
и подвержено действию высоких температур. В результате взаимодей-
ствия кольца с торцовыми поверхностями канавок в поршне возника-
ют усилия среза в межкольцевых перемычках.
Поршневое кольцо представляет собой криволинейный брус с боль-
шим вырезом в свободном состоянии. В рабочем состоянии
при установке кольца на поршень и затем поршня в цилиндр этот
вырез приобретает меньшую величину и допустимый зазор между
торцами кольца составляет
0,5—0,8 мм. Благодаря своим
упругим качествам кольцо обес-
печивает равномерное давление
на стенки гильзы с некоторым
увеличением в замке кольца.
Замок, или стык кольца, может
быть прямым, косым или сту-
пенчатым .
Маслосъемные кольца дела-
ют цельными или составными.
Во втором случае они состоят из
двух витых стальных колец и
расширителей (эспандеров),
обеспечивающих равномерное
прилегание кольца к поверх-
ности цилиндра.
Изготовляют поршневые
кольца из перлитного чугуна,
легированного присадками ни-
келя, молибдена, вольфрама,
хрома, кремния. В ряде случаев
используют чугуны с шаровой
формой графита. Для повыше-
ния стойкости кольца и увеличения сопротивления износу его
наружную цилиндрическую поверхность покрывают твердым по-
ристым (для удержания смазки) хромом толщиной до 0,1 мм; иногда
пористый хром заменяют накатыванием сетки канавок глубиной до
0,3 мм. Современные кольца обеспечивают пробег до 150 тыс. км.
Заготовки колец подвергают старению.
Поршневой палец обеспечивает шарнирное соединение шатуна с
поршнем. От поршневого пальца требуются высокая прочность при
минимальном износе, высокая стойкость наружной поверхности про-
тив истирания. Поршневые пальцы изготовляют из цементируемых
углеродистых или легированных сталей 20, 15Х, 15ХН, 12ХНЗА,
в некоторых случаях наружную поверхность пальцев азотируют.
Чаще всего пальцы подвергают цементации с последующей закалкой
и отпуском. Поршневой палец (это наиболее высокоточная деталь дви-
гателя) представляет собой гладкий цилиндрический полый стержень.
Различают в зависимости от способа установки пальцы, закрепляе-
мые в бобышках поршня, закрепляемые в верхней головке шатуна и
плавающие. Наиболее распространен последний тип пальца. В этом
случае в рабочем (нагретом) состоянии существует зазор между паль-
цем и бобышками поршня и между пальцем и втулкой поршня. Осевая
фиксация плавающих пальцев и предотвращение их бокового смещения
вдоль оси пальца осуществляются с помощью стальных колец, уста-
навливаемых в канавки в бобышках поршня по обе стороны с торнов
пальца. Иногда используют в этих целях заглушки (пробки) из мяг-
кого металла (алюминия).
Рис. 9.9. Способы конструктивного оформления верхней головки
шатуна
Группа шатуна. В эту группу входят шатун, втулка, шатунные
вкладыши, шатунные болты, крышка шатуна. Эти детали обеспечи-
вают шарнирную связь возвратно-поступательно движущегося порш-
ня с вращающимся коленчатым валом. Шатун воспринимает от порш-
ня и передает коленчатому валу силу давления газов, совершает плос-
копараллельное движение, которое можно представить как резуль-
тат поворота вокруг мгновенного центра вращения, и переносное
плоское движение (рис. 9.8—9.10).
К шатунам предъявляют требования высокой прочности, боль-
шой жесткости всех элементов, малого веса. Шатуны изготовляют из
среднеуглеродистых и легированных сталей (сталь 45, 40Х, 40ХНМА).
Конструктивно шатуны имеют верхнюю головку, стержень, нижнюю
головку. Как правило, стержень имеет двутавровое сечение. Иногда
шатуны имеют вертикальный канал от нижней головки к верхней
для обеспечения подвода масла.
Втулки верхней головки шатуна делают из бронзы. В нижней го-
ловке шатуна может быть прямой или косой (под углом 45°) разъем.
Шатуны обычно штампуют. Верхние головки шатунов бывают раз-
резными и неразрезными. Крышки нижней головки шатуна снабжают
продольными ребрами для увеличения жесткости.
Ответственной деталью являются шатунные болты. Болты подвер-
жены одновременно изгибу и растяжению. В зависимости от конст-
253
рукции шатуна применяют шатунные болты с гайками, шпильки с
гайками, болты, ввертываемые в тело шатуна. Шатунные болты де-
лают таким образом, чтобы избежать концентрации напряжений. При
установке болтов и гаек всегда используются стопорные шайбы или
шплинты, шпильки фиксируют штифтами.
Шатунные вкладыши изготовляют из стальной ленты (1,3—3,6 мм),
на поверхность которой наносят антифрикционный сплав (0,2—0,7 мм).
Вкладыши устанавливают с на-
тягом. Они имеют сверления,
пазы для транспортирования
масла, а также стопорные ус-
тройства, предохраняющие вкла-
дыши от проворачивания.
Группа коленчатого вала.
В эту группу входят коленча-
тый вал, противовесы, маховик,
распределительная шестерня,
шкив, узел осевой фиксации
вала, уплотняющие устройства
(рис. 9.11—9.13). Коленчатый
вал воспринимает усилия со сто-
роны шатунов и трансформиру-
ет их в крутящий момент, кото-
рый используется потребителем.
Основными элементами кон-
Рис. 9.10. Способы конструктивного
оформления нижней головки шатуна:
а — с прямым разъемом; б — с косым разъ-
емом; в — сечения крышки шатуна
струкции коленчатого вала яв-
ляются шатунные и коренные шейки, щеки, носок вала и хвосто-
вой фланец. Иногда к валу крепятся или изготовляются вместе с ним
противовесы. Изготовляют вал целиком из одной поковки (отливки)
или собирают из отдельных колен (кривошипов), получая составной
вал. Внутри вала имеется сеть масляных каналов, обеспечивающих
подвод масла под давлением к трущимся частям вала (шатунным
и коренным подшипникам), трение в подшипниках жидкостное,
толщина масляной пленки 3—15 мкм.
Рис. 9.11. Коленчатый вал:
1 — коренная шейка; 2—шатунная шейка; 3 — щека; 4 — галтель; 5 — противовес-
254
К коленчатым валам
предъявляются требования
высокой пзгибной п кру-
тильной жесткости, высо-
кой усталостной прочности
и износостойкости трущих-
ся поверхностей, статичес-
кой и динамической урав-
новешенности. Изготовля-
ют валы из среднеуглеро-
дистых или легированных
сталей (сталь 45, 50Т,
18ХНВА, 40ХНМА), а в
ряде случаев — из высоко-
прочного ковкого чугуна,
модифицированного магни-
ем. Износостойкость чугун-
ных валов выше, чем сталь-
ных. Они хорошо погло-
щают энергию колебаний,
однако их прочность при
изгибе ниже. Шейки валов
закаливают на глубину
3—4 мм. Все переходы в
валах выполняют с галте-
лями — это повышает уста-
лостную прочность. Важ-
ным показателем конструк-
ции вала, характеризую-
щим его жесткость, служит
перекрытие шеек.
В рядных двигателях
число шатунных шеек со-
ответствует числу цилинд-
ров, в V-образных двига-
телях число шатунных
шеек может быть меньше
вдвое. Число коренных
опор в рядных двигателях
может быть на одну боль-
ше, чем число цилиндров
(полноопорный вал), или
меньше числа цилиндров
(неполноопорный вал). Ва-
лы бывают плоские (все
кривошипы лежат в одной
плоскости) п неплоскпе
(кривошипы лежат в раз-
ных плоскостях).
Рис. 9.12. Способы крепления маховика
к коленчатому валу:
а — фланцевое крепление; б — крепление к торцу
вала
Рис. 9.13. Способы фиксации коленчатого
вала:
а — фиксация в передней опоре; б — фиксация в зад-
ней опоре; 1 — упорные кольца
Коленчатые валы в эксплуатации неоднократно подвергают ре-
монтным воздействиям, перешлифовывают шатунные и коренные
шейки под меньшие размеры, удаляя дефекты, вызванные износом.
При этом жесткость вала уменьшается. Из-за отложений шлама в по-
лостях масляных магистралей может нарушиться балансировка всего
узла.
На носке коленчатого вала, как правило, устанавливаются шкив
с помощью шпоночного соединения, а также распределительная шес-
терня и маслоотражательная шайба. На хвостовом фланце крепится
маховик. Хвостовик имеет маслоотражающую накатку и уплотняющий
сальник. Маховик крепится болтами
При работе двигателя на машине на коленчатый вал могут дейст-
вовать усилия вдоль его оси. Они возникают, например, при включе-
нии или выключении сцепления, при наличии косозубых шестерен в
приводах от вала. Под действием осевых сил вал может сместиться
вдоль оси, что нежелательно из-за опасности возникновения повы-
шенного трения в подшипниках или просто механического поврежде-
ния вала. Для предотвращения осевых смещений используют фикси-
рующие узлы. Это могут быть упорные подшипники скольжения или
неподвижные упорные кольца, установленные с обеих сторон одной из
коренных опор (передней или задней), коленчатого вала, и подвижные
упорные элементы самого вала—кольцевой поясок на щеке вала и
стальная упорная шайба. При сборке узла обеспечивается зазор
0,1—0.2 мм во избежание защемления вала. Заднюю опору для фик-
сации вала чаще используют в дизелях. В этих двигателях неподвиж-
ные упорные элементы изготовляются в виде полуколец из бронзы,
устанавливаются в гнезда коренной опоры и фиксируются штифтами.
Соответственно вал имеет торцовые упорные элементы в виде поясков.
Повышение усталостной прочности достигается комплексом мероприя-
тий: конструктивных (увеличение перекрытия шеек, увеличение их
диаметра, уменьшение действующих нагрузок путем уменьшения
масс, вызывающих изгиб при вращении); технологических (обработка
галтелей роликами большого радиуса и выполнение галтелей из не-
скольких элементов разных радиусов, обработка их дробью, шлифо-
вание элементов вала, зенковка и обжатие шариком отверстий, вы-
ходящих на поверхность вала, а иногда и их полирование, улучшение
качества металла заготовок). Перечисленный комплекс мероприятий
позволяет избежать раннего развития микротрещин в валах и сущест-
венно повысить срок их службы и не лимитировать долговечность дви-
гателя.
Механизм газораспределения. В настоящее время в поршневых дви-
гателях используют механизмы газораспределения только с верхним
расположением клапанов. Посредством механизма газораспределения
камера сгорания двигателя сообщается с окружающей средой, обеспе-
чивая смену рабочего тела на тактах выпуска и впуска и герметич-
ность камеры сгорания в остальные фазы рабочего цикла.
Механизм газораспределения при верхнем расположении кулач-
кового вала включает в себя кулачковый вал, привод к нему (шесте-
ренчатый, ременной или цепной) от коленчатого вала, коромысло
256
со стоиками и узлом крепления, клапанную пружину, клапан, седло
клапана. Если вал расположен внизу, то механизм газораспределения
дополнительно содержит толкатель и штангу. Как правило, двига-
тель имеет два клапана на цилиндр (могут встречаться конструкции с
тремя и четырьмя клапанами на цилиндр). Они могут быть размещены
в плоскости, параллельной оси коленчатого вала или перпендикуляр-
ной этой оси. В дизелях применяется только первый способ размеще-
ния клапанов.
Конструкции механизмов газораспределения с нижним располо-
жением вала имеют более компактный и простой привод, однако мас-
сы движущихся деталей здесь больше по сравнению с конструкцией
механизма с верхним валом. В механизме газораспределения в наи-
более тяжелых условиях работают клапаны. Они подвергаются высо-
ким динамическим и тепловым нагрузкам. Температура выпускного
клапана может достигать 1000—1100 К, а впускного — 600—700 К.
Клапаны взаимодействуют с химически активным рабочим телом,
движущимся со скоростью 500—600 м/с и имеющим температуру
1500—1700 К (при выпуске). Поэтому выпускные клапаны делают из
жаропрочных сталей ЭИ69, Х10СМ, 40СХ10МА. Иногда клапаны
делают составными для экономии жаропрочной стали. Впускные
клапаны работают в менее напряженных условиях, материал для их
изготовления другой — сталь 40Х, 40ХНМА. Клапаны имеют стер-
жень и головку. На стержне размещают канавки для крепления узла
тарелки клапанной пружины. Головка клапана своей конической
поверхностью (фаской) плотно прилегает к седлу. Наличие цилинд-
рической части головки позволяет ее притирать в процессе эксплуа-
тации по мере потери герметичности клапана. Угол наклона фаски
составляет 45 или 30°. Выпускные клапаны требуют интенсивного
охлаждения, поэтому их иногда делают с внутренним охлаждением.
Для этого клапаны делают полыми и помещают в полость натрий, ко-
торый, плавясь и испаряясь, отбирает теплоту от головки клапана,
поднимается вверх, и, осаждаясь и конденсируясь, отдает теплоту
стержню клапана, от которого ее отвести обычными способами легче.
Клапаны иногда снабжают поворотными устройствами для повыше-
ния срока их службы. Поворот клапана вокруг своей оси препятству-
ет отложению нагара на нем, перегреву и прогоранию.
Седла клапанов работают примерно в тех же условиях, что и кла-
паны, правда, осуществить отвод теплоты от них легче. Седла изго-
товляют из жаростойких сталей или специальных легированных чу-
гунов. Для установки седел в головках делаются гнезда. Седла в
гнездо устанавливаются запрессовкой, натягом или крепятся с по-
мощью развальцовки гнезда, расчеканки головки и, наконец, на
резьбе.
Стержень клапана движется во втулке, запрессовываемой в голов-
ку цилиндра. Делают втулки чаще из чугуна или из металлопорошка
прессованием. Износостойкость таких втулок выше. Пружины кла-
пана подвергаются действию значительных переменных нагрузок,
поэтому должны быть упругими, иметь высокую частоту собственных
колебаний, превышающую частоту приложения нагрузки. Резонанс
257
пружины крайне нежелателен, так как отскоки клапана при этом
могут привести к встрече клапана с поршнем и поломке двигателя.
Как правило, ставят цилиндрическую пружину, но иногда и две.
Материал пружины — стали 65Г, С65, 50ХВА. Для повышения уста-
лостной прочности пружин их обдувают дробью.а для предотвращения
ранней коррозии покрывают защитными пленками лака, эмали, кад-
мируют, оцинковывают. Пружины размещают на клапане чаще всего
с помощью устройства, содержащего стальные тарелку и сухарики.
Коромысло механизма газораспределения представляет собой ры-
чаг с передаточным отношением 1,2—1,4. Этот рычаг при работе ка-
чается относительно неподвижной оси, передавая усилие от штанги к
клапану. Обычно коромысло содержит устройство, позволяющее
регулировать зазор в клапанном механизме. Коромысло на оси уста-
навливается на бронзовых втулках, а оси, в свою очередь, размеща-
ются в стойках, которые болтами крепятся к головке блока цилиндров.
Трущиеся элементы коромысла обеспечиваются смазкой под давле-
нием. Коромысла штампуют из среднеуглеродистых сталей 45, 40Х.
Штанги механизмов газораспределения стремятся максимально об-
легчить и сделать их жесткими на продольный изгиб. Делают их труб-
чатыми из малоуглеродистой стали или алюминиевого сплава. Концы
штанг снабжают вставками со сферическими головками или с седлом.
Толкатели передают усилия непосредственно от кулачка на штангу или
непосредственно клапанам. Толкатель представляет собой цилиндри-
ческий стакан, движущийся во втулке возвратно-поступательно. Тол-
катели значительно изнашиваются по боковой цилиндрической по-
верхности и по поверхности контакта с кулачком. Иногда эту поверх-
ность толкателя заменяют роликом, вращающимся на оси. Поверх-
ность контакта с кулачком покрывают твердым сплавом для
повышения износостойкости. Направляющие втулки толкателей из-
готовляют непосредственно в блоках цилиндров или в отдельных де-
талях, которые затем крепятся к блоку цилиндров.
Распределительный вал предназначен для управления механиз-
мом газораспределения, а также для привода узлов и механизмов
систем смазки, питания, зажигания. Распределительные валы куют
из цементуемых сталей 15Х, 12ХНЗА или среднеуглеродистых сталей
45, 40Х. При работе валы подвергаются скручиванию и изгибу, а
также испытывают значительные контактные напряжения в месте
контакта кулачка с толкателем. Рабочие элементы кулачковых валов
цементуются и закаливаются. Опоры кулачковых валов снабжаются
антифрикционными втулками, смазываются под давлением. Для пред-
отвращения осевых перемещений под действием усилий от косозубых
шестерен привода кулачковые валы снабжаются фиксирующими
устройствами. Например, устанавливают распорное кольцо на блоке
между ступицей шестерни привода и шейкой вала. Иногда осевые уси-
лия воспринимаются буртами, располагаемыми на валу и упирающи-
мися в торцы упорного подшипника.
Расположение кулачков на валу определяется числом и порядком
работы цилиндров, схемой привода, фазами газораспределения. Ве-
дущая шестерня всегда изготовляется из стали, а ведомая — из чугуна
258
или пластмассы на стальной ступице. При цепном приводе звездочки
изготовляют из малоуглеродистой цементуемой стали или из средне-
углеродистой легированной. Цепи используют двухрядные роликово-
го типа. Детали привода механизма газораспределения всегда снаб-
жают метками для установки фаз газораспределения.
Установка двигателя на раме машины. Как правило, конструктор
дорожной машины приспосабливает существующий поршневой дви-
гатель, входящий в силовой агрегат автомобиля или трактора, в ка-
честве энергетической установки. При этом зачастую изменяются
конструкция и геометрия опор штатного двигателя или изменяется
конструкция силового агрегата. Это происходит в том случае, когда
нет необходимости использовать коробку передач автомобиля или ка-
кой-то элемент трансмиссии трактора на дорожной машине. Указан-
ное приспосабливание двигателя приводит к изменению характера
колебательного движения на шасси дорожной машины, поэтому ста-
новится необходим повторный анализ этого движения, с тем чтобы из-
бежать неприятных последствий изменений, которые могут выразить-
ся в поломке деталей остова двигателя, повышенных вибрациях и
шуме двигателя и машины в целом.
Колебательное движение силового агрегата на подвеске возникает
под действием непостоянного опрокидывающего момента, неуравно-
вешенных сил и моментов от сил инерции и от возмущений, передаю-
щихся на силовой агрегат от дороги. Оно зависит от свойств действую-
щих сил, от свойств конструкции двигателя (массы, моменты инерции)
и свойств его связей с рамой, трансмиссией машины (жесткость, коэф-
фициенты поглощения энергии, геометрические характеристики).
При этом собственно конструкция связей (подвески) становится
средством управления характером этого движения. Подвешенный
на упругих элементах силовой агрегат представляет собой механиче-
скую колебательную систему (твердое тело), с шестью степенями
свободы, позволяющими ему совершать перемещения вдоль и вокруг
координатных осей.
При анализе колебательного движения на опорах делается допу-
щение линейности упругих характеристик опор и спл сопротивления,
не учитываются деформации деталей остова и рамы, кориолисовы
силы инерции и изменения его инерционных характеристик из-за
наличия движущихся частей в двигателе.
Целью расчета подвески (опор) двигателя является обеспечение
виброизоляции, т. е. защиты рамы машины от колебаний двигателя
и предохранения двигателя от колебаний машины, которые возни-
кают при ее работе. Виброизоляцию оценивают по формуле
ВИ = 10 lg WzJl/W/p ,
где IF„ — энергия колебаний двигателя; IFP — энергия колебаний,
переданная раме в точках крепления опоры.
Обычно колебательное движение тела с шестью степенями свободы
описывается системой из шести дифференциальных уравнений. На-
ложение связей на колеблющееся тело приводит к появлению центра
жесткости, т. е. точки, через которую проходит ось, вокруг которой
259
поворачивается двигатель под действием пары сил. Положение центра
жесткости подвески в первую очередь определяется ее геометрией.
Если центр жесткости совпадает с центром инерции (ЦП) двигателя,
то колебательное движение его в этом случае наиболее просто. Двига-
тель будет совершать несвязанные колебания, в этом случае его можно
рассматривать как систему с одной степенью свободы.
Линейные частоты собственных колебаний относительно коорди-
натных осей (рис. 9.14) находят по формуле
/л = 0,161/ Кх,и,г!т ,
где Кх,у,г — жесткость подвески вдоль осей х, у, г, угловые — по
формуле fz = 0,16 j//?A, у, z/lx, у, z , где Rx,y,z — угловая жесткость
подвески; 1х,у,г — момент инерции двигателя; т — масса двигателя.
Частоты собственных колебаний двигателя должны иметь такие
значения, чтобы при работе двигателя в диапазоне от минимальной
условной частоты вращения до максимальной не было резонанса.
Опрокидывающий момент вызывает колебания с частотами / =
= &ш7(60т), где k = 1, 2, 3, ... ; т = 2 для четырехтактных двига-
телей, т = 1 для двухтактных.
Силы инерции возбуждают колебания с частотами, кратными час-
тоте вращения вала двигателя f = kn/Ws. Обычно подвеску делают та-
ким образом, чтобы отношение частоты вынуждающего фактора к час-
тоте собственных колебаний двигателя было больше двух.
Подвеска должна обеспечивать малые уровни колебаний при дей-
ствии постоянных возмущений, ограничивать смещение двигателя под
действием эпизодических возмущений (толчки, силы инерции при тро-
гании машины, осевые силы со стороны трансмиссии). В настоящее
время в качестве подвески применяют резинометаллические элементы.
Резина хорошо поглощает энер-
гию колебаний, в подвеске она
работает на сжатие и сдвиг.
Желательная упругая характе-
ристика резинометаллического
амортизатора подвески показана
на рис. 9.15, г. При малых пе-
ремещениях резина должна ра-
ботать на сдвиг, а при боль-
ших — на сжатие. Это делается
для обеспечения малой передачи
энергии через опору при посто-
янных возмущениях, вызванных
работой двигателя (участок 1 на
рис. 9.15), восприятия больших
возмущений со стороны дороги
(участок 2). Примеры конструк-
ций резинометаллических амор-
тизаторов показаны на рис.
9.15, а—в.
Рис. 9.14. Схема крепления силового
агрегата на раме машины
260
Энергию колебательного движения (мощность) рассчитывают как
скалярное произведение вектора динамических сил и вектора коле-
бательной скорости. С учетом этого может быть оценена и вибро-
изоляция подвески по приводившейся ранее зависимости. Прошедшая
через опоры двигателя энергия вызывает колебания рамы и увели-
чивает шум машины. Меняя конструкцию подвески, можно с наи-
меньшими затратами воздействовать на величину этого шума. В част-
Рис. 9.15. Желательная упругая характеристика резиноме-
таллического амортизатора подвески; примеры конструкции
резинометаллических амортизаторов
ности, целесообразно увеличивать демпфирование в резинометалличе-
ском элементе. Свойства резины поглощать энергию колебаний оце-
нивают отношением
= WKW + ДГ),
где W— энергия, возвращенная резиной после деформации; Д1С—
энергия, поглощенная элементом за счет сил внутреннего трения и
перешедшая в теплоту; W + Д1С — энергия, пошедшая на деформа-
цию резинометаллического элемента.
У резин, применяемых в подвесках двигателей, т| = 40 4-98%.
Суммарная жесткость опор подвески лежит в пределах (кгс/см): вер-
тикальная — 1500—1000, поперечная — 1000—20 000, продольная —
100- 6000.
251
§ 9.3. Система смазки
Основные положения. Система смазки двигателей предназначена
для предотвращения повышенного изнашивания, перегрева и заеда-
ния трущихся поверхностей, уменьшения затраты индикаторной
мощности на механические потери в двигателе и удаления продуктов
износа. В некоторых двигателях систему смазки используют для ох-
лаждения днища поршня. Масло, кроме того, улучшает уплотнение
поршневыми кольцами надпоршневого пространства и предохраняет
детали двигателя от коррозии.
Условия смазки и смазочные масла для отдельных узлов и дета-
лей двигателя выбирают в зависимости от нагрузки на трущиеся по-
верхности, скорости взаимного перемещения этих поверхностей, тем-
пературной напряженности деталей, длительности их работ и других
факторов. Для трущихся пар, работающих в наиболее тяжелых ус-
ловиях, т. е. при высоких удельных давлениях и скоростях взаимного
перемещения (подшипники коленчатого вала), необходимо наиболее
благоприятное трение — жидкостное, при котором смазочный слой
имеет толщину, достаточную для полного отделения друг от друга тру-
щихся поверхностей.
По конструктивным и другим соображениям поддержание условий
жидкостного трения не всегда бывает возможно и целесообразно,
например для пары поршень — цилиндр. С одной стороны, вообще
трудно создать устойчивую достаточной толщины пленку между по-
верхностями деталей, совершающих возвратно-поступательное дви-
жение, а с другой стороны, излишняя смазка на стенках цилиндра
вызывает закоксовывание поршневых колец. В очень тяжелых усло-
виях работает также пара стержень — втулка выпускного клапана.
При наличии высоких температур, превышающих часто температуру
коксования масла, эта пара все время работает в условиях полужид-
костного и даже сухого трения. Ряд сопряженных поверхностей дета-
лей двигателя совершает малые взаимные перемещения (детали ме-
ханизма газораспределения), работает при сравнительно малых удель-
ных нагрузках. Для таких трущихся пар достаточно обеспечить полу-
сухое или полужидкостное трение, не опасаясь, что отдельные высту-
пы на трущихся поверхностях входят при этом в непосредственное
взаимное соприкосновение.
Требования, предъявляемые к моторным маслам. В поршневых дви-
гателях для смазки деталей используют масла главным образом неф-
тяного присхождения. Физико-химические свойства масел обусловле-
ны в специальных ГОСТах.
Моторные масла, применяемые в поршневых двигателях, должны
обладать рядом специфических свойств. Один из основных показателей
моторных масел — вязкость, так как от нее зависят гидродинамиче-
ский режим смазки трущихся деталей и механические потери в двига-
теле. Вязкостью масла называется его внутреннее сопротивление
течению, обусловливаемое внутренним трением. Кинематическая вяз-
кость оценивается при температуре 100°С в сантистоксах и является
основой классификации и маркировки моторных масел. Вязкость мас-
262
ла влияет на прокачиваемость его через зазоры в узлах трения, а сле-
довательно, на отвод теплоты от трущихся поверхностей и охлаждае-
мых деталей. Масла с малой вязкостью при прочих равных условиях
лучше отводят теплоту и быстрей выносят продукты износа трущихся
деталей. Кинематическая вязкость не должна резко изменяться в диа-
пазоне температур от 90 до 120°С.
С вязкостью масла связан его расход вследствие выгорания. Из-за
насосного действия поршневых колец масло попадает в камеру сго-
рания и сгорает там. В камеру сгорания масло может проникнуть
также и через зазоры между стержнями клапанов и их направляю-
щими Масла с большей вязкостью выгорают в меньшем количестве.
При граничном трении коэффициент трения зависит не только от
вязкости масла, но и от содержания в масле поверхностно-активных
веществ, способных адсорбироваться на трущихся поверхностях.
Адсорбированная пленка препятствует непосредственному контакту
трущихся поверхностей, что уменьшает силу трения и износ. Способ-
ность масла обеспечивать смазывающее действие в условиях гранич-
ного трения называют маслянистостью. Для форсированных дви-
гателей и двигателей, работающих длительное время на неустановив-
шихся режимах, желательно применять масла с высокой маслянис-
тостью.
Способность масла вызывать коррозию омываемых им деталей
двигателя зависит от количества содержащихся в нем кислот и
определяется кислотным числом. Кислотное число представляет собой
количество миллиграммов щелочи КОН, необходимой для нейтра-
лизации органических кислот в 1 г масла, которое должно быть мини-
мальным. Для снижения коррозии деталей техническими условиями
на моторные масла предусматривается отсутствие водорастворимых
кислот, строго ограничивается кислотное число масла без присадки
и регламентируется норма на коррозию свинцовых пластинок.
Моторное масло, попадая в камеру сгорания или соприкасаясь
с раскаленными деталями двигателя, окисляется с образованием раз-
личных твердых пли смолистых веществ, количество которых опре-
деляется зольностью и коксуемостью его. Зольность хорошо очищен-
ных минеральных масел без присадок составляет тысячные доли про-
цента. В моторных маслах в зависимости от количества введенных
зольных присадок зольность повышается до 1,65%. Коксуемость яв-
ляется суммарным показателем, характеризующим степень окисле-
ния масла и количество продуктов неполного сгорания топлива (са-
жи). В технических условиях на моторные масла установлены нормы
на коксуемость и зольность масел, характеризующие степень их очист-
ки. Свойство масла выносить из зазоров между трущимися поверхнос-
тями продукты износа и другие твердые частицы называют моющей спо-
собностью. Моющие свойства моторных масел оценивают в баллах по
ГОСТ 5726—53, на специальной установке ПЗВ, и должно составлять
не более 1,0 балла.
В процессе длительной работы в двигателе масло подвергается воз-
действию высоких температур, кислорода воздуха и других агрессив-
ных газов, содержащихся в продуктах сгорания, которые прорывают-
ся в картер через уплотнения. Способность масла сохранять основные
эксплуатационные свойства в течение длительного времени называют
спшбильностью. Для оценки термоокислительной стабильности масел
применяются лабораторные методы, оговоренные соответствующими
ГОСТами.
Чистые минеральные масла не обладают всеми предъявляемыми
к ним требованиями, поэтому к моторным маслам добавляют вещества,
называемые присадками, которые существенно улучшают эксплуата-
ционные свойства масел. Присадки по действию на масла можно раз-
делить на следующие группы: вязкостные, повышающие вязкость
масел и улучшающие их вязкостно-температурные свойства; депрессор-
ные, понижающие температуру застывания масел; моющие (детерген-
ты), не допускающие образования на деталях двигателей нагаров, ла-
ков и осадков; антиокислительные, повышающие стабильность масел;
противокоррозионные, снижающие агрессивность масел; противоиз-
носные. улучшающие смазочные свойства масел и предохраняющие
трущиеся детали двигателей от задира; многофункциональные, способ-
ные одновременно улучшать два или несколько эксплуатационных
свойств масел; противопенные присадки, предотвращающие вспени-
вание масел при циркуляции их в масляных системах. Присадки до-
бавляют к маслам в количестве 3—6%.
Классификация моторных масел. Сорт применяемого для смазки
масла зависит от типа двигателя, условий его работы и материалов,
используемых для подшипников кривошипно-шатунного механизма.
Для двигателей, работающих с большими нагрузками на кривошип-
но-шатунный механизм и имеющих подшипники из свинцовистой брон-
зы, применяют масла, обладающие большей маслянистостью и вяз-
костью и высокими антикоррозионными свойствами.
Отечественные моторные масла, предназначенные для эксплуатации
двигателей внутреннего сгорания, классифицируются в соответствии
с ГОСТ 17479—72. В основу классификации моторных масел положе-
ны их эксплуатационные свойства, обеспечивающие надежную работу
двигателя с различной степенью форсирования по мощности, с учетом
условий работы, вида и качества применяемого топлива.
Чтобы двигатель надежно работал, необходимо применять только
те сорта смазочных масел, которые рекомендованы для его эксплуа-
тации заводом-изготовителем.
По вязкости летние и зимние моторные масла делят на семь классов,
которым соответствует вязкость 6—20 сСт при 100°С с индексом вяз-
кости не менее 90. Всесезонные загущенные масла разделены на
четыре класса с индексом вязкости не менее 125.
В зависимости от уровня форсирования двигателей существует
пять групп моторных масел: А, Б, В, Г и Д — соответственно для
нефорсированных, малофорсированных, среднефорсированных и вы-
сокофорсированных дизелей, работающих в тяжелых условиях. Клас-
сификация моторных масел приведена в табл. 9.1. Масла группы А
предназначены для нефорсированных карбюраторных двигателей и
дизелей. Масла групп Б, В и Г делят на подгруппы и в зависимости
от их назначения обозначают индексом 1 или 2. Цифрой 1 маркиру-
1
ют масла для карбюраторных двигателей, цифрой 2 — для дизелей.
Стандартом предусмотрены также универсальные масла групп Б, В
и Г, рекомендуемые для применения как в карбюраторных двигателях,
так и в дизелях; они маркируются без цифровых индексов. Всесезон-
ные масла маркируют дробным числом, где в числителе условной циф-
рой с индексом 3 обозначается класс вязкости масла при —18°С, в
знаменателе — вязкость при 100°С. Буквы и цифры, из которых
состоит марка масла, обозначают следующее: М — моторное масло;
цифры без индекса после буквы М — класс вязкости масла; индекс 3
масло содержит загущающие присадки и применяется как всесезонное.
Согласно этой классификации, например, расшифруем масло М14В2:
буква М показывает принадлежность его к моторным маслам, число
14 — кинематическую вязкость в сантистоксах при температуре
100°С; буква В с индексом 2 — группу масла по эксплуатационным,
свойствам.
В табл. 9.1 приведена классификация зарубежных масел по SAE,
которая дает возможность определить эквивалентные заменители
масел по вязкости и эксплуатационным свойствам. Зарубежные масла,
эквивалентные отечественным, могут быть применены на отечественных
двигателях только после проверки их качества и при условии соот-
ветствия техническим требованиям спецификаций по указанным в
них показателям.
Системы смазки. По способу подачи масла к трущимся поверхнос-
тям деталей двигателя различают системы смазки разбрызгиванием,
под давлением и комбинированные (смешанные). В двигателях, уста-
навливаемых на строительные и дорожные машины, применяют пос-
ледние две системы, в которых в зависимости от места расположения
основной емкости для масла различают системы с мокрым и сухим
картером. В системах с мокрым картером основная емкость для масла—
нижняя часть картера (поддон). При комбинированной системе смазки
под давлением, создаваемым масляным насосом, смазываются наи-
более ответственные трущиеся детали двигателя — подшипники колен-
чатого и распределительного валов. В некоторых двигателях под давле-
нием также смазываются поршневые пальцы, толкатели, распредели-
тельные шестерни и др. Часть зеркала цилиндра смазывается струей
масла, вытекающей через отверстие в кривошипной головке шатуна
при совпадении его с выходным отверстием в шатунной шейке. Осталь-
ные трущиеся детали смазываются разбрызгиванием и самотеком.
Чтобы увеличить срок службы масла и уменьшить износ трушихся
деталей, устанавливают фильтры грубой и тонкой очистки масла.
С этой же целью забор масла из картера двигателя производится че-
рез маслопрнемник, из верхнего, наименее загрязненного тяжелым»
примесями слоя. В зависимости от схемы включения в масляную ма-
гистраль средств очистки масла различаются системы смазки с не-
полнопоточной и полнопоточной центробежной очисткой, или фильтра-
цией. Повышенное давление в картерном пространстве двигателя устра-
няется благодаря тому, что оно сообщается с атмосферой специальным
устройством (сапуном), препятствующим выбрасыванию масляного-
тумана, или оборудуется устройствами для принудительной вентиля-
265
266
f аблаца 9.1
Класс вязкости Группы масел по эксплуатационным свойствам Классифика- ция по БАЕ
А Б в Г д
Б1 Б2 Bi в2 г. г,
6 М-6А М-6Б! — M-6Bj — М-6Г] SAE-10
8 М-8А M-8Bj М-8Б2 M-8Bj M-8B2 М-8Г] М-8Г2 М-8Д SAE-20
10 М-10А M-lOBj м-юб2 M-lOBj M-10B2 М-ЮЦ М-10Г2 М-10Д SAE-30
12 — — М-12Б2 — M-12B2 — М-12Г2 М-12Д SAE-30
14 — — М-14Б2 — M-14B2 — М-14Г2 М-14Д SAE-40
16 — — М-16В2 — M-16B2 — М-16Г2 М-16Д SAE-40
20 — — М-20Б2 M-20B2 — М-20Г2 М-20Д SAE-50
43/6 М-4з/6Бх — M-43/6B! — — — SAE5-W/10
4s/8 M-43/8BJ М-43/8Б2 М-4з/8В! M-43/8B2 — — — SAE5-W/20
43/10 — — AMg/lOBj M-43/10B2 — — SAE5-W/30
6з/10 — — — М-бз/lOBj М-6з/10В2 М-бз/ЮЦ М-63/10Г2 SAE10-W/30
цип картера. Отсос из картера газообразных продуктов сгорания и.
паров топлива попадающих в картер, и заполнение картера холодным
чистым воздухом увеличивают срок службы масла.
В двигателях с напряженным режимом работы применяют для ох-
лаждения масла специальные радиаторы.
На рис. 9.16 показана схема комбинированной системы смазки
с мокрым картером однорядного шестпцилиндрового дизеля А-01М.
В этом двигателе подшипники коленчатого и распределительного ва-
лов, а также толкатели, коромысла, наконечники штанг и втулка
промежуточной шестерни смазываются маслом, поступающим под
давлением от двухсекционного шестеренчатого насоса 1. К трущимся
поверхностям остальных движущихся деталей двигателя и на стенки
цилиндров масло поступает в виде капелек и масляного тумана.
Первая секция (нагнетающая) масляного насоса предназначена,
для подачи масла под давлением 0,6—0,7 МПа в масляную магистраль
двигателя, вторая (радиаторная) — для подачи масла к масляному
радиатору под давлением 0,03—0,07 МПа. Масло от механических
примесей, продуктов его окисления очищается (фильтруется) фильт-
ром 3 грубой очистки и центробежным фильтром (центрифугой) 2
тонкой очистки. Перепускной клапан 4, установленный в корпусе
фильтра грубой очистки, предназначен для пропуска масла в главную
масляную магистраль при пуске холодного двигателя или при загряз-
нении фильтра. Установленный в начале масляной магистрали слив-
ной клапан 5 отрегулирован на давление 0,3—0,5 МПа. Масляный
радиатор 6 переключателем 7 может быть включен в масляную маги-
страль летом (положение а) и отключен от нее зимой (положение б).
В некоторых быстроходных форсированных двигателях, работаю-
щих в условиях пересеченной местности для обеспечения надежной
смазки при любом положении двигателя, а также для борьбы с пено-
образованием в картере применяют системы с сухим картером. В этих
системах стекающее в картер масло отсасывается из него двумя насо-
сами в расположенный снаружи двигателя промежуточный бак, где
оно отстаивается от пены. Из промежуточного бака специа'льным на-
сосом масло подается в нагнетающий трубопровод двигателя. Систему
смазки с сухим картером применяют, в частности, в дизелях Д-12г
М756А и др. Систему смазки характеризуют следующие показатели:
кратность циркуляции, удельная емкость, удельная подача масляного
насоса, а также принцип работы средств очистки масла, наличие тепло-
обменников и устройств для охлаждения поршней и других тепло-
напряженных узлов. Кратность К циркуляции масла в двигателе
характеризуется отношением подачи масляного насоса к емкости сис-
темы смазки и определяет частоту циркуляции масла. Для трактор-
ных двигателей /< = 100 4- 300 ч-1. Удельная емкость системы
смазки q представляет собой отношение емкости к номинальной мощ-
ности двигателя. Для отечественных двигателей </ = 0,114- 0,38 л/кВт.
Удельная подача масляного насоса определяется отношением подачи
основной секции к номинальной мощности двигателя.
Удельная подача масляных насосов для тракторных двигателей
составляет 0,33—1,59 л/(кВт-мин).
26/
Рис. 9.16. Схема смазки дизеля А-01М
s 9.4. Система охлаждения
Поддержание оптимальной температуры стенок цилиндра и го-
ловки с целью получения наибольшей мощности, экономичности и
долговечности двигателя на всех режимах его работы обеспечивает
регулируемая система охлаждения. Эта система представляет собой
комплекс устройств, предназначенный для принудительного регу-
лируемого отвода теплоты от деталей двигателя и передачи ее в окру-
жающую среду. Регулируемый отвод теплоты обусловлен необходи-
мостью поддержания определенного температурного состояния деталей
при различных режимах и условиях работы двигателя. Прину-
дительный отвод теплоты осуществляется с помощью жидкости или воз-
духа, в связи с чем различают системы жидкостного и воздушного
охлаждения. На двигателях строительных и дорожных машин наи-
более распространено жидкостное охлаждение.
В системах жидкостного охлаждения теплота от горячих стенок
цилиндров и их головок передается в охлаждающую жидкость, кото-
рая, циркулируя в системе, переносит теплоту в охладитель — ради-
атор, откуда она рассеивается в окружающую среду Преимущества
жидкостной системы: меньшая средняя температура деталей, благодаря
чему увеличивается массовое наполнение цилиндров, а в карбюра-
торных двигателях снижается еще и требование к октановому числу
топлива; меньший шум при работе двигателя; уменьшение габарит-
ных размеров двигателя благодаря применению блочной конструкции;
более легкий пуск двигателя в условиях низких температур. Недос-
татки жидкостных систем: возможность подтекания жидкости, боль-
шая вероятность переохлаждения двигателя и возможность замерза-
ния системы зимой при использовании для охлаждения воды.
Системы жидкостного охлаждения. Системы жидкостного охлажде-
ния состоят из рубашек охлаждения блока и головки цилиндров, ра-
диатора, вентилятора, насоса, устройств для температурного регу-
лирования двигателя, водораспределительных труб и каналов, соеди-
нительных патрубков сливных краников и других элементов. В за-
висимости от способа циркуляции жидкости системы охлаждения
подразделяются на термосифонные, с принудительной циркуляцией
жидкости и смешанные (комбинированные).
Термосифонная система охлаждения (рис. 9.17, а) состоит из ру-
башки охлаждения 1, радиатора 3 и вентилятора 4, приводимого от
шкива 2. Циркуляция в этой системе осуществляется за счет разницы
плотности холодной и горячей жидкости. Термосифонное охлажде-
ние малоэффективно, как показала практика, обеспечивает удовлет-
ворительный теплоотвод только при большой вместимости системы и
перепаде температур, достигающем 30°С
Система с принудительной циркуляцией (рис. 9.17, б) отличается
тем, что жидкость в ней перемещается принудительно насосом 5 в
нижнюю зону рубашки 1 охлаждения блока, а затем проходит в ру-
башку головки блока цилиндра. Недостатком такой системы являет-
ся то, что стенки камеры сгорания, которые нуждаются в интенсивном
охлаждении, охлаждаются уже подогретой жидкостью. Смешанная,
2G3
или комбинированная, система охлаждения (рис. 9.17, в) характе-
ризуется тем, что жидкость подается насосом в верхнюю зону рубаш-
ки охлаждения цилиндров или непосредственно в полость рубашки
головки блока. Цилиндры целиком или только нижняя их зона ох-
лаждаются в этом случае методом естественной конвекции через про-
токи, которыми сообщаются между собой полости рубашки блока
Рис. 9.17. Схема жидкостных систем охлаждения:
а — термосифонная; б — с принудительной циркуляцией жидкости; в — смешанная, или
комбинированная
цилиндров и головок. В двигателях строительных и дорожных машин
применяют системы смешанные или с принудительной циркуляцией
жидкости.
Системы могут быть открытыми и закрытыми. В открытых системах
внутренняя полость постоянно сообщается с атмосферой, поэтому
охлаждающая жидкость свободно испаряется или вообще выбрасыва-
ется из радиатора при закипании, что приводит к повышенному ее
расходу. В закрытых системах внутренняя полость изолирована от
окружающей среды. При работе двигателя в них поддерживается не-
большое избыточное давление, вследствие чего температура кипения
воды повышается до 105—115°С, поэтому вероятность закипания ее
при тяжелых условиях работы двигателя пли работе при пониженном
атмосферном давлении в высокогорных условиях резко уменьшается.
Закрытые системы экономичнее открытых и широко распространены.
Схема закрытой системы охлаждения вихрекамерного дизеля
СМД14 (рис. 9.18) состоит из насоса 6, засасывающего охлаждающую
жидкость через патрубок 14 из нижнего бачка 1 радиатора и подаю-
щего ее затем в распределительный канал 13 блока цилиндров; ру-
башки 8 головки блока цилиндров; вентилятора 3; отводной трубы 7;
трубчатого радиатора с охлаждающими пластинами; дистанционного
термометра 5. Ко всем гильзам цилиндров охлаждающая жидкость
нодается одновременно из канала 13 через отверстия 12. Охлаждаю-
270
щая жидкость, поступающая из рубашки 11 блока цилиндров в ру-
башку 8 головки блока цилиндров, выходит через три отверстия в
головке в отводную трубу 7, из которой затем направляется в верх-
ний бачок 2 радиатора. Течение жидкости в головке блока цилиндров
таково, что в первую очередь охлаждаются ее наиболее горячие мес-
та — стенки камер сгорания и выпускных каналов. Часть охлаждаю-
Рис. 9.18. Схема системы охлаждения дизеля СМД-14
щей жидкости из блока цилиндров по патрубку 9 направляется в ру-
башку охлаждения 10 пускового двигателя, откуда по отводной тру-
бе 7—в радиатор. При заполнении системы жидкостью воздух выходит
через отверстие, закрываемое пробкой 4.
В закрытых системах охлаждения для разобщения системы от
окружающей среды в заливной горловине радиатора или в расшири-
тельном бачке устанавли-
вают паровоздушный кла-
пан (рис. 9.19). Паровой
клапан 2 предохраняет сис-
тему охлаждения от разру-
шения при повышении в
ней внутреннего давления
и обычно регулируется на
избыточное давление в сис-
теме 19—59 кПа. При пре-
Рис. 9.19. Паровоздушный клапан
вышении этого давления
271
клапан открывается и избыток пара отводится через пароотводную
трубку 3 в атмосферу. Через эту же трубку и воздушный клапан 1,
отрегулированный на разрежение открытия 0,981 — 3,92 кПа
в систему охлаждения при возникновении в ней разрежения проходит
воздух, предохраняя этим систему от разрушения. Разрежение в сис-
теме может иметь место при конденсации паров жидкости.
Постоянство температурного режима двигателя поддерживается
регулирующими устройствами системы жидкосгного охлаждения.
Одна группа этих устройств—
Рис. 9.20. Жидкостный термостат
термостаты — регулирует ко-
личество охлаждающей жид-
кости, проходящей через ра-
диатор, другая воздействует
на поток воздуха, проходя-
щий через радиатор. Ко вто-
рой группе относятся жалю-
зи, или регулируемые штор-
ки, устанавливаемые перед
радиатором, и регулируемый
привод вентилятора, изменя-
ющий частоту его вращения,
или устройство, отключающее
вентилятор. Термостаты бы-
вают двух типов: жидкостные
и с твердым наполнителем.
Жидкостный термостат (рис.
9.20) имеет сильфон 1, запол-
ненный легкокипящей жидкостью. Нижняя часть сильфона прикреп-
лена к корпусу 3 с помощью кронштейна 9. Шток 11 с клапаном 7,
закрепленный на верхней части сильфона перемещается в направляю-
щей 10. Во время работы непрогретого двигателя клапан 7, уста-
новленный в выходном патрубке 12, закрыт. Охлаждающая жид-
кость поступает через окна а из корпуса 3 по перепускному патрубку
4 к насосу, минуя радиатор. При повышении температуры жидкость
в сильфоне 1 испаряется и он удлиняется. Клапаны 7 и 5 перемеща-
ются, частично перекрывая перепускной патрубок 4 и открывая па-
трубок 8. Охлаждающая жидкость начинает циркулировать через ра-
диатор. При температуре охлаждающей жидкости 80—85°С клапан 7
открывается до отказа, а клапан 5 полностью перекрывает патрубок 4
и вся охлаждающая жидкость циркулирует через радиатор. Для вы-
хода воздуха при заполнении системы служат отверстия б в клапане 7.
Герметизация системы обеспечивается прокладками 2 и 6.
При изменении давления в закрытых системах охлаждения изме-
няется температура, при которой происходит открытие и закрытие
клапанов. Этого недостатка не имеет термостат с твердым наполни-
телем В датчике термостата находится твердое вещество — церезин,
который при нагревании плавится, увеличиваясь в объеме. Возникаю-
щее при этом давление через подвижную систему открывает клапан,
и охлаждающая жидкость начинает поступать в радиатор.
.272
Весьма эффективный способ поддержания постоянного темпера-
турного режима двигателя — регулирование производительности вен-
тилятора. При работе на частичных нагрузках и пониженной темпера-
туре окружающего воздуха сохранение постоянной производитель-
ности вентилятора приводит к излишним механическим потерям
Регулируемый привод вентилятора может быть прерывистым или не-
прерывным. В случае прерывистого регулирования вентилятор от-
ключается (электромагнитной или фрикционной муфтой) автомати-
чески при температуре охлаждающей жидкости ниже допустимого
предела. Непрерывное регулирование выполняется гидромуфтой или
поворотом лопастей вентилятора.
На рис. 9.21 показана конструкция гидромуфты привода венти-
лятора. Гидромуфта работает автоматически. В зависимости от тем-
пературы охлаждающей жидкости, циркулирующей через двигатель,
регулируется расход масла через гидромуфту, а вместе с тем и измене-
ние режима работы вентилятора. В зависимости от положения крана
включения гидромуфты возможен один из трех режимов работы вен-
тилятора:
1. Автоматический, когда температура охлаждающей жидкости
поддерживается в пределах 80—95°С.
2. Вентилятор отключен (при этом вентилятор может вращаться
с небольшой частотой вращения).
3. Вентилятор включен постоянно (заблокирован), такой режим до-
пустим лишь кратковременно в случае возможных неисправностей
муфты. Длительная работа вентилятора на этом режиме приводит к
поломке крыльчатки гидромуфты.
На строительных и дорожных машинах, работающих с гидрообъ-
емной или гидродинамической трансмиссией, перед радиатором сис-
темы охлаждения двигателя устанавливают дополнительные тепло-
обменники для охлаждения рабочей жидкости трансмиссии. Установка
этих теплообменников увеличивает сопротивление воздушного тракта
системы охлаждения и температуру воздуха на входе в радиатор. При
использовании серийных радиаторов двигателей автотракторного типа
наличие дополнительных теплообменников снижает эффективность
охлаждения. Во избежание перегрева двигателя на эти машины не-
обходимо устанавливать специальные радиаторы, обеспечивающие от-
вод теплоты от двигателя на всех режимах его работы.
Охлаждающие жидкости. У охлаждающих жидкостей должны быть
следующие свойства: большая теплоемкость; температура замерзания
ниже температуры окружающего воздуха; температура кипения, пре-
вышающая на 25—30°С максимально допустимую температуру в сис-
теме охлаждения; малая вязкость, не требующая затраты большой
мощности на прокачку жидкости; жидкость не должна вызывать кор-
розию омываемых деталей, не должна образовывать отложений, за-
трудняющих отвод теплоты, и не должна быть токсичной. Наиболее
распространенная охлаждающая жидкость для двигателей строитель-
ных и дорожных машин — вода. Вода обладает значительной тепло-
емкостью, равной 4,186 кДж/(кг-К), температура ее кипения при
нормальных условиях, равная 100°С, уменьшается с увеличением вы-
2?;
соты над уровнем моря. Так, на высоте 2500 м над уровнем моря
температура кипения воды равна 9 ГС, а допустимая температура
воды в системе охлаждения должна быть около 70°С. Температура
замерзания воды (0°С) затрудняет эксплуатацию двигателей при низ-
ких температурах окружающего воздуха. Замерзание воды может вы-
звать разрушение блока цилиндров двигателя и радиатора.
В жесткую воду добавляют специальные присадки, предупреждаю-
щие образование накипи, или используют мягкую воду. За единицу
жесткости воды принимают миллиграмм-эквивалент, который соот-
ветствует содержанию в 1 л воды 20,04 мг ионов кальция пли 12,16 мг
ионов магния. Вода с жесткостью до 4 мг-экв/л считается мягкой;
с жесткостью 4—8 мг-экв/л — средней жесткости; с жесткостью бо-
лее 8 мг-экв/л — жесткой.
В качестве охлаждающих жидкостей, замерзающих при низкой
температуре, используют водные растворы этиленгликоля. Этилен-
Рис. 9.21. Гидромуфта привода вентилятора дизеля ЯМЗ-740:
I—трубка подвода масла; 2, 5 — уплотнительные кольца; 3— ступица; 4— ведущий вал;
5— корпус подшипника; 7—ведомое колесо; 8— кожух; 9 — ведущее колесо; 10 — корпус
кронштейна; 11, 14 — манжеты; 12 — вал привода генератора; 13 — шкив привода генера-
тора; 15 — ступица вентилятора; 16—ведомый вал
374
, температура кипения
Рис. 9.22. Схемы воздушного охлаждения
двигателей:
а — V-об разного; б — рядного; I — вентилятор с
встроенной гидромуфтой; '2 — кожух; 3 — дефлек-
тор; 4 — масляный радиатор
гликоль (ГОСТ 6367—52) — ядовитая слабомутная бесцветная или
желтоватая жидкость. Теплоемкость этиленгликоля составляет,
2.93 кДж/(кг-К), температура замерзания —12,69°С, температура
кипения +150°С. Водные растворы этиленгликоля называются анти-
фризами. Отечественные антифризы по ГОСТ 159—52 выпускают двух
марок: антифриз-40 — смесь из 53% (по объему) этиленгликоля и 47%
воды, температура замерзания
антифриз-65 — смесь из 66%
(по объему) этиленгликоля и
34% воды с температурой за-
мерзания —65°С и температу-
рой кипения +Ю2°С. На ос-
нове этиленгликоля выпуска-
ют также всесезонные охлаж-
дающие жидкости — тосолы.
Тосол А — этиленгликоль с
антикоррозионными и анти-
пенными присадками с тем-
пературой замерзания —21 °C
и температурой кипения
+ 170°С. На основе тосола по
техническим условиям ТУ
6-02-51—73 выпускают сле-
дующие антифризы: тосол-А40
с температурой замерзания
—40°С и температурой кипе-
ния + Ю8°С; тосол-А65 с тем-
пературой замерзания —65°С
и температурой кипения
+ 115°С. Большая вязкость,
меньшая теплоемкость и теп-
лопроводность антифризов об-
условливают некоторое сни-
жение теплоотдачи узлов сис-
темы охлаждения и возрастание температуры деталей двигателя.
К недостаткам низкозамерзающих жидкостей следует отнести их
токсичность и низкую температуру вспышки, равную для этиленгли-
коля 122°С, т. е. возможность пожара при наличии подтекания в сис-
теме охлаждения. Этиленгликолевые жидкости имеют большой коэф-
фициент объемного расширения. При нагревании до рабочей темпера-
туры их объем увеличивается на 6—8%.
Система воздушного охлаждения. В системах воздушного охлаж-
дения теплота от стенок камеры сгорания и цилиндров отводится не-
посредственно потоком воздуха. Достоинства воздушного охлаждения:
уменьшение времени прогрева двигателя, стабильность теплоотводов,
большая надежность системы вследствие отсутствия жидкости, мень-
шая вероятность переохлаждения двигателя, более удобная эксплуа-
тация двигателя в зонах с недостатком воды. Недостатки систем воз-
душного охлаждения — увеличение габаритов двигателя, повышенные
требования к смазочным маслам и топливу. Системы воздушного ох-
лаждения V-образного (о) и рядного (б) двигателей приведены на
рис. 9.22. Необходимый расход воздуха обеспечивается специальным
вентилятором.
Нормальное тепловое состояние двигателя достигается увеличением
площади наружных поверхностей цилиндра и головок путем их ореб-
рения. Для улучшения теплопередачи поток охлаждающего воздуха
должен омывать поверхности охлаждения равномерно и с достаточно
высокой скоростью. Эффективное и равномерное охлаждение дости-
гается применением дефлекторов, представляющих собой направляю-
щие устройства для подачи потока охлаждающего воздуха к оребрен-
ным поверхностям с определенными скоростью и направлением. Поток
охлаждающего воздуха в первую очередь подается к наиболее горячим
местам головки цилиндров — к перемычкам между седлами клапанов,
к свечам зажигания (в карбюраторных двигателях) или к форсункам
в дизелях. Привод вентилятора осуществляется от коленчатого вала
двигателя с помощью ременной передачи через гидромуфту, встроен-
ную в вентилятор. Регулирование температурного режима двигателей
с воздушным охлаждением обеспечивается автоматически за счет ре-
гулирования расхода масла через гидромуфту в зависимости от тем-
пературы охлаждающего воздуха на выходе из двигателя.
§ 9.5. Система пуска
Пуск поршневых д. в. с. независимо от типа и конструкции осу-
ществляется вращением коленчатого вала двигателя от постороннего
источника энергии, при этом частота вращения должна обеспечивать
удовлетворительное протекание смесеобразования, сжатия и вос-
пламенения. Необходимая для начала работы двигателя частота вра-
щения зависит от температуры окружающего воздуха и температуры
самого двигателя, от способа смесеобразования и воспламенения
горючей смеси, а также от его типа и конструктивных особенностей.
В зависимости от источника энергии для вращения коленчатого
вала различают следующие способы пуска: проворачиванием от руки
коленчатого вала пусковой рукояткой; электрическим стартером,
питающимся от аккумуляторной батареи; вспомогательным д. в. с.,
пускаемым, в свою очередь, от руки или стартером. Для двигателей
строительных и дорожных машин малой и средней мощности широко
применяют систему пуска электрическим стартером. Для дизелей
средней и большой мощности, кроме электрических стартеров, иногда
применяют систему с вспомогательным д. в. с.
Для двигателей, установленных на строительных и дорожных ма-
шинах с электро- или гидравлической трансмиссией, требуются более
мощные пусковые устройства, чем применяемые на серийных двига-
телях. Увеличение мощности пусковых устройств связано с дополни-
тельным сопротивлением прокручиванию гидропривода и наличием
значительных масс жестко связанных с коленчатым валом двигателя
(ротор электрогенератора или механизм гидропривода).
276
На рис. 9.23 в качестве примера приведена конструкция пуско-
вого карбюраторного двигателя ПД-10М для дизеля А-41М. Пуск,
в ход пускового двигателя производится электрическим стартером;
кроме того, предусмотрена возможность пуска его вручную с помощью
вытяжного шнура, наматываемого на маховик.
К достоинствам пусковых д. в. с. относятся возможность подо-
грева системы охлаждения основного двигателя путем циркуляции
охлаждающей жидкости через рубашку охлаждения пускового дви-
гателя и подогрев масла в картере двигателя отработавшими газами
пускового двигателя. Мощность пусковых карбюраторных двигателей
составляет примерно 20% мощности пускаемого двигателя. Пусковые
двигатели бывают как четырех-, так и двухтактными с частотой вра-
щения вала 3500—4500 мин-1.
Пусковая частота вращения карбюраторных двигателей равна
40—70 мин-1, т. е. меньше, чем у дизелей, вследствие наличия посто-
роннего источника зажигания, внешнего смесеобразования при от-
носительно легко испаряющемся топливе. Минимальная пусковая
частота дизеля значительно выше вследствие особенностей смесеобра-
зования и воспламенения.
Рис. 9.23. Пусковой двигатель дизеля А-41М
Для надежного пуска дизеля должно быть высоким сжатие воз-
духа в цилиндре. Между тем при низкой частоте вращения вала про-
исходят утечка воздуха через неплотности поршневых колец и клапа-
нов и повышенная отдача теплоты в стенки цилиндров. При малой час-
тоте вращения валика топливного насоса ухудшается распыление
топлива, чему также способствует повышенная вязкость холодного топ-
лива. Кроме того, пусковая частота вращения вала зависит от цетано-
вого числа топлива н его испаряемости.
Дизели строительных и дорожных машин при температурах окру-
жающего воздуха ниже 0°С обычно не могут быть пущены без пред-
варительного подогрева. При температурах окружающей среды
10—15°С минимальная пусковая частота вращения вала составляет
150—250 мин-1, причем меньшие значения относятся к дизелям с не-
разделенными камерами сгорания, а большие — к вихрекамерным
и предкамерным двигателям. Эти же пусковые частоты вращения вала
оказываются достаточными при более низкой температуре окру-
жающего воздуха, но при условии предварительного прогрева
двигателя пли наличия специальных устройств для облегчения
пуска
Устройства, облегчающие пуск двигателя. Для облегчения пуска
двигателей применяют три группы средств и устройств: а) уменьшаю-
щие сопротивление прокручиванию коленчатого вала; б) облегчаю-
щие воспламенение рабочей смеси; в) предусматривающие одновре-
менное использование первых двух групп.
К первой группе относятся декомпрессоры. Декомпрес-
соры соединяют в начале пуска двигателя внутренние полости ци-
линдров через впускные или выпускные клапаны с атмосферой. При
этом уменьшается сопротивление прокручиванию вала, которое
имеет место при сжатии рабочей смеси или воздуха в дизелях. В ди-
зеле СМД-14 декомпрессия достигается одновременным открытием
впускных и выпускных клапанов.
При низких температурах окружающего воздуха применяют для
прогрева двигателей жидкостные или воздушные (для дизелей с воз-
душным охлаждением) подогреватели. Система подогрева двигателей
с жидкостной системой охлаждения состоит из котла, подогреваемого
пламенем горелки, установленной в камере сгорания, работающей
на том же топливе, что и двигатель. Воздух в эту камеру подается
электровентилятором, питающимся от аккумуляторной батареи.
Подогреваемая в котле охлаждающая жидкость поступает в рубашку
охлаждения двигателя, откуда по мере охлаждения возвращается
в котел. Горячие газы, выходящие из камеры сгорания подогревате-
ля, направляются под масляный поддон двигателя для подогрева сма-
зочного масла. Предварительный подогрев двигателя с помощью по-
догревателей значительно уменьшает сопротивление прокручиванию
коленчатого вала двигателя благодаря уменьшению вязкости смазоч-
ного масла с повышением температуры, а также улучшает воспламе-
нение рабочей смеси за счет повышения ее температуры в конце сжа-
тия и температуры стенок цилиндра. На рис. 9.24 приведена схема
подогревателя дизеля ЯМЗ-740.
2"t-
Ко второй группе, облегчающей воспламенение рабочей
смеси, относятся следующие устройства и средства.
Специальное устройство, смонтированное в центробежном регуля-
торе топливного насоса, с помощью которого на время пуска дизеля
увеличивается цикловая подача топлива (до 300% от максимальной
подачи).
Муфта опережения впрыскивания топливного насоса, обеспе-
чивающая уменьшение угла опережения впрыскивания топлива.
Свечи накаливания с открытой нагревательной спиралью, которые
питаются от аккумуляторной батареи и устанавливаются непосред-
ственно в камерах сгорания. Такие свечи применяют для пуска только
в дизелях с разделенными камерами. Для пуска дизелей с неразделен-
Рис. 9.24. Схема предпускового подогревателя дизе-
ля ЯМЗ-740:
/ — поддон; 2 — насосный агрегат; 3 — газоотводная труба; 4 —
котел; 5 — подвод воздуха; 6 — подвод охлаждающей жидкости
из блока в подогреватель; 7, 10 — отвод жидкости из блока в
подогреватель; 8 — топливный фильтр: 9 — топливоподкачиваю-
щий насос; // — водяной насос; 12 — автономный топливный
бачок; 13— топливопровод; 14 — заливная горловина
ними камерами сгорания в настоящее время применяют в некоторых
случаях закрытые (пальчиковые) свечи накаливания, отличающиеся
небольшими размерами.
Легковоспламеняющиеся пусковые жидкости, распыливаемые во
впускном трубопроводе двигателя специальными пусковыми приспо-
соблениями, устанавливаемыми вблизи впускного трубопровода. В ка-
честве жидкостей для пуска дизелей при температуре до —27°С при-
меняют пусковую жидкость ВНИИАТ. состоящую из 60% этилового
эфира (по объему) и 40% масла для газовых турбин. При температуре
окружающего воздуха до —40°С используют пусковую жидкость
«Холод-Д-40», имеющую состав по объему (%): этиловый эфир — 60,
Рис. 9.25. Факельная свеча
дизеля ЯЛ13-740:
I — нагревательный элемент;
2 — корпус: 3 — подвод топли-
ва; 4 — топливный фильтр* 5 —
жиклер ь — трубка: 7 — сетка;
8—контргайка: 9 — резьбовая
часть для установки во впуск-
вой трубопровод; 10 — объемная
сетка; 11 — экран
изопропилнитрат—15, газовый бензин—15,
масло для газовых турбин — 10. Для пуска
карбюраторных двигателей при температу-
ре воздуха до —40°С применяют пусковую
жидкость «Арктика». В состав этой пуско-
вой жидкости вместо масла, которое, попа-
дая на свечи зажигания, препятствует по-
явлению искры, вводят противоизносные
и противозадирные присадки.
Подогрев воздуха, всасываемого в ци-
линдры дизеля с помощью электрофакелов
(дизель СМД-14) или «Термостарта» (дизель
ЯМЗ-740).
На рис. 9.25 приведена конструкция
факельной свечи системы «Термостарт» для
дизеля ЯМЗ-740. В период стартерной
прокрутки коленчатого вала холодного
двигателя топливоподкачивающий насос
забирает топливо из топливного бака и
подает его к предварительно накаленным
факельным свечам, установленным во
впускных трубопроводах двигателя. В фа-
кельных свечах топливо дозируется, испа-
ряется, смешивается с воздухом, поступа-
ющим через отверстия в экране 11, и вос-
пламеняется. В результате движения воз-
духа, всасываемого двигателем в зоне све-
чей образуется факел пламени, который
и обеспечивает подогрев холодного возду-
ха. После пуска двигателя факельный
подогрев продолжается, что обеспечивает
выход двигателя на устойчивый режим
работы.
Чтобы обеспечить надежное воспламе-
нение топлива и создать факел пламени в
период стартерной прокрутки, необходимо
предварительно накалять свечи в течение
не менее 60 с.
ГЛАВА 10
ОСОБЕННОСТИ РАБОТЫ И ПОДБОРА ДВИГАТЕЛЕЙ
СТРОИТЕЛЬНЫХ И ДОРОЖНЫХ МАШИН
§ 10.1. Условия эксплуатации двигателей
Помимо обычных требований, предъявляемых к двигателям авто-
мобилей и тракторов, в связи со спецификой условий эксплуатации
при установке на строительные и дорожные машины к этим двигателям
предъявляют ряд дополнительных требований. К числу важнейших
особенностей эксплуатации строительных и дорожных машин, ока-
зывающих влияние на условия работы двигателей и требования, предъ-
являемые к ним, относятся:
1. Высокая запыленность воздуха. Это обусловлено тем, что ра-
бота строительных и дорожных машин сопряжена, как правило,
с размельчением или перемещением грунта. Запыленность воз-
духа способствует попаданию частиц пыли в цилиндры двигателей,
загрязнению масла и топлива, что вызывает интенсивный абразивный
износ трущихся поверхностей. При этом уменьшается срок службы
двигателей, снижаются показатели мощности, топливной экономич-
ности возрастает расход масла. Кроме того, высокая запыленность
воздуха приводит к увеличению трудоемкости и удорожанию работ
по техническому обслуживанию двигателей.
Концентрация пыли около воздухозаборника двигателя может
достигать при работе бульдозера 1,9 г/м3, при работе самоходного
скрепера—1,6, при работе автогрейдера — 0,6, а при работе одно-
ковшового погрузчика — даже 2 г/м3 (при погрузке сыпучих мате-
риалов). В то же время при работе сельскохозяйственных тракторов
максимальная концентрация пыли в воздухе не превышает 1,2 г/м3,
а для грузовых автомобилей при езде по проселочным дорогам —
0,3 г/м3.
2. Широкий диапазон изменения температуры воздуха. Это имеет
место в связи с эксплуатацией строительных и дорожных машин, так
же как автомобилей и тракторов, в разнообразных климатических
условиях. Машины работают в условиях Крайнего Севера, где темпе-
ратура зимой достигает —60°С, в местностях с жарким, сухим (темпе-
ратура до +55°С) или влажным (температура до +45°С и относитель-
ная влажность до 100%) тропическим климатом. Такие условия экс-
плуатации затрудняют возможность поддержания нормального теп-
лового режима двигателей, затрудняют их пуск. Так, например, при
эксплуатации самоходных стреловых кранов в средней полосе на-
шей страны температура воды в системе охлаждения двигателей зимой
на 15—20°С ниже, чем летом.
Работа двигателей при пониженном тепловом режиме приводит к
ухудшению протекания процессов смесеобразования и сгорания, уве-
личению потерь на трение, что влечет за собой снижение мощности
и топливной экономичности. Одновременно возрастает износ деталей
двигателей из-за ухудшения условий смазки трущихся поверхностей,
конденсации паров воды и топлива (у карбюраторных двигателей) на
11—686
981
стенках цилиндров и камер сгорания, повышения «жесткости» работы
(в особенности у дизелей). В процессе пуска двигателя при низкой
температуре, например, износ поршневых колец в 2,5—3,5 раза выше
по сравнению с пуском при нормальной температуре.
Пониженный тепловой режим при работе двигателей может иметь
место не только из-за низкой температуры воздуха, но и из-за специфи-
ческих операций, выполняемых машинами. Как правило, понижена
до 40—60°С температура охлаждающей воды и масла двигателей само-
ходных стреловых кранов при выполнении монтажных операций.
Резкое падение теплового режима двигателей этих машин происходит
и при переходах с нагрузочного на тормозной режим (при торможе-
нии опускаемого груза двигателем). Понижение температуры воды
и масла до 50—70°С наблюдается у автогрейдеров при выполнении
планировочных работ и в зимних условиях — при очистке дорог от
снега. У бульдозеров температура воды при планировке траншей на
7—12°С ниже, чем при их разработке.
Чрезмерно высокая температура воздуха также неблагоприятно
сказывается на показателях и сроках службы двигателей. Из-за ухуд-
шения наполнения цилиндров снижается мощность и повышается
удельный расход топлива, а уменьшение вязкости масла и ухудшение
его смазывающих свойств увеличивают износ трущихся поверхностей.
Так, на режимах нагрузки экскаватора и автогрейдера при изменении
температуры воздуха от 25 до 55°С средняя за технологическую опера-
цию эффективная мощность снижается, а удельный расход топлива
повышается на 7—8%.
Высокая температура воздуха может явиться причиной перегрева
двигателей, что значительно увеличивает их теплонапряженность и,
следовательно, износ из-за уменьшения сопротивляемости материа-
лов истиранию. Вероятность этого явления особенно велика для дви-
гателей машин, выполняющих, как правило, энергоемкие операции,
т. е. обусловливающие высокую загрузку двигателя (бульдозеры,
одноковшовые экскаваторы). Например, при увеличении температуры
воздуха на каждые 10°С (в пределах от 25 до 55°С) у дизеля с воздуш-
ным охлаждением на режиме нагрузки экскаватора соответственно
приблизительно на ту же величину повышается температура головок
и гильз цилиндров. При температуре воздуха свыше 35°С наступает
перегрев двигателя.
3. Работа двигателей строительных и дорожных машин в высоко-
горных условиях и на пересеченной местности. Как известно, с уве-
личением высоты над уровнем моря уменьшаются температура, давле-
ние и плотность воздуха. Изменение температуры и давления приво-
дит к увеличению периода задержки воспламенения и повышению
«жесткости» работы, особенно дизелей. В связи с уменьшением давле-
ния и плотности воздуха ухудшается массовое наполнение цилиндров
свежим зарядом, что влечет за собой снижение мощности и топливной
экономичности двигателей. Применение наддува в определенной мере
нивелирует указанное отрицательное влияние изменения параметров
воздуха с подъемом на высоту. В результате этого у двигателей с над-
дувом период задержки воспламенения возрастает, а мощность и топ-

ливная экономичность снижаются не столь значительно, как у двига-
телей без наддува. Так, на высоте 5000 м мощность дизелей строитель-
ных и дорожных машин без наддува снижается до 43%, а удельный
расход топлива возрастает до 70% по сравнению с показателями на
уровне моря. Для дизелей с наддувом снижение показателей составля-
ет не более 20%. Из-за уменьшения плотности воздуха в высокогор-
ных условиях снижается эффективность систем охлаждения двига-
телей и часто наблюдается их перегрев. Кроме того, теплонапряжен-
ность деталей двигателей возрастает из-за уменьшения коэффициента
избытка воздуха.
В связи с эксплуатацией строительных и дорожных машин на пере-
сеченной местности возможна работа их двигателей со значительными
продольными (до 30°) и поперечными (до 15°) углами наклона. Это
может привести к ухудшению условий смазки деталей, вызвать до-
полнительные нагрузки на некоторые из них и повлечь за собой сни-
жение показателей надежности двигателей.
4. Большая доля времени работы под нагрузкой двигателей раз-
личных строительных и дорожных машин. Работа под нагрузкой со-
ставляет 60—75% от общего срока службы. При этом из всего времени
работы под нагрузкой на выполнение наиболее энергоемких операций
приходится следующая часть: у бульдозеров — 58—69% (резание
и перемещение грунта), у скреперов— 56—70 (набор, транспортировка
и отсыпка грунта), у погрузчиков — 46—50 (набор грунта и движение
с груженым ковшом), у кранов — около 50% (подъем груза и поворот
стрелы с грузом).
Для строительных и дорожных машин велико число включений
в единицу времени основных механизмов (муфты сцепления, коробки
передач, фрикционов механизма поворота, гидросистемы рабочего
оборудования), оказывающих влияние на загрузку двигателя и харак-
тер ее изменения. Так, при работе погрузчиков число включений
в час достигает 900, скреперов — 1200, бульдозеров — 1500. Для
трелевочных же тракторов, например, эта величина не превышает
200, а для грузовых автомобилей — 150. Таким образом, режимы ра-
боты двигателей рассмотренных машин весьма напряженные.
5. Переменный характер внешней нагрузки. Наиболее широкое
применение на строительных и дорожных машинах, в особенности ос-
нащенных двигателями малой и средней мощности (до 150 кВт), в на-
стоящее время имеют механические передачи.
Значение момента сопротивления вращению коленчатого вала для
многих типов машин с механическими передачами изменяется в ши-
роких пределах: от значений, близких к нулю, до значений, сущест-
венно (до 60%) превышающих максимальный крутящий момент дви-
гателя Мкпих.
Изменение момента сопротивления вызывает значительные колеба-
ния частоты вращения двигателя. При этом длительная и большая
по величине перегрузка двигателя может привести к его остановке*.
* При кратковременных перегрузках двигатель не останавливается за счет
энергии вращающихся и поступательно движущихся масс деталей двигателя
и машины
283
11*
Все это снижает производительность машины и затрудняет управле-
ние ею.
На рис. 10.1 в качестве примера показано изменение момента
сопротивления Мс и частоты вращения п дизеля Д-75 при работе
на режиме нагрузки одноковшового экскаватора, оборудованного пря-
мой лопатой, а на рис. 10.2 — дизеля СМД-14 при работе на режиме
одноковшового колесного погрузчика.
Рис. 10.1. Нагрузочная диаграмма двигателя экскаватора с меха-
низмом контрреверса:
I— копание: II— разгон платформы с груженым ковшом; III — равномерное
вращение платформы; IV — торможение платформы с груженым ковшом и
разго < с порожним; V — равномерное вращение платформы; VI — торможе-
ние платформы с порожним ковшом
Рис. 10.2. Нагрузочная диаграмма двигателя погрузчика:
I— Т^огаиие с места; II— равномерное движение; III — набор грунта в ковш;
IV—трогание с места
Зависимость момента сопротивления от времени протекания техно-
логической операции называют нагрузочной диаграммой двигателя.
На значение и характер изменения момента сопротивления оказывает
влияние большое количество различных факторов, часто случайного^
происхождения, не поддающихся заранее точному учету. К ним от-
носятся неоднородность разрабатываемого материала или грунта,
изменение рельефа рабочего участка, квалификация машиниста и еп>
субъективные качества, техническое состояние машины и т. п.
Чтобы оценить нагрузочный режим двигателя с целью обоснован-
ного его подбора для машины, исключив влияние случайных факторов,,
необходимо иметь осредненную типовую нагрузочную диаграмму.
2Ъ4
На рис. 10.3 приведена типовая нагрузочная диаграмма дизеля, уста-
новленного на бульдозере, соответствующая разработке траншей на
глине. Этот режим нагрузки, так же как и режим одноковшового
экскаватора (см рис. 10 1), является весьма энергоемким, одним из
наиболее резкопеременных (с точки зрения нагрузки и частоты вра-
щения) и сопровождается значительными перегрузками двигателя
(длительная работа по внешней скоростной характеристике при по-
ниженной частоте вращения).
Рис. 10.3. Типовая нагрузочная диаграмма двига-
теля бульдозера при разработке траншеи:
I — трогание с места; II — резание грунта; III—перемеще-
ние грунта по дну траншеи; IV — выезд иа кавальер
Неравномерность нагрузки двигателя самоходного скрепера мень-
ше, чем двигателя бульдозера и экскаватора. Для двигателя скрепе-
ра наиболее энергоемка операция набора грунта, при выполнении ко-
торой момент сопротивления постоянно возрастает и в конпе опера-
ции достигает значения, близкого к значению номинального крутя-
щего момента.
Работа двигателя автогрейдера характеризуется сравнительно
малыми колебаниями нагрузки. Наиболее значительные колебания
па. рузки появляются при заглублении ножа отвала в грунт. Загрузка
двигателя при установившемся движении машины обычно близка к
номинальной.
При выполнении основных технологических операций самоходного
крана и автокрана (подъем и опускание груза) нагрузка на двигатель
изменяется плавно. Двигатель крана подбирают из условия обеспече-
ния передвижения машины по грунтам определенного профиля с за-
данной скоростью, так как операция передвижения наиболее энерго-
емка. При подъеме же и опускании груза двигатель крана обычно ра-
ботает со значительной недогрузкой. Во время торможения опускае-
мого груза двигателем могут происходить разгон коленчатого вала
до частоты вращения, превышающей максимальную частоту вращения
холостого хода, и быстрый переход с нагрузочного на тормозной ре-
жим (рис. 10.4). Это сопровождается дополнительными динамическими
нагрузками, воздействующими на детали и механизмы двигателя.
Рис. 10.4. Нагрузочио-тор-
мозиая характеристика ди-
зеля со всережимным ре-
гулятором:
— характеристика при пол-
ной подаче топлива; /—4 — ре-
гуляторные характеристики;
Мвн — кривая потерь на про-
кручивание; I —4’ — тормозные
характеристики
У кранов с электрическими передачами при выполнении этих операций
генератор, связанный с дизелем, работает как электродвигатель, а
дизель, работая в тормозном режиме, поглощает вырабатываемую энер-
гию. В связи с указанными причинами в ряде случаев ограничивают
максимальную скорость опускания груза. Длительная работа двига-
телей кранов на холостом ходу из-за ухудшения процессов распы-
ливания топлива, смесеобразования и сгорания приводит, как пра-
вило, к повышенному закоксовыванию рас-
пылителей форсунок.
Двигатели дорожных фрез, грунтосме-
сительных машин, роторных и многоков-
шовых экскаваторов, грейдеров-элеваторов,
многоковшовых погрузчиков и других,
подобных машин работают при почти по-
стоянной нагрузке. На установившемся
режиме работают двигатели виброуплотня-
ющих машин, а также двигатели, приво-
дящие насосы, компрессоры и другие аг-
регаты.
Режим работы двигателей асфальтосме-
сителей, укладчиков, распределителей но-
сит циклический характер. После заполне-
ния бункера машины двигатель работает
с максимальной нагрузкой на режиме,
близком к номинальному, а после опорож-
нения бункера двигатель работает на ре-
жиме холостого хода. Но и на холостом
ходу и при максимальной нагрузке режим
работы двигателя практически установив-
шийся.
Рассмотренные особенности режимов нагрузки двигателей строи-
тельных и дорожных машин обусловливают и специфичность управ-
ления ими. С цепью обеспечения возможности сосредоточить все вни-
мание машиниста на управлении непосредственно машиной и облег-
чения управления почти все двигатели строительных и дорожных
машин оборудуют всережимными регуляторами. Перед началом тех-
нологической операции машинист устанавливает орган управления дви-
гателем в положение, соответствующее определенной частоте вра-
щения холостого хода (в большинстве случаев — максимальной часто-
те вращения холостого хода), т. е. дает определенную настройку все-
режимному регулятору. В процессе выполнения операции настройку
регулятора не меняют и управление двигателем осуществляется авто-
матически. При увеличении момента сопротивления двигатель под
действием регулятора работает по регуляторной ветви характеристики
при незначительном снижении частоты вращения (см. рис. 6.5) до
тех пор, пока не разовьет номинальной мощности. Если момент со-
противления окажется больше номинального крутящего момента, то
двигатель начинает работать по внешней скоростной характеристике
при интенсивном снижении частоты вращения.
286
В процессе работы большинства типов строительных и дорожных
машин практически непрерывно изменяются частоты сращения дви-
гателей, которые работают то по внешней скоростной, го по регуля-
торной ветви характеристики.
На строительных и дорожных машинах применяют прогрессивные
передачи различных типов, которые защищают двигатель от колеба-
ний внешней нагрузки и обеспечивают хорошее использование разви-
ваемой им мощности.
Гидрообъемные передачи (дизель — насос — гидро-
двигатель или гидроцилиндр) современных экскаваторов обеспечи-
вают работу двигателя с приблизительно постоянной номинальной
частотой вращения либо по регуляторной ветви характеристики, либо
кратковременно по небольшому участку внешней скоростной (при сов-
мещении технологических операций машины). При этом двигатель
защищен от перегрузок и возможности остановки. Аналогичные пере-
дачи самоходных стреловых кранов и автокранов в силу особенностей
системы регулирования обусловливают при выполнении ряда опера-
ций (подъем и опускание груза) работу двигателя на частичных на-
грузках, т. е. по частичным регуляторным ветвям характеристики.
Гидромеханические передачи (дизель — гидро-
трансформатор — автоматическая коробка передач) автогрейдеров,
погрузчиков, скреперов при выполнении машинами основных техно-
логических операций обеспечивают почти такой же режим работы дви-
гателей, как гидрообъемные передачи экскаваторов. Однако при не-
обходимости уменьшить скорость движения машины двигатель пере-
водят на работу по частичным регуляторным ветвям характеристики.
Кроме того, при транспортных операциях и движении машины с вы-
сокими скоростями происходит автоматическая блокировка гидро-
трансформатора и передача становится аналогичной механической.
Для этих машин при движении под уклон характерен также режим
торможения двигателем.
На большинстве выпускаемых в настоящее время машин с элек-
трическими передачами (дизель—генератор — электро-
двигатель), т. е. на кранах и экскаваторах, используется переменный
ток. Такие передачи по своему влиянию на работу двигателя анало-
гичны механическим с фрикционными муфтами сцепления, допускаю-
щим проскальзывание (до 5%) и полностью передающим колебания
внешней нагрузки на двигатель. Правда, от перегрузок и остановки
двигатель защищен специальными аппаратами, предусмотренными
электрической схемой. Недостаток этих машин состоит в том, что при
пуске асинхронного электродвигателя создаются высокие пиковые на-
грузки на дизель.
На некоторых машинах (трактор ДЭТ-250, стреловые самоходные
краны) применяют электрические передачи постоянного тока, по свое-
му влиянию на работу дизеля аналогичные гидромеханическим.
§ 10.2. Влияние неустановившегося характера
внешней нагрузки на работу двигателя
При резком изменении частоты вращения двигателя из-за инер-
ционности регулятор подачи топлива срабатывает с некоторым запаз-
дыванием, поэтому количество подаваемого в цилиндры топлива от-
личается от того количества, которое подается при соответствующей
установившейся нагрузке. В связи с этим при возрастании внешней
нагрузки частота вращения оказывается меньшей, чем при работе
двигателя с равной по величине установившейся нагрузкой. Если мо-
мент сопротивления снижается, то частота вращения двигателя не-
сколько превосходит ее значение при соответствующей установившей-
ся нагрузке.
Быстрое чередование положительных и отрицательных ускорений
коленчатого вала может привести к эффекту «перерегулирования»,
когда отставание реакции регулятора станет настолько значительным,
что он будет уменьшать подачу топлива при уже начавшемся воз-
растании нагрузки. Перерегулирование приводит к резкому снижению
эффективных показателей двигателя и даже к его остановке.
Подача топлива в цилиндры дизеля при неустановившейся на-
грузке зависит от особенности работы собственно системы топливо-
подачи, в частности характера изменения давления в системе, значе-
ния начального давления в нагнетательном трубопроводе и т. д. В
карбюраторном двигателе изменение количества поступающего в ци-
линдры топлива при неустановившейся нагрузке происходит в ре-
зультате интенсивного процесса образования топливной пленки, а так-
же несовершенства работы системы насоса-ускорителя.
Влияние колебания нагрузки и частоты вращения двигателя на
количество поступающего в цилиндры воздуха обусловлено возник-
новением при этом дополнительных пульсаций скорости его движения,
вызывающих повышенные потери энергии во впускном тракте. При
установившейся внешней нагрузке каждому значению частоты вра-
щения и нагрузки двигателя соответствует определенное тепловое со-
стояние (температура) его деталей. Если момент сопротивления и час-
тота вращения изменяются быстро, то температура деталей двигателя
не соответствует частоте вращения и нагрузке на установившемся
режиме. Это явление, называемое тепловой, инерцией, особенно за-
метно влияет на показатели карбюраторных двигателей, у которых
осуществляют специальный подогрев впускного трубопровода, а так-
же на показатели дизелей с пленочным (пристеночным) смесеобразо-
ванием.
В связи с указанными особенностями смесеобразования при не-
установившемся режиме в карбюраторных двигателях снижается ско-
рость распространения пламени и увеличивается начальная фаза сго-
рания по сравнению с установившимся режимом.
При неустановившейся внешней нагрузке у дизелей тракторного
типа, для которых угол опережения впрыскивания топлива подбирают
на определенную расчетную частоту вращения, наблюдается посто-
янное несоответствие угла опережения его оптимальному значению.
288
В случае наличия на дизеле автоматического устройства опережения
впрыскивания или на карбюраторном двигателе устройства опереже-
ния зажигания инерционность этих устройств на резкопеременном
режиме также приводит к несоответствию угла опережения величине
нагрузки и частоте вращения. Несоответствие угла опережения его
оптимальному значению приводит либо к повышению «жесткости»
работы двигателя, либо к тому, что сгорание смеси затягивается
и заканчивается ближе к н. м. т., чем при установившейся на-
грузке.
Результат ухудшения процесса сгорания — значительное дымле-
ние дизелей, работающих на неустановившихся режимах нагрузки.
При неустановившихся режимах работы карбюраторных двигателей,
соответствующих разгону автомобилей, значительно увеличивается
содержание токсичных веществ в отработавших газах.
Изменение частоты вращения под влиянием неустановившейся
внешней нагрузки приводит к изменению характера пульсаций ско-
рости движения газов в выпускном тракте, аналогично тому, как это
имеет место во впускном тракте, что в ряде случаев отрицательно
сказывается на процессе очистки цилиндров и значении работы вытал-
кивания газов.
В результате сложного взаимодействия всех названных факторов
и изменения процессов, протекающих в цилиндрах, среднее индика-
торное давление двигателя на неустановившихся режимах оказывается
ниже, чем на соответствующих установившихся. У карбюраторных
двигателей уменьшение среднего индикаторного давления может
достигать 25%, у дизелей без турбонаддува — 10%.
Работа дизеля с газотурбинным наддувом на неустановившихся
режимах имеет свои специфические особенности. На режимах на-
грузки строительных и дорожных машин при постоянном положении
органа управления двигателем и колебании частоты вращения турбо-
компрессор из-за инерционности ротора поддерживает более посто-
янным, чем у дизелей без наддува, коэффициент избытка воздуха. Это
благоприятно сказывается на протекании рабочего процесса. На та-
ких же режимах неустановившейся нагрузки, когда весьма быстрое
увеличение нагрузки сочетается с разгоном коленчатого вала от ми-
нимальной частоты вращения холостого хода до номинальной в ре-
зультате изменения положения органа управления, мощностные по-
казатели дизеля с газотурбинным наддувом существенно (до 20%)
снижаются по сравнению с установившимися режимами. Это объясня-
ется тем, что из-за инерционности ротора турбокомпрессора и нали-
чия лишь газодинамической связи наступает рассогласование в ра-
боте турбокомпрессора и дизеля и подаваемого воздуха оказывается
недостаточно для полного сгорания топлива. Рассмотренные режимы
нагрузки соответствуют троганию с места и разгону автомобилей,
приему нагрузки дизель-генераторами и др.
Исследованиями установлено, что при неустановившейся нагрузке
из-за изменения гидродинамического режима смазки трущихся по-
верхностей и тепловой инерции изменяется значение силы трения.
Возрастают также потери на газообмен. Это вместе с затратами мощ-
289
ности на повышение кинетической энергии движущихся деталей на ре-
жиме разгона и уменьшением среднего индикаторного давления при-
водит к тому, что относительные значения внутренних потерь в дви-
гателе, работающем при неустановившейся нагрузке, выше, чем при
установившейся нагрузке.
В связи с влиянием н'установившейся нагрузки на работу систе-
мы регулирования подач, топлива и протекание рабочего процесса
скоростная характеристика, построенная по мгновенным значениям
крутящего момента и частоты вращения при непрерывном их измене-
нии, отличается от стати еской скоростной характеристики двигателя,
каждой точке которой соответствует определенная установившаяся
внешняя нагрузка.
Наиболее точно значения эффективного крутящего момента и мощ-
ности при неустановившейся нагрузке могут быть выражены в за-
висимости от частоты вращения (угловой скорости) и углового ус-
корения коленчатого вала. Такую зависимость эффективного крутя-
щего момента Л4,(.ДИн от угловой скорости и углового ускорения на-
зывают динамической характеристикой двигателя. Динамическая
характеристика может быть представлена в виде семейства скоростных
характеристик, снятых при различных значениях углового ускорения
коленчатого вала, либо поверхностью с координатами: крутящий мо-
мент — угловая скорость — угловое ускорение. Статическая харак-
теристика, таким образом, — частный случай динамической характе-
ристики при угловом ускорении, равном нулю.
На рис. 10.5, а, б показаны в качестве примера динамические
характеристики дизеля СМД-14, снятые в диапазоне значений угловых
ускорений, наиболее характерных для работы двигателей строитель-
ных и дорожных машин. Как видно, при отрицательных ускорениях
коленчатого вала значение крутящего момента по динамической ха-
рактеристике ниже, а при положительных ускорениях — выше, чем
по статической характеристике при одинаковых значениях частоты
вращения. Это различие тем ощутимее, чем больше ускорение колен-
чатого вала.
Исследованиями установлено, что при работе на режимах нагруз-
ки строительных и дорожных машин по рассмотренным ранее причи-
нам эффективный удельный расход топлива дизеля может увеличи-
ваться до 20% по сравнению с соответствующей установившейся на-
грузкой.
Динамические характеристики карбюраторных двигателей в боль-
шей мере отличаются от статических, чем характеристики дизелей,
в связи с большим влиянием внешней нагрузки на протекание рабоче-
го процесса. Хотя статическая скоростная характеристика карбюра-
торного двигателя более благоприятна для преодоления неустано-
вившейся внешней нагрузки из-за наличия, как правило, более вы-
сокого значения запаса крутящего момента, меньшая величина запаса
крутящего момента дизеля компенсируется значительно большим
приведенным к коленчатому валу моментом инерции движущих-
ся масс, способствующим стабилизации частоты вращения ди-
зеля.
290
В силу более низкой топливной экономичности вообще и большего
влияния на нее характера внешней нагрузки при одинаковой мощности
часовой расход топлива карбюраторного двигателя на режимах стро-
ительных и дорожных машин может значительно (до 50%) превосходить
расход топлива дизеля. Кроме того, автомобильные карбюраторные
двигатели не рассчитаны на длительную работу на режиме макси-
мальной мощности. Поэтому для обеспечения достаточно большого
срока службы на практике при установке на строительные и дорож-
ные машины карбюраторные двигатели следует дефорсировать на 40—
50% от максимальной мощности и соответствующей частоты враще-
Рис. 10.5. Динамическая характеристика дизеля СМД-14:
а—при ускорении коленчатого вала: 1—d<o/dT-«O; 2— dfn/dx^
-10 l/c2; 3—dco/dx—20 1/c2; 4 — d(i)/dT-30 I/c2; 5 — dco/dT=4O 1/c2;
6— d<o/dT—50 1/c2; б — при замедлении коленчатого вала: 1 —
de)/dT=0; 2 —dco/dr—10 1/c2; 3 — dial di——‘20 1/c2; 4 — d<s>!dx^
= —30 1/c2; 5 — dtuldi——40 l/c2; 6 — daddx——50 I/c2
201
ния. В случае установки на строительные и дорожные машины дизелей
автомобильного типа, исходя из условий обеспечения срока службы,
соизмеримого со сроками службы дизелей тракторного типа, необхо-
димо дефорсирование автомобильных дизелей на 10—25% от макси-
мальной мощности и на 10—15% от соответствующей частоты вра-
щения.
Все изложенное свидетельствует о том, что дизели более приспо-
соблены для работы на резко неустановившихся режимах нагрузки
строительных и дорожных машин, чем карбюраторные двигатели.
Карбюраторные двигатели могут быть установлены только на машины,
работающие при установившейся внешней нагрузке (катки, асфальто-
смесители, укладчики, распределители и др., привод насосов, компрес-
соров и других агрегатов).
При неустановившейся нагрузке повышается интенсивность из-
носа деталей двигателя. Это происходит из-за снижения производи-
тельности масляного насоса, изменения толщины и несущей способ-
ности масляного слоя и условий подачи смазки к трущимся поверх-
ностям. Наряду с этим ухудшается очистка масла в центрифугах,
часто применяемых для фильтрации масла на современных двига-
телях.
Существенное влияние на изнашивание деталей при неустановив-
шейся нагрузке оказывают возможное повышение максимального
давления сгорания цикла и увеличение скорости нарастания давле-
ния по сравнению с соответствующим циклом установившейся на-
грузки.
Одной из причин повышенного износа карбюраторных двигателей
при неустановившейся нагрузке может быть смывание смазки с зер-
кала цилиндров и разжижение ее топливной пленкой.
На режимах нагрузки строительных и дорожных машин двига-
тели значительное время работают по внешней скоростной характе-
ристике при повышенных механических и тепловых нагрузках на де-
тали и ухудшенных условиях смазки и охлаждения. Так, у дизеля
с воздушным охлаждением при работе на режиме нагрузки экскавато-
ра температура головок цилиндров примерно на 30°С, а гильз ци-
линдров на 20°С выше, чем при установившемся режиме и одинако-
вой нагрузке. Все это значительно интенсифицирует износ двига-
телей.
Неустановившиеся режимы нагрузки таких машин, как одноков-
шовые экскаваторы, бульдозеры, интенсифицируют темп износа ос-
новных деталей двигателей на 50—60% по сравнению с соответствую-
щей установившейся нагрузкой.
Комплексное влияние рассмотренных выше особенностей условий
эксплуатации двигателей строительных и дорожных машин снижает
такой показатель надежности, как безотказность работы. Например,
наработка на отказ двигателя СМД-14 на бульдозерах в 2,6 раза, а на
автогрейдерах в 1,8 раза меньше, чем на сельскохозяйственных
тракторах. Срок службы однотипных двигателей до капитального
ремонта на бульдозерах на 15% меньше, чем на скреперах, и на 30%
меньше, чем на автогрейдерах.
292
§ 10.3. Повышение эффективности работы
двигателей
Условия и эффективность работы двигателей при неустановившей-
ся внешней нагрузке, характерной для строительных и дорожных
машин, удобно оценивать средним за технологическую операцию
значением: а) момента сопротивления вращению коленчатого вала
Л4С.СР, показывающим ве-
личину загрузки двигателя;
б) частоты вращения нСР; в)
эффективной мощности
JVecp ’> г) эффективного
удельного расхода топлива
&ср’> Д) минимальным за
операцию значением час-
тоты вращения ^min » е)
средней Ат?ср и максималь-
ной Алтах за операцию
амплитудой колебания час-
тоты вращения.
С целью возможности
сравнения между собой эф-
фективности работы раз-
личных двигателей вместо
абсолютных значений этих
показателей удобно поль-
зоваться безразмерными
коэффициентами: загрузки
= Л4С.СР/Л4К.Н, мощнос-
ти KNe = Ne ср/А/ен, топ-
ливной экономичности
^ge = ёе ср/^ен-
Здесь Al,.-.,,, NeH, geH —
соответственно номиналь-
ные значения крутящего
момента, эффективной мощ-
ности и удельного эффек-
тивного расхода топлива.
На рис. 10.6 приведены
Рис. 10.6. Зависимость показателей дизеля
от величины загрузки при работе на режиме
нагрузки бульдозера
в качестве примера пока-
затели дизеля при работе
на режиме нагрузки бульдозера в сравнении с установившимся
режимом нагрузки. Как видно, при относительно невысокой загруз-
ке, когда работа двигателя в течение технологической операции в ос-
новном осуществляется по регуляторной ветви характеристики, повы-
шение загрузки приводит к приблизительно пропорциональному
увеличению средней мощности. Однако при дальнейшем увеличении
загрузки возрастают колебания частоты вращения и интенсивно снижа-
ется средняя частота вращения. При этом соответственно ухудшаются
?93
эффективные показатели мощности и топливной экономичности, ко-
торые все более отличаются от показателей по регуляторной ветви
статической характеристики двигателя (Ne, п, ge). Отмеченное явле-
ние объясняется главным образом тем, что при увеличении загрузки
на режиме бульдозера двигатель все более продолжительное время ра-
ботает по внешней скоростной характеристике, когда снижение час-
тоты вращения происходит наиболее интенсивно. Это сопровождается
соответствующим снижением мощности. Отчасти ухудшение эффек-
тивных показателей с ростом загрузки происходит из-за увеличения
колебаний частоты вращения двигателя, влекущих за собой последст-
вия, рассмотренные в § 10.2.
Необходимо подчеркнуть, что в силу специфичности режимов на-
грузки строительных и дорожных машин двигатели большую часть
времени технологической операции работают на режимах снижения
частоты вращения по сравнению с режимами ее увеличения (разгон
коленчатого вала при уменьшении внешней нагрузки происходит
очень быстро). Поэтому за время технологической операции более
ощутимо снижение мощности при отрицательных ускорениях колен-
чатого вала, чем прирост при положительных ускорениях
(см. рис. 10.5, а, б).
Наиболее интенсивное падение частоты вращения, снижение мощ-
ности и ухудшение топливной экономичности с ростом загрузки наблю-
даются у двигателей машин, имеющих резкопеременный режим на-
гружения (экскаваторы, бульдозеры).
Таким образом, для большинства строительных и дорожных ма-
шин значения максимально развиваемой средней за технологическую
операцию мощности всегда меньше номинальной мощности двигателя
и достигаются при меньшем моменте сопротивления, чем номиналь-
ный крутящий момент двигателя.
Так как средний за технологическую операцию удельный расход
топлива в значительной мере зависит от мощности, развиваемой дви-
гателем, то кривая изменения среднего удельного расхода топлива
имеет минимум примерно при той же величине загрузки, на которую
приходится максимум средней мощности. Аналогично будут изменять-
ся и относительные показатели мощности и топливной эконо-
мичности Kge-
Существует несколько путей повышения эффективности работы
двигателей на неустановившихся режимах нагрузки строительных
и дорожных машин. Обеспечение оптимальной загрузки двигателей
при подборе их для машин является одним из наиболее простых пу-
тей уменьшения отрицательного влияния неустановившейся нагруз-
ки на эффективные показатели двигателей. Этот путь не требует ни
каких-либо конструктивных изменений двигателя, ни даже изменения
его регулировок. Двигатель для машины подбирают так, чтобы при
выполнении той или иной технологической операции его загрузка
обеспечивала достаточно высокую среднюю за операцию частоту вра-
щения, сравнительно небольшие ее колебания и возможно большую
мощность.
Таким образом, посредством загрузки двигателя до значения,
964
меньшего, чем номинальный крутящий момент двигателя Мс. СР-<
< Мк.п, частично компенсируют отрицательное влияние неустано-
вившейся нагрузки на его эффективные показатели (рис. 10.6). Оп-
тимальное значение загрузки Мс. СР.О11Т обеспечивает и относительно
невысокую интенсивность износа деталей двигателя, которая резко
возрастает при увеличении загрузки сверх этого значения.
Максимально допустимой с точки зрения устойчивой, без оста-
новки работы двигателя является загрузка Л4С. СР.Д0Г|, соответствую-
щая на рис. 10.6 точке пересечения кривой изменения, минималь-
ной за операцию частоты вращения nmin, с линией, минимально ус-
тойчивой для работы под нагрузкой частоты вращения птщ доп-
Дальнейшее увеличение загрузки может повлечь за собой остановку
двигателя.
Минимально устойчивая для работы под нагрузкой частота враще-
ния (мин*1) соответствует режиму максимального крутящего момента
двигателя по динамической характеристике:
Лпнпдоп^Ди -(200-300), (10.1)
к шах
где пм к max — частота вращения при максимальном крутящем мо-
менте по статической характеристике.
С целью обеспечения оптимальной загрузки двигатель для машины
следует подбирать по наиболее энергоемкой технологической опера-
ции, вызывающей наибольшие колебания частоты вращения.
Для сравнения приведем оптимальные значения коэффициентов
загрузки, а также мощности и топливной экономичности для различ-
ных типов строительных и дорожных машин:
17 /уз.опт КNe опт К опт
Гусеничный бульдозер . . . 0,78 0,74 1,14
Одноковшовый экскаватор с оборудованием «прямая лопа- та» 0,80 0,76 1,11
Самоходный скрепер .... 0,92 0,86 1,08
Автогрейдер 0,93 0,87 1,08
Одноковшовый гусеничный по- грузчик 0,94 0,86 —
Одноковшовый колесный по- грузчик 0,98 0,94 1,06
Таким образом, для обеспечения оптимальной загрузки двигате-
лей можно рекомендовать следующий путь их подбора для машин.
Если известна средняя за технологическую операцию потребная
мощность Nc сР, определяемая в результате тягового или другого
аналогичного расчета, то номинальная мощность двигателя, рекомен-
дуемого для установки на машину, будет равна NeH = Ne
При известном потребном для выполнения операции среднем мо-
менте 7Ис.ср номинальный крутящий момент двигателя, устанавли-
ваемого на машину, будет равен /ИР.Н = /Ис. ср/К8.опт- Средняя
за цикл топливная экономичность выбранного двигателя
gecP Sen^ge опт-
295
Необходимо подчеркнуть, что оптимальная загрузка — простой,
но недостаточно эффективный способ повышения показателей дви-
гателей, так как всегда предполагает определенную недогрузку, т. е.
недоиспользование возможностей двигателей. В настоящее время су-
ществует ряд более эффективных способов повышения показателей
двигателей при работе их на неустановившихся режимах внешней
нагрузки за счет определенных конструктивных изменений, осущест-
вляемых заводами-изготовителями. Необходимо учитывать эффектив-
ность и экономическую целесообразность применения каждого из
таких способов и, исходя из этого, подбирать двигатель для
машины.
Один из основных путей снижения отрицательного влияния не-
установившейся нагрузки на показатели двигателей — обеспечение
оптимальной формы внешней скоростной характеристики двигателей.
Известно, что форму внешней характеристики в основном опреде-
ляют значения коэффициента запаса крутящего момента р и ско-
ростного коэффициента Кп.
Характер изменения показателей эффективной мощности и удель-
ного расхода топлива в зависимости от р, определяется изменением час-
тоты вращения дизеля. Чем выше коэффициент запаса крутящего-
момента, тем до большей величины можно загрузить дизель без су-
щественного снижения частоты вращения и, следовательно, получить
более высокую мощность и топливную экономичность. Мощностные,
топливно-экономические показатели и производительность машин наи-
более заметно улучшаются с ростом коэффициента запаса крутящего-
момента до значений 30—35%. Далее темп прироста указанных пока-
зателей снижается, а затем прекращается.
Зависимость показателей двигателя от значения коэффициента
запаса крутящего момента тем ощутимее, чем более энергоемка техно-
логическая операция, выполняемая машиной, и чем большие колебания
частоты вращения имеют место при этом.
Учитывая определенные конструктивные трудности, связанные с
получением высокого коэффициента запаса крутящего момента, целе-
сообразно устанавливать его оптимальное значение для каждого ре-
жима нагрузки, т. е. типа машины. Оптимальные значения коэффи-
циента запаса крутящего момента ориентировочно следующие: для
дизелей бульдозеров и экскаваторов — 35—40%; для дизелей авто-
грейдеров— 30—35%; для дизелей погрузчиков — 25—30%. Высо-
кие значения коэффициента запаса крутящего момента (до 30%) могут
быть получены в случае применения турбокомпрессоров, настроенных
на режим максимального крутящего момента либо близкий к нему,
в сочетании с соответствующей коррекцией подачи топлива. Еще бо-
лее высокие значения коэффициента запаса крутящего момента (свы-
ше 30%) можно получить при использовании регулируемого газо-
турбинного наддува и соответствующей коррекции подачи топлива.
Возможно получение высоких значений р, и без применения наддува,
лишь за счет коррекции подачи топлива. Однако в этом случае для
обеспечения удовлетворительного сгорания топлива при работе ди-
зеля по внешней скоростной характеристике (особенно в зоне средних
29G
и малых п) необходимо существенное снижение его номинальной мощ-
ности.
Нужно подчеркнуть, что при значениях коэффициента запаса кру-
тящего момента двигателя свыше 30% в некотором диапазоне частоты
вращения обеспечивается характеристика постоянной мощности.
В случае такой характеристики производительность бульдозеров, на-
пример, может быть повышена на 20% и более при неизменной но-
минальной мощности двигателя.
Известно, что мощностные, экономические показатели дизелей
и производительность машин имеют наиболее высокие значения в не-
котором диапазоне изменения значения скоростного коэффициента.
При значительном увеличении или уменьшении коэффициента Кп по-
казатели снижаются, причем тем заметнее, чем более энергоемка тех-
нологическая операция и более существенны при ее выполнении ко-
лебания частоты вращения дизеля.
При больших значениях скоростного коэффициента, когда макси-
мум крутящего момента находится в зоне высокой частоты вращения,,
преодоление неустановившейся нагрузки может сопровождаться су-
щественным снижением частоты вращения дизеля, что влечет за собой
уменьшение его эффективных показателей. При чрезмерно малых зна-
чениях скоростного коэффициента, когда скоростная характеристика
по крутящему моменту в широком диапазоне изменения частоты вра-
щения имеет относительно пологую форму и максимум крутящего
момента находится в зоне низких частот вращения, преодоление не-
установившейся нагрузки также вызывает значительное снижение
частоты вращения дизеля с отмеченными выше отрицательными по-
следствиями. Следует отметить, что при высоком значении скорост-
ного коэффициента не только уменьшается производительность машин,
но и значительно усложняется процесс управления ими, так как во
избежание остановки двигателя машинисту часто приходится изме-
нять положение рабочего органа и выключать муфту сцепления. Сле-
довательно, для дизелей строительных и дорожных машин целесооб-
разно обеспечение оптимального значения скоростного коэффициента
Кп = 0,65 -4- 0,76. Требуемые значения скоростных коэффициентов
на дизелях можно получить, например, применением газотурбинного
наддува в сочетании с определенным законом коррекции подачи топ-
лива.
Оптимизация параметров систем регулирования — также один из
весьма эффективных путей улучшения работы дизелей строительных
и дорожных машин. На показатели машин влияет степень нечувстви-
тельности и неравномерности системы регулирования двигателей.
При чрезмерной нечувствительности регулятора частота вращения ди-
зеля не соответствует мгновенным значениям величины нагрузки. Это
приводит к снижению производительности машины, перерасходу топ-
лива и усложняет управление машиной. При слишком малой степени
нечувствительности регулятора высокочастотные колебания нагруз-
ки на валу дизеля могут при определенных условиях вызвать колеба-
ния рейки топливного насоса. Такие колебания отрицательно влия-
ют на работу системы регулирования (могут даже привести к эффекту
297
«перерегулирования»), а также повышают износ механизма управле-
ния подачей топлива.
Изменение общей степени нечувствительности систем регулиро-
вания в пределах от 1 до 4% при работе на режимах нагрузки строи-
тельных и дорожных машин практически не оказывает влияния на
эффективные показатели дизеля, дальнейшее же увеличение степени
нечувствительности влечет за собой интенсивное снижение этих по-
казателей. Чтобы обеспечить наилучшие эффективные показатели, зна-
чение степени нечувствительности регуляторов дизелей строительных
и дорожных машин должно быть 1—4%.
Степень неравномерности регулятора, как было указано, опре-
деляется его конструктивными особенностями, в частности жест-
костью пружин. Чрезмерно малая степень неравномерности регуля-
тора на неустановившихся режимах нагрузки может привести к не-
устойчивой работе дизеля. Слишком большая степень неравномерности
приводит к большим колебаниям частоты вращения и недопустимому
росту максимальной частоты вращения холостого хода. Это усложняет
управление машиной и увеличивает износ дизеля. Оптимальное значе-
ние степени неравномерности регуляторов для дизелей строительных
и дорожных машин 4—10%.
Один из наиболее эффективных путей повышения показателей
дизелей путем совершенствования системы регулирования при не-
установившейся внешней нагрузке — введение дополнительных об-
ратных связей в систему регулирования. Подробные сведения об об-
ратных связях можно найти в специальной литературе [12].
Введение дополнительной обратной связи, например, по угловому
ускорению делает систему более устойчивой, менее инерционной.
Уменьшается продолжительность переходного процесса. При этом
можно полностью избежать эффекта перерегулирования, так как
динамические процессы в системе становятся апериодически устой-
чивыми вместо периодически устойчивых, имеющих место чаще всего
при регуляторах без дополнительной обратной связи. Эффективные
мощностные показатели дизелей при работе на режимах нагрузки
строительных и дорожных машин могут быть при этом повышены на
5—7%.
Выбор оптимального способа и степени форсирования имеет боль-
шое значение для повышения эффективности работы дизелей строи-
тельных и дорожных машин. Практика форсирования двигателей
серийно выпускаемых бульдозеров, например, показывает,
что их производительность может быть повышена на 20—30%.
Форсирование — основная тенденция развития современного двига-
телестроения. Применительно к специфическим режимам нагрузки
строительных и дорожных машин форсирование дизелей имеет свои
характерные особенности. В ряде случаев увеличение мощности дви-
гателя, обеспечиваемое его форсированием, не только существенно
повышает эффективные показатели двигателя, но и улучшает относи-
тельное использование мощности и топливной экономичности (растут
величины Knc уменьшаются Kge). Двигатели строительных и до-
рожных машин наиболее рационально форсировать применением газо-
298
турбинного наддува. Последний может быть использован не только
как средство повышения номинальной мощности, но и для обеспечения
наивыгоднейшей формы скоростной характеристики.
Применение дизелей, форсированных по частоте вращения, на
режимах нагрузки строительных и дорожных машин также сопровож-
дается тем, что не только возрастает абсолютное значение мощности, но
и несколько улучшается ее относительное использование. Однако
последний эффект значительно ниже, чем при форсировании дизелей
путем газотурбинного наддува. Причина улучшения относительного
использования мощности при форсировании дизелей по частоте вра-
щения заключается в том, что с ростом частоты вращения увеличива-
ется кинетическая энергия вращающихся масс деталей двигателя,
что влечет за собой уменьшение колебаний частоты вращения, улуч-
шение условий работы и повышение мощностных показателей двига-
теля. Топливная же экономичность двигателя и ее относительное
использование на неустановившихся режимах нагрузки ухудшаются
в связи с ростом внутренних потерь и снижением наполнения цилинд-
ров двигателя.
Следует также отметить, что при форсировании дизелей по сред-
нему эффективному давлению применением газотурбинного наддува
на режимах нагрузки строительных и дорожных машин общий темп
износа деталей несколько ниже, чем при форсировании по частоте
вращения до той же мощности, что и при наддуве.
В целях предотвращения повышенного износа и обеспечения вы-
сокого срока службы двигателей строительных и дорожных машин,
помимо правильного подбора двигателей, обеспечивающего их опти-
мальную загрузку, необходимо осуществить ряд других меро-
приятий:
1) оборудовать двигатели высокоэффективными системами очист-
ки воздуха, поступающего в цилиндры (многоступенчатые воздушные
фильтры с бумажными фильтрующими элементами), фильтрации
масла (полнопоточные масляные центрифуги или бумажные фильт-
рующие элементы) и топлива (бумажные фильтрующие элементы);
2) размещать воздухозаборник, воздушный фильтр и собственно
двигатель на машинах в местах, не являющихся зонами повышенной
концентрации пыли при работе машин;
3) оборудовать двигатели эффективными системами предпускового
подогрева и пуска, а также поддержания оптимального теплового ре-
жима в процессе работы машин;
4) устанавливать, крепить на машинах и соединять двигатели, с
трансмиссиями так, чтобы предохранить их от воздействия внешних
ударов, тряски, вибрации, обеспечить нормальный тепловой режим,
условия смазки (для двигателей с «сухим картером»), по возможности
предотвратить попадание пыли, грязи, влаги обеспечить допустимые
нормы шума и вибрации на рабочем месте машиниста;
5) в случае соединения двигателя с различными прогрессивными
передачами обеспечить работоспособность коленчатого вала при вос-
приятии дополнительных крутильных колебаний, возникающих в
процессе работы трансмиссии;
299
6) обеспечить хранение машин и двигателей, смазывающе-охлаж-
дающих материалов, горючего, их заправку, пуск двигателей в
соответствии с инструкциями, поддерживать в процессе работы дви-
гателей оптимальный тепловой режим, обеспечить квалифицированное
управление машинами и двигателями, своевременные в полном тре-
буемом инструкциями объеме технические обслуживания, регули-
ровки и ремонты двигателей.
§ 10.4. Подбор двигателей для машин
Задача подбора двигателей — это задача установления соответст-
вия между основными показателями и характеристикой двигателя,
с одной стороны, и величиной и характером преодолеваемой на-
грузки — с другой. В результате установления такого соответствия
представляется возможным обеспечить: 1) способность двигателя
устойчиво, без остановок, преодолевать заданную нагрузку; 2) вели-
чину оптимальной загрузки двигателя; 3) наивыгоднейшие значения
основных показателей двигателя (номинальной мощности и частоты
вращения, приведенного к коленчатому валу момента инерции масс
движущихся деталей) и параметров системы регулирования, а также
наивыгоднейшую форму скоростной характеристики. Все это позво-
ляет достигнуть высоких показателей производительности машин,
их топливной экономичности, увеличить сроки службы двигателей,
облегчить условия труда машинистов.
Следует подчеркнуть что речь идет о подборе двигателя для вы-
полнения машиной технологической операции при неустановившейся
внешней нагрузке. Здесь мы не рассматриваем случай подбора двига-
теля для выполнения машиной чисто транспортных операций, когда
следует пользоваться известными методами тягового расчета. Если
транспортная операция более энергоемка, чем технологические, что
имеет место для некоторых колесных строительных и дорожных ма-
шин с высокой максимальной скоростью движения, то двигатель
следует подбирать, исходя из возможности выполнения транспортной
операции.
Для машин, работающих при установившейся нагрузке 1см. (10.1)],
двигатели подбирают по номинальной мощности так, чтобы она была
равна или превосходила (на величину необходимого запаса) мощность,
потребную для выполнения той или иной операции. При этом двига-
тель должен обеспечить длительную работу на данном режиме. На-
пример учитывая изменение давления и температуры окружающего
воздуха и возможное в связи с этим увеличение потребной мощности,
двигатель для передвижных компрессорных установок подбирают так,
чтобы его мощность на 4—6% превышала мощность компрессора.
Соответствие показателей двигателя внешней нагрузке выявляют
в результате решения уравнения движения коленчатого вала:
мк.Дин = Ч + Д4«>ЛН
(10.2)
300
где Мк.дин — движущий момент (крутящий момент двигателя); Л1С —
момент сопротивления вращению коленчатого вала; J — приведенный
к коленчатому валу момент инерции; d<o/dx — угловое ускорение
коленчатого вала; <о — угловая скорость коленчатого вала.
Эффективность работы двигателя на машине оценивают развивае-
мой им средней за цикл нагрузки мощностью, которая в основном
зависит от средней частоты вращения, т. е. угловой скорости. Поэтому
пои подборе двигателя необходимо решить уравнение движения вала
относительно угловой скорости, определив ее значения как функции
времени ® = /(т) для всей технологической операции, выполняемой
машиной.
Рассмотрим слагаемые, входящие в (10.2). Момент сопротивления
в (10.2) задан типовой нагрузочной диаграммой. Нагрузочная диа-
грамма может быть представлена графически, таблично либо анали-
тически — уравнениями кривых. В том случае, если отсутствует на-
грузочная диаграмма для данного конкретного типа и класса машины,
следует ориентироваться на нагрузочные диаграммы аналогичных ма-
шин.
Для двигателей машин, работающих при установившейся внешней
нагрузке (дорожные фрезы, грунтосмесителъные машины, грейдеры-
элеваторы, асфальтосмесители, укладчики и др.), крутящий момент
двигателя (10.2) задают статической скоростной характеристикой, ко-
торая может быть представлена теми же способами, что и нагрузочная
диаграмма. Для большинства строительных и дорожных машин, ра-
ботающих при неустановившейся нагрузке (одноковшовые экскава-
торы, бульдозеры, самоходные скреперы, автогрейдеры, одноковшо-
вые погрузчики), крутящий момент следует задавать динамической
характеристикой. Динамическую характеристику определяют экс-
периментально при разгоне и торможении двигателя на стенде. В слу-
чае задания крутящего момента двигателя динамической характе-
ристикой решить (10.2) можно лишь с помощью ЭВМ.
С целью упрощения расчетов за счет некоторого снижения точ-
ности результатов можно при решении (10.2) представить крутящий
момент двигателя как линейную функцию углового ускорения колен-
чатого вала, хотя в соответствии с динамической характеристикой
эта зависимость более сложная. При принятом допущении изменение
мощностных показателей двигателя под влиянием неустановившейся
нагрузки учитывается коэффициентом неустановившегося режима X,
имеющим размерность момента инерции:
MK.^ = Mv + X(dw/dT), (10.3)
где — эффективный крутящий момент двигателя по статической
характеристике.
Коэффициент неустановившегося режима имеет одно постоянное
значение для случая работы данного двигателя и системы регулиро-
вания по регуляторной ветви и другое — по внешней характеристике,
причем при работе двигателя по регуляторной ветви характеристики
величина X больше, чем при работе по внешней характеристике, ввиду
отмеченного уже существенного влияния динамики процесса регу-
301
лирования на эффективную мощность. В результате подстановки (10.3)
в (10.2) получим
= Мс 4- J' (du/dr),
где J' = J—k.
Следовательно, коэффициент неустановившегося режима как бы
изменяет значение приведенного момента инерции J. При этом его
влияние на значение развиваемого двигателем крутящего момента
зависит от знака ускорения: при отрицательных ускорениях колен-
чатого вала значение крутящего момента снижается но сравнению со
статической характеристикой, при положительных — увеличивается.
Коэффициент к определяют экспериментально, так же как дина-
мическую характеристику двигателя. Если крутящий момент задан
таким способом, то возможен подбор двигателя без ЭВМ.
При подборе для машин двигателей и наивыгоднейших значений
параметров их системы регулирования используют систему двух урав-
нений: двигателя и регулятора.
В связи с тем что основное влияние на эффективные показатели
дизелей на режимах нагрузки строительных и дорожных машин ока-
зывает инерционность системы регулирования, достаточно строго
крутящий момент двигателя можно представить как функцию угловой
скорости и положения муфты регулятора, определяющего количество
подаваемого топлива. Тогда с учетом постоянства настройки регуля-
тора при выполнении машиной технологической операции, а также
выведенного ранее уравнения регулятора (6.5) получим систему урав-
нений для случая работы двигателя по регуляторной ветви характе-
ристики
Мк.лИН = + АрАу;
mnp (d2y/dt2) + & (dy/dt) + Е — = 0
и внешней скоростной характеристике с включенным корректором
(если он имеется в составе ругулятора)
мк.дИн = <М +АкорД^; |
/цпР (гЕр/гЕ2) + 8 (dy/dz) 4- Е — РК0р — А<о2 = 0. j
Здесь МК — f (и) — статическая скоростная характеристика дви-
гателя, снятая при подаче топлива, соответствующей номинальному
режиму, т е. при отключенном корректоре; ее получают экспери-
ментально; Е,. — МК В/Луи — коэффициент воздействия регулятора;
Акор = (Мктах — max ~ Коэффициент ВОЗДеЙСТВИЯ КОр-
ректора; Ауа— разница между положениями муфты регулятора,
соответствующими режимам максимальной частоты вращения и номи-
нальному; Аулы та*— разница между положениями муфты регуля-
тора, соответствующими режимам номинальному и максимального
крутящего момента; Ар — отклонение текущего значения положения
муфты регулятора от положения, соответствующего номинальному
режиму; ЕКОР — усилие пружины корректора; Е — поддерживающая
сила; & — фактор торможения системы регулирования; таР — масса
302
подвижных деталей регулятора, регулирующего органа и его привода,
приведенная к муфте чувствительного элемента; т — время; со,,—
текущее значение угловой скорости грузов; А = rvm — инерционный
коэффициент регулятора.
На основании изложенного представляется возможным установить
такую последовательность подбора двигателей для строительных
и дорожных машин при выполнении ими различных технологических
операций:
1. В уравнение движения коленчатого вала (10.2) одним из упомя-
нутых выше способов подставляют значения движущего момента и
момента сопротивления и в результате решения уравнения получают
зависимость угловой скорости или частоты вращения двигателя от
времени п = f(т) для технологической операции машины.
2. Минимальную за цикл нагрузки частоту вращения nmin срав-
нивают с минимально допустимой пт,п доп из условий устойчивой
под нагрузкой работы двигателя, определяемой по (10.1). Соотноше-
ние nmin > nmin доп показывает, что двигатель может преодолеть за-
данную нагрузку. Если это соотношение не выполняется, то следует
выбрать двигатель с другой характеристикой или изменить значение
приведенного момента инерции, например за счет установки в транс
миссию дополнительно маховика, и повторить расчет.
3. По соответствующему принятому для расчета уравнению кру-
тящего момента Л1к.Дин и по выражению МеДИП = лЛ4к.Д1,нц(т)/30 оп-
ределяют зависимости крутящего момента Л!к.днН = /(т) 11 мощности
Л^дин ~ /(т) ОТ времени для технологической операции.
4. Подсчитывают средние за операцию значения крутящего мо-
мента и мощности соответственно:
Ч5. ср = j Мк. дин (т) dx/Тц И Nе ср = J Ne д11н (т) dt/тц,
6 о
где тц — продолжительность технологической операции.
5. Вычисляют безразмерные коэффициенты, характеризующие эф-
фективность работы двигателя при неустановившейся внешней на-
грузке (К3, Кые).
6. Вычисленные значения коэффициентов сравнивают с оптималь-
ными значениями, рекомендуемыми для данного типа двигателя и ма-
шины. При незначительном отличии полученных показателей от оп-
тимальных значений двигатель можно рекомендовать для установки
на данную машину. Если же разница велика, то необходимо выбрать
другой двигатель либо изменить значение приведенного к коленчатому
валу момента инерции, например установкой в систему привода До-
полнительного маховика, либо изменить форму скоростной характе-
ристики, параметры регулятора, а затем повторить расчет.
Изложенная методика может быть применена и для обеспечения
оптимальной загрузки двигателя. Для этого следует определить зна-
чение коэффициента Knc при нескольких значениях среднего за
операцию момента сопротивления, сохраняя неизменным общий ха-
рактер нагрузки. Построив график зависимости коэффициента Кяе
303
от значения среднего за операцию момента сопротивления, можно найти
такое его значение, при котором величина Knc будет наибольшей.
Используя изложенную методику, можно определить также и
оптимальную форму внешней скоростной характеристики двигателя,
значения параметров регулятора, значение приведенного момента
инерции и т. д. Для этого необходимо провести описанные выше рас-
четы, задавшись несколькими значениями искомой величины при
неизменной внешней нагрузке, и получить зависимость коэффициен-
та Кые от этой величины.
Двигатели машин с прогрессивными передачами, защищающими
двигатель от колебаний внешней нагрузки (гидрообъемными, гидро-
механическими, электрическими постоянного тока), подбирают по
номинальной мощности так, чтобы обеспечить выполнение наиболее
энергоемкой технологической операции либо совмещение нескольких
операций с учетом к. п. д. передачи. Для электрических передач пере-
менного тока мощность дизеля должна быть выбрана с учетом воз-
можности преодоления пиковых нагрузок, возникающих при пуске
асинхронных электродвигателей, без существенного (не более 5%)
снижения частоты вращения дизеля.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Дальнейшее развитие двигателей дорожных машин будет на-
правлено на обеспечение роста производительности машины, на
которой этот двигатель установлен; сокращение энергозатрат на
их выполнение; уменьшение затрат труда на изготовление, техни-
ческое обслуживание и ремонт двигателя, снижение расхода ме-
талла, эксплуатационных материалов; облегчение условий труда
персонала и управления двигателем; улучшение экологических ха-
рактеристик. Достижение более совершенных показателей возмож-
но на основе применения прогрессивных конструктивных схем, ра-
бочих процессов, конструкций систем узлов и деталей.
Уже сейчас требует практического решения применение надду-
ва. Это будет обеспечивать рост агрегатной и литровой мощности,
улучшение массогабаритных показателей, топливной экономично-
сти. Большие перспективы здесь имеет применение электронного
регулирования и устройств, использующих микропроцессорные
схемы.
Важнейшим направлением снижения энергозатрат при работе
силовых установок является уменьшение потерь теплоты в охлаж-
дающую среду с одновременной утилизацией тепловой энергии
отработавших газов. Эта энергия частично может быть использо-
вана в газовой турбине, работающей на вал отбора мощности ди-
зеля. Такая комбинированная силовая установка, хотя и является
достаточно сложной в конструктивном отношении, имеет высокий
эффективный коэффициент полезного действия.
Высокие мощности, используемые на ряде дорожно-строитель-
ных машин (более 1000 кВт), могут приводить к необходимости
использования газотурбинных двигателей. Последние не имеют
возвратно-поступательно движущихся деталей, что позволяет уве-
304
лпчить частоту вращения вала турбины до 25 000—40000 мин-1.
Удельная масса и габаритные размеры газотурбинного двигателя
будут меньше по сравнению с дизелем. Применение газотурбинных
двигателей сдерживается их несколько худшей экономичностью по
сравнению с дизелем.
Повышение к.п.д. газотурбинного двигателя может быть дости-
гнуто путем увеличения температуры газа на лопатках трубины
до 15004-1600 К и введения регенеративного теплообменника. По-
вышение температуры на лопатках станет возможным, когда бу-
дут найдены материалы (например, керамика), способные выдер-
живать одновременно высокие термические и механические напря-
жения. Теплообменник, предназначенный для передачи теплоты от-
работавших газов воздуху, поступающему в двигатель, хотя и
усложняет конструкцию, является необходимой частью газотур-
бинного двигателя, так как повышает эффективность к.п.д. сило-
вой установки.
Для достижния максимального соответствия характеристик си-
ловой установки условиям эксплуатации дорожных машин, воз-
можно, потребуется разработка и производство двигателей, пред-
назначенных для этих целей, вместо использования обычных трак-
торных и автомобильных дизелей. Лучшее использование силовой
установки на дорожной машине может быть достигнуто также ав-
томатизацией управления двигателем за счет применения микро-
процессорной техники.
Карбюраторные двигатели прошли длительный путь развития и
достигли высокого совершенства. Однако перед конструкторами и
эксплуатационниками стоит задача — обеспечить дальнейший су-
щественный рост экономичности этих двигателей при одновремен-
ном все более ужесточающемся ограничении выбросов токсиче-
ских веществ с О Г.
Максимальный относительный к.п.д., характеризующий степень
совершенства действительного цикла, достигает у двигателей гру-
зовых автомообилей на режимах, близких к полным нагрузкам,
значений порядка 0,84—0,87. Это указывает на то, что дальнейшее
улучшение рабочих процессов не может быть существенным, если
не увеличивать степень сжатия двигателя.
Повышение степени сжатия является эффективным средством
улучшения топливной экономичности карбюраторных двигателей
на всех режимах работы. Однако этот путь требует или повыше-
ния октанового числа бензина, или снижения требований двигате-
ля к антидетонационным качествам бензина. В связи с известны-
ми проблемами обеспечения поршневых д.в.с. жидкими топливами
нефтяного происхождения дальнейшее повышение октанового чи-
сла бензина маловероятно. Поэтому активно разрабатываются
различные способы снижения требований двигателя к антидетона-
ционным качествам бензина. Одним из таких способов является
использование винтовых впускных каналов в новых карбюраторных
двигателях, ранее нашедших применение в дизелях. Интенсивное
вращательное движение заряда в цилиндрах, создаваемое канала-
305
ми в процессе впуска, приводит к заметному увеличению скорости
сгорания и способствует благодаря этому уменьшению опасности
возникновения детонации, так как сокращается время, в течение
которого в последних порциях заряда развиваются очаги самовос-
пламенения. Переход к винтовым впускным каналам позволяет без
изменения октанового числа бензина увеличить степень сжатия
двигателя, в результате чего эксплуатационная экономичность дви-
гателя улучшается на 3—4%.
Большие перспективы в направлении повышения топливной эко-
номичности карбюраторных двигателей имеет применение электро-
ники в системах питания и зажигания. На смену системе зажига-
ния с транзисторным коммутатором, устанавливаемым на двига-
теле автомобиля ЗИЛ-130, приходит бесконтактная система с мик-
ропроцессором, которая обеспечивает работу двигателя с опти-
мальным опережением зажигания практически на всех режимах.
Применение электроники позволяет повысить мощность искрового
разряда, а при необходимости и изменять ее в зависимости от ре-
жима работы двигателя. Внедрение микропроцессорных систем
зажигания улучшает топливную экономичность карбюраторных,
двигателей на 3—5 %.
Еще больший эффект микропроцессорная техника дает в си-
стемах питания — карбюраторных или с впрыскиванием бензи-
на,— поскольку она позволяет регулировать состав смеси не толь-
ко в зависимости от скоростного и нагрузочного режимов, но так-
же и в зависимости от теплового состояния двигателя. В отличие
от традиционных карбюраторов системы питания с электронным
управлением позволяют обеспечить оптимальный состав смеси во
всем диапазоне режимов двигателя. Применение микропроцессор-
ной техники в системе питания обеспечивает экономию топлива в
эксплуатационных условиях до 6—8%. Однако микропроцессорные
системы работают по «жестким» программам и не могут автома-
тически изменять их, например по мере изменения технического
состояния двигателя (износ деталей, регулировка зазоров и т. д.),
а также при изменении антидетонационных свойств бензина.
В дальнейшем по мере развития электроники можно ожидать пере-
хода к системам с автоматической адаптацией, которые сами из-
меняют программу дозирования смеси (или угол опережения
зажигания) в зависимости от всего комплекса влияющих фак-
торов.
В качестве оптимизируемого параметра для этих систем могут
быть приняты различные показатели двигателя: топливная эконо-
мичность, токсичность отработавших газов, характер загрузки дви-
гателя. Если, например, в качестве оптимизируемого параметра
выбрана топливная экономичность, то адаптивная система на лю-
бом режиме и в любой момент времени должна обеспечить работу
двигателя с максимально возможным значением эффективного
к.п.д. Для этого используются датчики-преобразователи, они вы-
ражают мощность и текущее значение расхода топлива через элек-
трические величины, которые вводятся в счетно-решающее устрой-
306
ство. В результате выполнения в последнем необходимых счетных
операций выдается команда на исполнительные органы, осущест-
вляющие изменение состава смеси и угла опережения зажигания.
Для адаптивных систем, предназначенных для карбюраторных
двигателей, существенно важным является их быстродействие, ко-
торое примерно на два порядка должно превышать изменения ре-
жима двигателя. Бурное развитие электроники дает основания
надеяться, что со временем применение адаптивных систем ока-
жется возможным и позволит сделать большой шаг в направлении
совершенствования двигателей и улучшения их показателей.
Уменьшение запасов нефти, а также удорожание ее раз-
ведки и добычи заставляют искать заменители традиционных неф-
тяных топлив. В качестве альтернативных топлив обычно называ-
ют газ (природный, искусственный, водород, газовый конденсат);
спирты (метанол, этанол), эфиры. Рассматриваются возможности
использования этих топлив в чистом виде или в качестве добавок
к основному топливу — бензину или дизельному.
По экспертным оценкам, сегодня и в ближайшем будущем на-
иболее рациональной энергетической установкой для дорожной
машины будет дизель.
Основными параметрами, определяющими характер сгорания
топлива в д.в.с., являются его теплотворная способность и тепло-
та испарения, элементарный состав, воспламеняемость, испаряе-
мость, плотность, вязкость, поверхностное натяжение, смазываю-
щая способность. Последние из перечисленных свойств особое
значение имеют для дизелей, в которых качество распыливания
играют важную роль в формировании характера тепловыде-
ления.
Использование спиртов в дизелях требует решения главной
проблемы — преодоления их плохой воспламеняемости. Она реша-
ется различными путями: использованием в дизеле поджигания
свечей накаливания, впрыскиванием поджигающего дизельного
топлива через одну или разные форсунки, использованием предва-
рительного перемешивания смесей дизельного топлива и спиртов,
использованием присадок, улучшающих воспламенение, подачей
спирта во впускной трубопровод.
Преимущества и недостатки отдельных из указанных методов
связаны с усложнением конструкции топливной аппаратуры и дви-
гателя, плохой смешиваемостью спиртов с дизельным топливом, с
высокой стоимостью присадок.
Нельзя также забывать о таких свойствах некоторых спиртов,
как плохие смазывающие свойства, повышенное коррозионное воз-
действие на металлы и агрессивность (в том числе и в смесях) по
отношению к эластикам, ядовитость.
Некоторые дополнительные задачи необходимо решать при
использовании альтернативных топлив при выборе топливоподаю-
щей аппаратуры.
Требуется учитывать такие особенности альтернативных топлив,
как увеличенное давление насыщенных паров, меньшая вязкость,
307
повышенная коррозионная активность, гигроскопичность, меньшая
теплотворная способность.
При использовании газового топлива наиболее перспективным
является газодизельный процесс. Через впускную систему подается
смесь природного газа с воздухом, а запальное дизельное топливо —
традиционной или модернизированной топливной системой.
Основные сложности, возникающие при модернизации топлив-
ной системы для газодизеля, заключаются в необходимости коррек-
тирования скоростных характеристик топливоподачи, обеспечиваю-
щих запальные порции топлива на всех частотах вращения, а так-
же в необходимости равномерной подачи топлив по цилиндрам. Га-
зодизель — это реальная перспектива компенсации дефицита ди-
зельного топлива в ближайшем будущем.
Принцип работы топливных систем для двухкомпонентных топ-
лив заключается в том, что два топлива, находящиеся в различных
баках, смешиваются в эмульгаторе, встроенном в линию низкого
давления; в другом — смешение происходит в линии высокого дав-
ления топливной системы. В обоих вариантах используется один на-
сос и впрыскивание производится через одну форсунку. Запуск дви-
гателя производится на дизельном топливе, работа на всех режи-
мах — на смеси топлив. В связи с малым цетановым числом боль-
шинства альтернативных топлив доля такого альтернативного топ-
лива в смеси ограничена: для метанола, например, опа составляет
30—40%.
В топливных системах, работающих на двухкомпонентом топли-
ве, предусмотрен переход на дизельное топливо перед остановкой
дизеля, что существенно уменьшает коррозию прецизионных дета-
лей линии высокого давления. Использование топливных систем,
работающих на двухкомпонентных топливах, не ограничивается
одним вариантом эмульсий, когда в качестве первого компонента
применяется дизельное топливо и в качестве второго — спирты.
В качестве второго компонента могут быть использованы газокон-
денсаты с низким цетановым числом, высокооктановые бензины,
тяжелые топлива, сжиженный газ, растительные масла, синтетиче-
ское топливо, водород.
ЛИТЕРАТУРА
1. Архангельский В. М., Злотин Г. Н. Работа карбюраторных двигателей
на неустановившихся режимах. М., 1979, 152 с.
2. Автомобильные двигатели/ Под ред. проф. М. С. Ховаха. М., 1977-,
591 с.
3. Багиров Д. Д., Златопольский А. В. Двигатели внутреннего сгорания
строительных и дорожных машин. М., 1974, 214 с.
4. Балтийский В Н. Теория, конструкция и расчет тракторных двига-
телей. М., 1962, 391 с.
5. Брозе Д. Д. Сгорание в поршневых двигателях. М., 1969, 248 с.
6. Воинов А. Н. Сгорание в быстроходных поршневых двигателях. М., 1977,
277 с.
7. Двигатели внутреннего сгорания. Устройство и работа поршневых и
комбинированных двигателей/ Под ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова. М.,
1980, 288 с.
8. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинирован-
ных двигателей/ Под ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова. М , 1983, 375 с.
9. Двигатели внутреннего сгорания/ Симеон А. Э и др. М., 1980.
10. ГОСТ 18509—80 «Дизели тракторные и комбайновые. Методы стендовых
испытаний», 57 с.
11. Звонов В. А. Токсичность двигателей внутреннего сгорания. М., 1981.
12. Кац А. М. Автоматическое регулирование двигателей внутреннего
сгорания. М. — Л., 1956, 302 с.
13. Крутов В. И. Автоматическое регулирование двигателей внутреннего
сгорания. М.—Л., 1968, 536 с
14. Подача и распиливание топлива в дизелях / Под ред. проф. И. В. Ас-
тахова. М., 1972, 357 с.
15. Системы топливоподачи автомобильных и тракторных двигателей/ Ле-
нин И. М и др. М., 1976, 287 с.
16. Смесеобразование в карбюраторных двигателях/Андреев В. й. и др. М.,
1975, 175 с.
17. Хачиян А С. Особенности работы систем прецизионного регулирования
скорости четырехтактных двигателей с количественным регулированием и регу-
ляторами прямого действия, —Энергомашиностроение, 1974, № 8, с. 6—9.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие .............................
введение ................................................
Г лава Z. Термодинамические основы работы двигателей и элементарные
реакции сгорания топлива.........................................
§ 1.1. Термодинамические циклы поршневых двигателей внутренне-
го сгорания .................................................
§ 1.2. Топливо, топливовоздушные смеси и продукты их сгорания .
Глава 2. Действительные циклы ....................................
§ 2.1. Общие положения .......................................
§ 2.2. Процессы газообмена ........ . . . .
§ 2.3. Процесс сжатия.........................................
§ 2.4. Процессы подачи и распыливания топлива.................
§ 2.5. Процессы смесеобразования..............................
§ 2.6. Процессы сгорания и тепловыделения.....................
§ 2.7. Процесс расширения.....................................
Г лава 3. Показатели рабочего цикла и двигателя...................
§3.1. Индикаторные показатели................................
§ 3.2. Механические потери....................................
§ 3.3. Эффективные, удельные массовые и другие технико-экономи-
ческие показатели двигателей ........................... . .
§ 3.4. Тепловой баланс двигателя..............................
§ 3.5. Тепловые нагрузки на детали двигателя и их тепловая напря-
женность ....................................................
Глава 4. Экологические показатели работы двигателя...............
§ 4.1. Образование токсичных компонентов отработавших газов .
§ 4.2. Основные способы снижения токсичности и дымности отра-
ботавших газов ...................................... . . . .
§ 4.3. Акустические показатели двигателей ........
§ 4.4. Основные способы снижения шума двигателей ... . . .
Г лава 5. Системы питания и наддува...............................
§ 5.1. Топливные системы дизелей..............................
§ 5.2. Система питания карбюраторных двигателей ......
§ 5.3. Системы наддува ........................................
Глава 6. Автоматическое регулирование режима работы двигателей . .
Глава 7, Характеристики двигателей при работе на установившихся
режимах .........................................................
3
4
7
7
13
20
37
47
62
80
83
83
98
103
108
111
115
115
121
126
130
135
135
153
163
170
189
Глава 8. Динамика двигателя ........................................ 208
§ 8.1. Общие положения ........................ 208
§ 8.2. Уравновешивание двигателей.............. 219
§ 8.3. Крутильные колебания валов ........... 228
Глава 9. Основные сведения о конструкции двигателей.239
§ 9.1. Общие положения о качествах конструкций, нагруженности
деталей и прочностных расчетах двигателей внутреннего сго-
рания 239
3(0
§ 9.2. Особенности конструкций и условий работы деталей двига-
теля ......................................................... 245
§ 9.3. Система смазки............................................ 262
§ 9.4. Система охлаждения........................................ 269
§ 9.5. Система пуска ...........................................27&
Глава 10. Особенности работы и подбора двигателей строительных и до
рожных машин ............................................281
§ 10.1. Условия эксплуатации двигателей.........................281
§ 10.2. Влияние неустановившегося характера внешней нагрузки
на работу двигателя ........................................... 288
§ 10.3. Повышение эффективности работы двигателей ..... 293
§ 10.4. Подбор двигателей для машин.............................300
Заключение..........................................................304
Литература ....................................................... 309
Алексей Сергеевич Хачиян,
Константин Андреевич Морозов,
Владимир Иванович Трусов,
Валентин Николаевич Луканин,
Джен Джафарович Багиров,
Евгений Кирович Кореи
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
Заведующий редакцией Н. И. Хрусталева. Редактор В. И. Милешин. Младший редактор
А. Л. Михайлова. Художник А. А. Акимов. Художественный редактор В. И. Мешалкин.
Технический редактор Е. И. Герасимова. Корректор Г. И. Кострикова
ИБ № 4379
Изд. № Стд-416. Сдано в набор 17.08.84, Поди, в печать 12.03.85. Т-05048. Формат 60X90'/i6.
Бум. тип. № 1. Гарнитура литературная. Печать высокая. Объем 19,5 усл. печ. л.
39 усл. кр.-отт 22.10 уч.-изд. л. Тираж 30 000 экз. Зак. № 686. Цена 1 р. 20 к.
Издательство «Высшая школа», 101430, Москва, ГСП-4, Неглиниая ул., д. 29/14.
Ярославский полиграфкомбинат Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли. 150014, Ярославль, ул. Свободы, 97.