/
Автор: Райков И.Я. Ленин И.М. Попык К.Г. Малашкин О.М. Самоль Г.И.
Теги: машиностроение двигатель автомобиля теплотехника тракторы двигателестроение
Год: 1969
Текст
И. М. ЛЕНИН, К. Г. ПОПЫК, О. М. МАЛАШКИН, И. Я. РАЙКОВ, г. и. самоль, К. И. СИДОРИН
АВТОМОБИЛЬНЫЕ
И ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
(ТЕОРИЯ, СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ, КОНСТРУКЦИИ И РАСЧЕТ)
Под редакцией проф. И. М. Ленина
•
Допущено Министерством высшего и среднего специального образования СССР в качестве учебника для студентов высших учебных заведений специальности «Автомобили и тракторы»
ИЗДАТЕЛЬСТВО «ВЫСШАЯ ШКОЛА»
Москва — 1969
§ 160. Головка цилиндра ....................................... 184
§ 161. К расчет) головки цилиндров и силовых шпилек ............. 495
t Глава XXXVI. Поршневая группа......................................498
§ 162. Элементы поршня. Условия работы и требования, предъявляемые
§ к поршню......................................................
§ 163. Конструкция поршней........................................501
§ 164. Основные размеры поршня.................................’ 505
§ § 165. Расчет поршня.......................................... . 507
§ 166. Поршневые кольца...........................................509
§ 167. Расчет поршневых колец................................... 515
§ § 168 Поршневые пальцы...........................................517
§ § 169. Расчет поршневого пальца ..................................520
Глава XXXVII. Шатунная группа ....................................523
I § 170. Элементы и условия работы шатуна...........................523
§ 171. Расчет шатунов ............................................532
§ Глава XXXVII! Коленчатые валы................................542
§ 172. Элементы и условия работы коленчатых валов.................542
* § 173. Расчет коленчатого вала....................................552
t Глава XXXIX. Механизм газораспределения ...........................562
§ 174 Конструктивный обзор механизмов газораспределения..........562
§ 175 Фазы газораспределения «Время — сечениеэ впускного отверстия 580
§ 176. Расчетная скорость во впускном отверстии клапана...........582
§ 177. Профилирование кулачков автомобильных и тракторных двигателей 583
§ 178 Силы, девствующие в механизме газораспределения............591
§ 179 Расчет клапанных пружин....................................595
§ 180 Расчет деталей механизма газораспределения на прочность и износ 596
§ 181. Газораспределение в двухтактных двигателях.................602
Глава XL Система смазки автомобильных и тракторных двигателей 605
§ 182 Общие положения............................................605
§ 183. Механизмы и аппараты системы смазки........................609
§184. Расчет масляного насоса ...................................616
§ 185. Расчет масляного радиатора.................................617
§ 186 Расчет подшипников коленчатого вала........................619
Глава XLI. Система охлаждения автомобильных и тракторных двигателей ..........................................................623
§ 187 Общие положения............................................623
§ 188. Система жидкостного охлаждения.............................624
§ 189 Система воздушного охлаждения..............................637
Глава XLI1 Пуск двигателей........................................647
§ 190. Общие положения............................... ............64'
§ 191. Способы пуска двигателей ............................... 648
Литература........................................................650
(И 2.1
Л22 Автомобильные и тракторные двигатели (Теория, системы питания, конструкции и расчет). Под ред- И. М. Ленина. Учебник для вузов по специальности «Автомобили и тракторы». М, «Высш школа», 1969.
656 с. с клл.
Перед зягл авт.: И. М Ленин, К. Г Попык, О. М. Малаш кин [и др]
В кнше рассматриваются тепловые процессы характеристики, системы топливоподачн, динамика, конструкции и расчеты на прочность деталей автомобильных и тракторных двигателей
В первой части изложены основы теоретических и рабочих циклов, характеристики и тсплонспользование в автомобильных и тракторных двигателях
Во второй части рассмотрены процессы смесеобразования и топливная аппаратура двигателей внутреннего сгорания, работающих на жидком, твердом в газообразном топливах.
В третью часть включены вопросы кинематики, динамики и уравновешивания автомобильных и тракторных двигателей, а также понятие о расчете систем коленчатых валов на крутильные колебания. Помимо указанного, в этой части изложены основные положения анализа конструкций двигателей и их основных механизмов и детален, выбора параметров и расчета деталей двигателя на прочность.
Предназначав гея в качестве учебника для студентов машиностроительных вузов, специализирующихся по авдрмобилям в тракторам. Может быт^ п. ~ птптТЛ"1ПГ!1:с"'р^,п11/^:г,^л^г"ггг
машиностроител
3—3—4
88— ЬУ
3. 11 Болтнпский
Кафедра ДВС МВТУ им. II. Э. Баумана
Игорь Михайлович Ленин, Константин Гаврилович Попык, Олег Михайлович Малашкин, Иван Яковлевич Райков, I ригорий Иванович Самоль, Кирилл Иванович Сидорин
АВТОМОБИЛЬНЫЕ И ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
(Теория, системы питания, конструкции и расчет)
Редактор О. М Смирницкая Художник В 3. Казакевич Техн, редактор 3 В. Нуждина Корректор Г. И. Кострикова
Т-08837. Сдано в набор 4/11-69 г. Поди, к печати 7/VI1-G9 г. Формат 60 X90*/ie. Объем
41 печ. л Уч.-изд. л 38.66. Изд. № Стд. — 51 Тираж 28 000 экз Зак. 287. Цена 1 р. 54 к Тематический план издательства «Высшая школа» (вузы и техникумы) на 1969 г Позиция № 88.
Москва, К-51. Неглппная ул., д 29/14, Издательство «Высшая школа»
Ордена Трудового Красного Знамени Ленинградская типография № 1 «Печатный Двор» им. А М Горъкогч Главполиграфпрома Комитета по печати при Совете Министров СССР, г. Ленинград. Гатчинская ул., 26.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Ряд высших технических учебных заведении Советского Союза подготавливает инженеров-механиков для автомобильной и тракторной промышленности, специализирующихся в проектировании и испытании автомобилей и тракторов.
Учебный план подготовки инженеров по специальности «Автомобили и тракторы» (специальность 0513) содержит курс «Теория, системы топлпвоподачи, конструкции и расчет автомобильных и тракторных двигателей». В этом комплексном курсе последовательно рассматриваются:
I. Теория и характеристики двигателей (введение и гл. I — — XVI) — автор докт. техн, наук, проф. ЛЕНИН И. М.
II. Системы топливоотдачп:
1) карбюраторных двигателей (гл. XVII —XXIII)—автор докт. техн, наук, проф. ЛЕНИН И. М. (§110 написан совместно с канд. техн, наук, доц. РАЙКОВЫМ И. fl.);
2) газовых двигателей (гл. XXIV, XXV)—автор канд. техн, наук САМОЛЬ Г. И.;
3) дизелей (гл. XXVI—XXVIH) —автор канд. техн, наук МАЛАШКИН О. М.
III. Конструкция и расчет двигателей:
1) кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма (гл. XXIX, XXX) — автор канд. техн, наук, проф. ПОПЫК К. Г.; /
2) уравновешивание двигателей (гл. XXXI)—автор канд. техн, наук, доц. СИДОРИН К. И.;
3) конструкции и расчет двигателей (гл. XXXII—XLII) — автор канд. техн, наук, проф. ПОПЫК К. Г.
Расположение и объем материала в данном учебнике полностью соответствуют программам, утвержденным Министерством высшего и среднего специального образования СССР.
ВВЕДЕНИЕ
Паровая машина была предложена в середине XVIII в. и оказала решающее влияние на развитие всех отраслей промышленности. Вскоре после этого паровые установки были использованы в водном и наземном рельсовом транспорте, когда в эксплуатацию впервые вступили пароходы и паровозы.
Вполне закономерно, что вскоре после появления первых паровозов, в начале XIX в., было сделано несколько десятков попыток использовать паровые установки для наземного безрельсового транспорта. Однако эти предшественники будущих автомобилей и тракторов имели много недостатков, являвшихся следствием применения громоздких, тяжелых, неэкономичных и неудобных в эксплуатации паровых установок. Эти недостатки были органическими и, несмотря на все старания механиков и изобретателей, не могли быть устранены. Поэтому из-за отсутствия компактной, легкой, экономичной и удобной в эксплуатации тяговой машины наземный безрельсовый транспорт в XIX в. не получил широкого распространения.
Однако в начале XIX в. были предложены тепловые машины нового типа, с сжиганием топлива не под котлом, как в паровых установках, а непосредствен ио внутри цилиндров. Эти новые тепловые машийы получили название двигателей внутреннего сгорания. Принцип работы этих двигателей отличался от современных тем, что в них впуск смеси в цилиндры происходил примерно в течение 1/3 хода поршня и при его дальнейшем перемещении (минуя сжатие) переходил в сгорание и расширение. При обратном ходе поршня осуществлялся выпуск газов из цилиндра.
Большим и органическим недостатком таких двигателей было отсутствие сжатия смеси, следствием чего являлось:
1) сгорание топлива в большом объеме, примерно равном 1 2 всего объема цилиндра, при этом резко увеличивались тепловые
4
потери в стенки и с выпускными газами. Это объяснялось большими поверхностями охлаждения стенок и малой степенью расширения продуктов сгорания, результатом чего была плохая экономичность двигателя;
2) сгорание топлива с малым начальным давлением, не превышавшим 1 атм, и очень небольшим максимальным давлением на поршень, примерно равным 4 атм, вследствие чего мощность двигателя оказывалась крайне низкой.
Кроме указанных недостатков, эти двигатели не имели охлаждения, электрического запала и других необходимых механизмов и систем, что делало их работу недостаточно надежной.
Несмотря на малые мощности, большие расходы топлива и другие недостатки, эти двигатели для машин безрельсового транспорта были более приемлемы, чем паровые установки, и находили известное применение. Однако необходимость усовершенствования двигателей внутреннего сгорания, работавших без сжатия, уже назрела.
Для существенного улучшения показателей таких двигателей было необходимо:
1) сжигать топливо с возможно большим давлением конца сгорания;
2) максимально расширять продукты сгорания;
3) сжигать топливо в камере сгорания с минимальной поверхностью охлаждения.
Это можно было осуществить в том случае, если бы двигатель имел сжатие и работал по новому принципу или циклу, основными процессами которого являлись бы впуск, сжатие, рабочий ход и выпуск.
Наличие сжатия обеспечивало сжигание топлива в малом объеме с небольшой поверхностью охлаждения при повышенном давлении в начале, а следовательно, и в конце сгорания; при этом продукты сгорания расширялись во столько раз, во сколько сжималась горючая смесь. Эти мероприятия обеспечивали сокращение тепловых потерь в стенки и с выпускными газами и увеличение давления газов на поршень, вследствие чего экономические и мощностные показатели двигателей существенно повышались.
Таким образом, в начале второй половины XIX в. переход двигателей внутреннего сгорания на работу по четырехтактному циклу назрел.
Первый двигатель нового типа, работавший по четырехтактному циклу (т. е. со сжатием смеси), был сконструирован и построен в 1862 г. кельнским механиком Н. Отто (1832—1891 гг.), который позднее выпустил по тем временам большое количество двигателей. Эти двигатели были стационарными и имели ряд недостатков. В качестве примера укажем на двигатель, выпущенный в 1870 г., который имел малую мощность (2 л. с.), небольшое число оборотов (150 в минуту) и большой вес (2000 кГ). Однако экономичности этих
5
чвигателей были значительно выше, чем у паровых машин того времени, что и привлекало к ним общее внимание.
С течением времени конструкции четырехтактных двигателей совершенствовались, а материалы и технология изготовления деталей улучшались. Это привело к получению больших мощностей при меньшем весе двигателей. Поэтому в конце семидесятых годов были сделаны предложения использовать четырехтактные двигатели внутреннего сгорания в качестве транспортных.
В 1885 г. в России капитан Балтийского флота И. С. Костовнч создал двигатель для воздухоплавательных целей мощностью в 80 л. с. при весе только в 240 кГ.
В том же 1885 г. в Германии инженеры Г. Даймлер и независимо от пето К. Бенц создали двигатели очень небольшой мощности для самодвижущихся экипажей, позднее получивших название автомобилей.
Желание повысить экономичность двигателей внутреннего сгорания повело к созданию четырехтактных двигателей с большим сжатием, принцип работы которых несколько отличался от ранее предложенного. Над этими двигателями, позднее получившими название дизелей, работали в Германии инж. Р. Дизель, а в России инж. Г. В. Трннклср и механик Я- В. Мамин.
В начале XX в. с применением легких двигателей (легких по весу и по удельному весу применяемого топлива) основная конструктивная силовая схема автомобиля была успешно разрешена и началось вначале кустарное, затем серийное и наконец массовое производство автомобилей, а позднее и тракторов, суммарный ежегодный выпуск которых в настоящее время превышает 20 млн. в год.
За истекшие 70 лет, в течение которых развитие авто- и тракторостроения было исключительно быстрым, двигателей, работавших по четырехтактному циклу, было выпущено около 300 млн., причем ввиду высокого совершенства цикла он остался без изменения. Однако конструкции двигателей, их экономические и мощностные показатели изменились до неузнаваемости; достаточно указать, что за это время числа оборотов выросли в десятки, а мощности — в сотни раз. Такое быстрое развитие и совершенствование быстроходных автомобильных и тракторных двигателей — результат очень большого количества инженерных и научно-исследовательских работ, проведенных на заводах, в научно-исследовательских институтах, па кафедрах высших учебных заведений и в других организациях как в СССР, так и за границей. Эти исследования, помимо решения основных задач, поставленных перед исследователями промышленностью, выявили специфические особенности тепловых процессов, происходящих в быстроходных автомобильных и тракторных двигателях, особенности их систем подачи топлива и работы ответственных деталей, несущих большие, не только газовые, но и инерционные нагрузки.
в
Систематизация полученных многочисленных экспериментальных данных, их обобщение в соединении с теоретическими положениями смежных областей пауки привели к созданию трех основных научных дисциплин:
*]) теории автомобильных и тракторных двигателей, в которой рассматриваются тепловые процессы, экономические и мощностные показатели этих двигателей (раздел первый);
2) топливоподающей аппаратуры автомобильных и тракторных двигателей, где находят отражение системы питания карбюраторных и газовых двигателей и дизелей (раздел второй);
3) динамики и расчета автомобильных и тракторных двигателей, в которой рассматриваются уравновешенность двигателей с разными числами цилиндров и расчет систем и отдельных деталей на прочность (раздел третий).
Перечисленные дисциплины в предлагаемом учебнике будут изложены в указанной последовательности.
В заключение остановимся па принятой в дальнейшем изложении системе единиц для измерения величин и технических характеристик автомобилей и тракторов.
Проектирование автомобилей и тракторов, исследование и испытание с момента их появления и до настоящего времени проводили и проводят, используя систему измерений, в которой единицами веса п силы является килограмм, длины — метр, теплоты — калория, мощности — лошадиная сила. Для измерения других величин использовались их производные, приведенные в табл. 1.
Таблица 1
Измеряемая величина М трическая система единиц Между народная сцстемп едиш ц (СП) Переводный множитель
Сила Давление Мощность Число оборотов Количество теплоты кГ кГ/см* J.C. об/мин ккал Н H'.V* ет рад сек дж I д-Г=9,81 н 1кГ/с№ = 98 l€Ow/№ 1 л.с. = 735,5 вт 1 об мин=\130рад/сск 1 ка г — 4,! 87 дж
Вся справочная литература, учебники, стандарты, ГОСТы, заводские технические условия по автомобильным и тракторным двигателям и все используемые для их испытаний приборы построены на основе метрической системы измерений.
Новая система единиц пока еще мало используется в работе конструкторско-экспериментальных отделов автомобильных и трак
7
торных заводов и научно-исследовательских институтов, так как она еще не применяется в технической литературе, справочниках и заводских нормалях. Все приборы и аппаратура, используемые при испытаниях двигателей в научно-исследовательских институтах, высших учебных заведениях и заводах, градуированы в прежней общепринятой системе единиц. ГОСТы, в которых следует измерять мощности, расходы топлива и другие величины, характеризующие работу автомобилей и тракторов, в новой системе измерений еще не созданы.
РАЗДЕЛ ПЕРВЫЙ
ТЕОРИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
ГЛАВА I
ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЗАМКНУТЫЕ ЦИКЛЫ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
§ 1. Общие положения
В двигателях внутреннего сгорания скрытая термохимическая энергия топлива превращается в энергию тепловую, а позднее в механическую.
В соответствии со вторым законом термодинамики в теоретической тепловой машине полное (стопроцентное) превращение тепловой энергии в механическую невозможно, так как часть введенного тепла должна быть передана холодному источнику. В реальном двигателе из-за ряда дополнительных потерь процент тепла, превращаемого в полезную работу, ниже, чем в воображаемой теоретической тепловой машине.
Создание автомобиле!! и тракторов, работающих с высокой топливной экономичностью, зависит в первую очередь от двигателей, в которых максимально возможное количество тепла превращалось бы в полезную механическую работу при непременном условии повышения срока их службы. Автомобильные и тракторные двига-тели, кроме того, должны иметь малые габаритные размеры и вес.
Знание всех особенностей протекания тепловых процессов в автомобильных и тракторных двигателях необходимо также при конструировании трансмиссий автомобилей и тракторов и их эксплуатации.
§ 2. Классификация двигателей внутреннего сгорания
Совокупность процессов, периодически повторяющихся в цилиндре двигателя внутреннего сгорания, с помощью которых тепло, выдеппвшсеся при сгорании топлива, превращается в механическую работу, называют рабочим циклом.
В четырехтактных двигателях рабочий цикл осуществляется в течение двух оборотов коленчатого вала, соответствующих четырем ходам поршня. За редкими исключениями, все автомобильные двигатели и подавляющее большинство тракторных являются четырехтактными.
9
В двухтактных двигателях за счет использования вспомогательных механизмов удается осуществить рабочий цикл в течение одного оборота коленчатого вала, соответствующего двум ходам поршня. Двухтактные двигатели часто устанавливают на мотоциклах и в виде исключения — па автомобилях и тракторах. Единой общепринятой классификации двигателей внутреннего сгорания до настоящего времени не создано из-за значительного разнообразия моделей, конструкций и рабочих циклов.
На рис. I показана одна из возможных схем классификации автомобильных и тракторных двигателей внутреннего сгорания.
Рлс. I. Классификация автомобильных и тракторных двигателей
В основу этой классификации положены принципиальные особенности рабочего цикла того или иного двигателя внутреннего сгорания.
В двигателях, работающих со сжатием смеси и ее воспламенением от постороннего источника, в цилиндры впускают либо смесь топлива и воздуха, либо только воздух, а топливо впрыскивают в конце впуска или в начале сжатия. В обоих случаях при этом сжимают рабочую смесь, которую воспламеняют от постороннего источника около верхней мертвой точки. Хорошо перемешанная смесь быстро сгорает. По мерс перемещения поршня расширяющиеся продукты сгорания совершают работу, и около нижней мертвой точки начинается процесс выпуска, заканчивающийся около верхней мертвой точки.
В двигателях, работающих со сжатием воздуха и самовоспламенением топ пива, в цилиндры впускают только воздух, а топливо
ю
впрыскивают в самом конце сжатия. Вследствие высокой степени сжатия температура воздуха в конце сжатия значительно превышает температуру самовоспламенения топлива. Поэтому топливо, впрыснутое в цилиндр в конце сжатия, самовоспламеняется и начинает гореть. Расширяющиеся продукты сгорания перемещают поршень, после чего начинается выпуск отработавших газов, так же как и в предыдущем цикле.
Экономические и мощностные показатели двигателей внутреннего сгорания, работающих по разным циклам, трудно сравнить в реальных условиях. Действительно, в этих условиях особенность протекания отдельного процесса рабочего цикла или деталь конструкции двигателя могут повлиять на конечные результаты сравнения. Поэтому основные показатели разных циклов сравнивают в теоретических условиях, когда каждый цикл осуществляется в паивыгоднейшнх условиях в воображаемой тепловой машине. Таким образом, каждый цикл двигателя внутреннего сгорания можно рассматривать происходящим в теоретических (т.е. в условиях воображаемой тепловой машины) или действительных условиях. В соответствии с этим следует ввести понятие о теоретическом н действительном (рабочем) циклах.
Теоретический цикл ‘представляет собой замкнутый цикл, осуществляемый в воображаемой тепловой машине постоянной несменяемой порцией рабочего тела. Вследствие замкнутости процессы сгорания и выпуска рабочего тела при действительном цикле заменяют подводом и отводом тепла. Процессы сжатия и расширения предполагаются адиабатическими, так как это обеспечивает максимальное теплоиспользование.
Ценность теоретических циклов заключается не только в удобствах сравнения, но и в определении экономичности и мощности реальных двигателей, работающих по тому же принципу. Теоретические циклы имеют минимальное количество потерь, находящихся в строгом соответствии со вторым законом термодинамики. Материалы для изучения теоретических циклов получаются только расчетным путем в результате использования термодинамических зависимостей.
Действительный (р а б о ч и й) ц и к л, осуществляемый в реальном двигателе внутреннего сгорания, представляет собой разомкнутый цикл. Для изучения действительного (рабочего) цикла нужно рассмотреть весь комплекс сложных процессов, связанных с превращением термохимической энергии топлива в механическую работу в реальном двигателе. Исходными для изучения действительного (рабочего) цикла являются материалы, полученные в основном путем лабораторных испытаний двигателей внутреннего сгорания.
Существующие двигатели внутреннего сгорания работают по одному из трех циклов, имеющих свои характерные особенности:
II
J. Цикл карбюраторных двигателей со сжатием горючей смеси, ее воспламенением от постороннего источника и быстрым сгоранием при нахождении поршня около верхней мертвой точки (в. м.т.), т. е. со сгоранием яри почти постоянном объеме.
2. Цикл компрессорных дизелей со сжатием воздуха, компрессорным распиливанием топлива, его воспламенением от тепла сжатого воздуха и медленным сгоранием при перемещающемся поршне, т. е. при почти постоянном давлении.
3. Цикл бескомпрессорных дизелей со сжатием воздуха, бес-компрсссорным распыливанием топлива, его воспламенением и сгоранием при нахождении поршня около в. м. т. В этом цикле часть топлива сгорает при почти постоянном объеме, а оставшаяся часть — при почти постоянном давлении, вследствие чего этот цикл часто называют сметанным циклом.
Каждый из этих трех циклов при осуществлении в реальном двигателе придает ему ряд характерных конструктивных особенностей, при этом особенно резко различаются системы питания этих двигателей.
§ 3. Теоретический цикл двигателей с сообщением тепла при постоянном объеме
Автомобильные, мотоциклетные и, значительно реже, тракторные, карбюраторные двигатели, а также двигатели газогенераторные, газобаллонные и с впрыском легкого топлива работают по циклу, в котором горючая смесь, вошедшая в цилиндр во время впуска, сжимается, поджигается искрой и быстро сгорает в момент нахождения поршня около в. м. т., т. е. при почти неизменяемом объеме.
Схема карбюраторного двигателя, работающего по рассматриваемому рабочему циклу, показана на рис. 2, а индикаторные диаграммы действительного и теоретического циклов, а также диаграмма зависимости температур рабочего тела от положения поршня — соответственно на рнс. 3, а, б и в.
В реальном двигателе при опускании поршня открывается впускное отверстие, и горючая смесь, состоящая из паров топлива и воздуха, поступает в цилиндры двигателя при давлении, несколько меньшем атмосферного (линия впуска га индикаторной диаграммы, изображенной па рис. 3, а). По приходе поршня в нижнюю мертвую точку (н. м. т.) впускное отверстие закрывается, я при обратном ходе поршня происходит процесс сжатия горючей смеси. В реальном двигателе вследствие теплообмена со стенками процесс сжатия получается политропическим (линия ас индикаторной диаграммы). В конце сжатия до прихода поршня в в. м. т. (точка с) на электродах запальной свечи появляется искра, после чего начинается процесс сгорания, который заканчивается, когда поршень уже пройдет в. м. т. (точка г). Процесс расширения (лн-
12
ния zb) в реальном двигателе является политропическим; во время протекания этого процесса внутренняя энергия продуктов сгорания превращается в работу. Процесс выпуска газов начинается с известным предварением (точка Ь), т. е. до прихода поршня в н. м. т., а заканчивается около в. м. т. (точка г диаграммы).
Теоретический цикл с сообщением тепла при постоянном объеме
осуществляется следующим и. м. т. (точка а диаграммы теоретического цикла, рис.
3, б и в) газ, заполняющий цилиндр, начинает сжиматься. Чтобы довести потери тепла до минимума, стенки цилиндра должны быть абсолютно нетепло-проводными, т. е. покрытыми идеальной тепловой изоляцией. В этом случае процесс сжатия (линия ас индикаторной диаграммы) будет адиабатическим, а внешняя механическая работа, затрачиваемая на сжатие, полностью пойдет на увеличение внутренней энергии сжимаемого газа.
В конце сжатия, по приходе поршня в в. м. т.» происходит не процесс сгорания, как в действитель-
образом. При движении поршня от
Рис. 2 Схема основных рабочих органов карбюраторного двигателя
пом цикле, а простое мгновенное сообщение тепла рабочему телу; результа-
том этого будет повышение его температуры и давления при постоянном объеме (изохоры cz на рис. 3, б и в).
В самом начале движения поршня, т. е. в в. м. т. (точка z диаграммы), сообщение тепла прекращается. Газ адиабатически рас
ширяется, его внутренняя энергия частично превращается во внешнюю механическую работу. В н. м. т. (точка b диаграмм) процесс расширения, графически изображенный адиабатой zb, заканчи-
вается.
Для повторения цикла надо вернуть газ в начальное состояние, характеризуемое точкой а индикаторных диаграмм. Для этого необходимо охладить газ, заключенный в цилиндре, т. е. отнять тепло Q2, представляющее собой известную долю от ранее введенного тепла Таким образом, даже при осуществлении теоретн-
13
ческого цикла часть вводимого тепла теряется и, следовательно, не может быть полного превращения тепла в работ} .
Цикл с сообщением тепла при постоянном объеме характеризуют;
с т е п е н ь сжатия двигателя е, представляющая собой отношение всего объема цилиндра V к объему камеры сгорания Ц:
степень сжатия двигателя является важнейшей величиной, с ее возрастанием экономичность и мощность повышаются, что подтверждается данными расчетов;
Рис. 3. Индикаторные диаграммы действительного (а), теоретического (б) цикла с сообщением тепла при постоянном объеме и диаграмма зависимости (о) температур рабочего тела от положения поршня
степень повышения давления X, представляющая собой отношение давления р, в конце процесса сообщения тепла к давлению рс в начале этого процесса:
Рс '
Термический к. п. д. Экономичность любого теоретического цикла оценивается термическим к. п. д. т]х, который представляет собой отношение тепла, превращенного в полезную работу газов, ALt к затраченному теплу Ql:
где Л —термический эквивалент работы.
11
В теоретическом цикле какие-либо дополнительные тепловые потери, за исключением количества тепла Q2, отсутствуют. Поэтому в полезную работу превращается разность количеств теплоты Qt — Q«, тогда
В цикле с сообщением тепла при постоянном объеме (см. рис. 3) вводимое количество тепла Qx и отводимое Q2 пропорциональны количеству рабочего тела G. его теплоемкости при постоянстве объема сТ1 и соответствующим разностям температур:
Qv=Gco(Tz-Tryt
Q2 = Gcv (Tb - To).
Подставляя и Qa в (1), получаем
Л/ 1 __ -рс * (*^)
Температуры, входящие в состав последнего уравнения, удобнее выразить через температуру начала цикла Tat степень сжатия 8 и степень увеличения давления X. На основании известных термодинамических соотношений можно написать:
для адиабаты ас
Тс = 7>Л‘;
для изохоры CZ
т: Тпъ,г
для адиабаты zb
— Т •
Подставляя найденные значения температур в (1а), получаем
(2)
О
Уравнение (2) выведено и поэтому применимо для цикла, осуществляемого несменяемым рабочим телом с постоянной теплоемкостью. Однако принципиальные выводы, которые будут сделаны позднее, справедливы и для циклов с рабочим телом, теплоемкость которого изменяется.
Согласно уравнению (2) экономичность цикла с сообщением тепла при V= const возрастает при увеличении степени сжатия и показателей линий сжатия и расширения.
Среднее давление цикла. Работа газов в цилиндре двигателя эквивалентна площади индикаторной диаграммы. Чтобы сопоставить площади индикаторных диаграмм, снятых с различных цвнгагелей, необходимо заменить площадь индикаторной диаграммы равнове-
15
ликом площадью прямоугольника (рис. 4), построенного на том же основании Vh. Высота построенного прямоугольника представляет
Рис. 4. Индикаторная диаграмма и среднее индикаторное давление цикла при е = 8 с сообщением тепла при постоянном объеме
собой среднее давление pt теоретического цикла
р'=ъ-
Для транспортных двигателей повышение среднего давления особенно желательно, так как в этом случае удается получить заданную мощность при меньшем рабочем объеме двигателя и, следовательно, при меньших его габаритных размерах и весе.
Среднее давление теоретического цикла можно определить на основании ранее приводившейся зависимости
ALt Qi ’
откуда
то
1|/
Так как
(3)
Pt ~ ’
в окончательном виде п - 2k . <?• Р,~А Ун'
Согласно приведенным уравнениям среднее давление цикла возрастает с увеличением тер-
мического к. и. д. цикла и количества тепла, вводимого на единицу рабочею объема двигателя.
Термический к. п. д. характеризует экономичность, а среднее давление цикла — механическую отдачу цикла. С повышением степени сжатия одновременно увеличиваются термический к. п. д. и среднее давление цикла. Поэтому повышать степень сжатия автомобильных двигателей особенно желательно.
Влияние степени сжатия на протекание цикла. Для повышения степени сжатия данного двигателя уменьшают объем камеры сгорания (рис. 5, а, б). Это, естественно, ведет к возрастанию темпе-
Рис. 5. Диаграммы pV и TV теорети1^*-» при постоянном объеме и степей |х
нкла с сообщением тепла
ратуры л давления в конце сжатия, что подтверждается приведенными ниже данными (для ра — 1 кПсм* и То = 350° К) и диаграммами TV:
Степень сжатия......... 4,0 5,0 6,0 7,0 8,0 9,0 10,0
Объем камеры сгорания
(в процентах от рабочего объ-
ема) ...................... 33 25 20 17 11 12 11
В конце сжатия:
давление, кТ/слг Г . 7,0 9,5 12,3 15,1 18,2 21,6 25.0
температура, ° К . . 610 665 715 760 805 845 880
При неизменном количестве вводимого в
цикл тепла вследствие
повышения температуры конца сжатия максимальная температура цикла (в точке z индикаторной диаграммы) несколько повышается. В результате повышения давления в конце сжатия очень резко повышается максимальное давление цикла, что подтверждается рас-
четными данными, приведенными ниже:
Степень сжатии ... 4,0 5,0 6,0 7,0 8,0 9,0 10,0
Максимальная тем-
пература, ° К . . ... 3110 3165 3215 3260 3305 3345 3380
Максимальное дав-
ление, кПсм2 . . . . . 35,8 45,3 55,2 64,8 74,6 85,5 96,0
Прн повышении степени сжатия возрастает степень расширения газов, и это оказывает решающее влияние на протекание цикла. В результате этого снижаются температура и давление в конце процесса расширения, что подтверждается следующими данными:
Степень сжатия . . . 4,0 5,0 6,0 7,0 8,0 9,0 10,0
В конце расширения:
температура, ° К 1790 1670 1570 1500 14-35 1385 1345 давление, кПсм2 5,1 4,75 4,50 4,30 4,10 3,95 3,85
В результате повышения максимального давления цикла увеличивается площадь индикаторной диаграммы (см. рис. 5), а следовательно, и среднее индикаторное давление цикла. При неизменном количестве вводимого тепла Q (согласно условию проведенного расчета) и уменьшении количества отдаваемого тепла Q? эк0“ комичность цикла возрастает, что подтверждается следующими данными-
Степень сжатия . . . 4,0 5,0 6,0 7,0 8,0 9,0 10,0
Среднее давление цикла, кПсм2 .... . 10,1 11.3 12,1 12,8 13,4 13,9 14,3
Термический к. п. д., % . 42,5 47,5 51,0 54,0 56,5 58,5 60,0
Все расчеты, результаты которых приведены, были сделаны в предположении постоянства рабочего тела, осуществи я ющег о данный цикл.
18
Следует указать, что теплоисиользование и среднее давление цикла возрастают более резко при увеличении сравнительно небольших степеней сжатия, не превышающих 8—10.
Для повышения экономичности непрерывно увеличивают степени сжатия выпускаемых автомобильных двигателей (табл. 2).
Таблица 2
Степени сжатия отечественных автомобильных карбюраторных двигателей
Двигатели Гид выпуска Степень сжатии
JIcikobux автомобилей ГАЗ-А 1932 4.2
ГАЗ-М 1936 4,6
ГАЗ-М-20-*Победа> 1946 6,2
ГАЗ-М-21-«Волга» 1956 6,7
ГАЗ-М-13-<Чайка» 1959 8,5
Москвич-100 1946 5,8
Москвич- 101 1953 6,4
Москвич—107 1958 7.0
Москвич-408 I9G5 7,0
Москвич-412 1968 0,0
Грозовых автомобилей АМО-Ф-15 1924 3,6
АМО-3 1931 4,3
311 Л-5 1933 5,2
ЗИЛ-120 1946 6,0
ЗИЛ-130 1962 6,5
Повышение степени сжатия автомобильных двигателей сопряжено с большими трудностями. Это объясняется тем, что при боль-
Рис. б. Индикаторные диаграммы теоретическою цикла с сообщением тепла при постоянном объеме и разных нагрузках
ших степенях сжатия сгорание в двигателе часто приобретает взрывной характер, в результате которого экономичность и мощность двигателя ухудшаются, а детали кривошипного механизма получают повышенную нагрузку. Взрывного горения, называемого
19
детонационным. можно избежать путем улучшения конструкции камеры сгорания, применения более высокосортных бензинов и другими способами, рассматриваемыми в гл. VII.
Влияние нагрузки на протекание цикла. Автомобильные двигатели эксплуатируют сравнительно редко с полной нагрузкой. Она необходима только при преодолении автомобилем наибольших сопротивлений дороги, быстром разгоне или движении с максимальными скоростями.
При уменьшении внешней нагрузки двигателя прикрывают дроссельную заслонку карбюратора, уменьшая этим количество горючей смеси, поступающей в цилиндры, а следовательно, и давление газов в цилиндре. Однако при этом величина теплоисполь-зоваиня теоретического двигателя остается неизменной, так как термический к. п. д. от нагрузки не зависит. Индикаторные диаграммы теоретических циклов при разных нагрузках показаны на рис. 6.
§ 4. Теоретический цикл двигателей с сообщением тепла при постоянном давлении
В дизели в процессе впуска (линия га диаграммы, изображенной на рис. 7, а) поступает не заранее приготовленная горючая смесь, как в ранее рассмотренном цикле, а воздух, давление и темпера-
Рис. 7. Индикаторные диаграммы цикла с сообщением тепла при постоянном давлении
тура которого повышаются в процессе сжатия (линия ас той же диаграммы). Вследствие применения в дизелях высоких степеней сжатия (от 14 до 20) давление конца сжатия приближается к 30— 40 кПсм* и соответствующая температура значительно превышает температуру самовоспламенения топлива. Топливо впрыскивается в конце сжатия (точка с диаграммы) через форсунку, мелко рас-
20
пыливается и, приходя в соприкосновение с сильно нагретым воздухом, начинает гореть (линия сг). Ввиду постепенной подачи топлива через форсунку нельзя ожидать резкого повышения давления при сгорании, как в цикле с сообщением тепла при l' = const, где все топливо перед сгоранием находится в цилиндре. В двигателях, работающих по циклу с сообщением тепла при р = const, топливо горит постепенно по мере его поступления в цилиндр, в результате чего процесс сгорания происходит при перемещающемся поршне, при почти постоянном давлении.
В дальнейшем сгоревшие газы расширяются (линия zb) и при обратном ходе поршня выталкиваются из цилиндра (линия Ьг). В этих двигателях для обеспечения хорошего распиливания топлива используют сжатый воздух с давлением около 60 кПсм\ получаемый в специальных компрессорах, включенных в основную конструктивную схему двигателя.
Насос подает топливо в форсунку, в которую из компрессора подводится сжатый воздух. В нужный момент внутренняя полость форсунки сообщается с цилиндром, куда поступает смесь распиливающего воздуха и топлива. По этому циклу работают стационарные и судовые компрессорные двигатели с воспламенением от сжатия или компрессорные дизели.
Диаграмма теоретического цикла показана на рис. 7, б ив, на котором линия ас изображает процесс сжатия рабочего тела, заключенного в цилиндре, cz — процесс сообщения тепла Qlt zb — процесс расширения и Ьа — процесс отдачи тепла Q2.
Двигатели этого типа в качестве транспортных не использовались вследствие громоздкости установки, снабженной компрессором, имевшим две или три ступени давления. Поэтому этот цикл в дальнейшем рассматриваться не будет.
§ 5. Теоретический цикл двигателей с сообщением тепла при постоянном объеме и постоянном давлении (смешанный цикл]
Тракторные и автомобильные дизели работают по смешанному циклу на дизельном топливе. Для самовоспламенения впрыскиваемого дизельного топлива степень сжатия дизелей должна быть не ниже 14. В табл. 3 приведены степени сжатия тракторных и автомобильных дизелей, выпускаемых в СССР.
Индикаторные диаграммы рабочего и теоретического циклов представлены соответственно на рис. 8, а и б. Линия постоянного давления га представляет собой процесс впуска воздуха, а линия ас — процесс его сжатия. Топливо впрыскивают в конце процесса сжатия, и оно сгорает частично по изохоре cz' и частично по изобаре z'z. Количество топлива, сгорающего при постоянном объеме и постоянном давлении, в основном определяется углом предварения впрыска и количеством топлива, подаваемого в начале и конце
21
одачи (рис. 9). По окончании сгорания начинается расширение продукте з сгорания (кривая зЬ на рис. 8, л). При подходе поршня к н. м. т. открывается выпускной клапан и продукты сгорания выталкиваются из цилиндра двигателя (кривая Ьг).
Таблица 3
Степени сжатия тракторных и автомобильных дизелей
Завод-изготовитель Двигатель Степень сжатия
Владимирский тракторный Д-28 14,5
То же Д-37М 16,0
Алтайский тракторный Д-75Т-АТ 16,0
Челябинский тракторный КДМ-100 15,5
Харьковский тракторный Д-20 15,0
Ярославский моторный ЯМЗ-238 16,5
В теоретическом цикле кривая ас диаграммы (см. рис. 7,6) изображает адиабатическое сжатие рабочего тела, заключенною в цилиндре, сг' и г'г — сообщение тепла, гЬ — адиабатическое
Рис. 8. Индикаторные диаграммы смешанного цикла
расширение и Ьа — отдачу части сообщенного тепла холодному источнику в соответствии со вторым законом термодинамики.
Вследствие частичного сообщения тепла при постоянном объеме максимальные давления смешат ого цикла выше, чем в цикле с сообщением тепла только при р — const.
Термический к. п. д. Термический к. и. д.
22
Работу газов в теоретическом цикле можно определить по разности количеств тепла: Q| 4- QJ, введенных соответственно ПР" 1 = const (по изохоре cz') и при р = const (по изобаре z г) и (Jo, отданного холодному источнику при V == const (по изохоре Ьа):
ALt = Q\ -FQ.'-Qe.
Тепло, сообщаемое соответственно по изохоре и изобаре,
Qi = Gcv(Tz-Te) и Qi=Gdp(T,-Tz-),
откуда суммарное количество тепла
Qi = Qi 4- Qi = Gcv [Tz> - Tt. + k (T£ - 7»].
Рис. 9. Индикаторные диаграммы двигателя, работающего по смешанному циклу при разных углах предварения впрыска топлива
Количество отдаваемого тепла
Q2 = Gcv(Tb-Ta).
Подставляя Q1 и Q2 в уравнение, определяющее термический к.п.д. смешанного цикла, получаем
= 1
г., — тс + k (Т. — Т£,) •
Заменяя все температуры через температуру начала сжатия Та, аналогично предшествующим выводам находим
Тс = Тавк Т: = Тавк^р-, Т. = Тавк Ч; Ть =
23
Подставляя полученные значения температур в уравнение термического к.п.д., получаем
1 1 >рА—I
1 ел-1 " х—1-Ь АХ (р—1>*
Эго уравнение позволяет утверждать, что использование
тепла в смешанном цикле зависит от степени сжатия, предварительного расширения и повышения давления, а также показателей
Рис. 10. Индикаторные диаграммы и средние давления смешанного цикла при разных количествах тепла, сообщаемого при постоянных давлении и объеме
адиабат сжатия и расширения.
Среднее давление цикла. Работа Lt, получаемая в результате осуществления смешанного цикла, равна алгебраической сумме работ, т. е. 4- L2h —
^ас'
Работу Lt можно также определить из соотношения
откуда при известной или полученной расчетом величине термического к.п.д. 1]/ и заданном количестве введенного тепла ft
1 I г
и Л = кал кГ • м
L, = 427ft
Для определения среднего давления нужно пение разделить на рабочий объем УЛ, т. е.
= ^ = 427^41/.
полученное урав-
Анализ формулы показывает, что среднее давление любого цикла растет с увеличением количества тепла, вводимого в цикл на литр рабочего объема двигателя, и повышением термического к. и. д., в свою очередь зависящего от степени сжатия.
На рис. 10 показаны индикаторные диаграммы и величины средних давлений смешанного цикла в зависимости от доли тепла А , сообщаемой при постоянном объеме, т. е. по липин cz1.
С приближением смешанного цикла к циклу с сообщением тепла при const увеличивается площадь диаграммы, а следовательно, и среднее давление.
Обобщающее значение смешанного цикла. В смешанном цикле тепло сооб дается как при постоянном объеме (по изохоре cz'), так п при постоянном давлении (по изобаре з^). Поэтому циклы с сообщениями тепла при V=const нлпр -const можно рассматривать как
21
частные случаи смешанного цикла. Из уравнений, определяющих среднее давление и термический к. п. д. смешанного цикла, можно легко получить соответствующие уравнения для циклов, в которых тепло сообщается только при постоянном объеме или только при постоянном давлении.
Для превращения смешанного цикла в цикл с сообщением тепла при V = const следует сообщить тепло только при постоянном объеме. В этом случае объемы начала и конца сгорания равны, т. е. Vc = и, следовательно, р = 1.
Подставляя значение р — 1 в уравнение, определяющее термический к. п. д. смешанного цикла, получаем соответствующее выражение для цикла с сообщением тепла при И = const
1 е* i •
Превращение смешанного цикла в цикл с сообщением тепла при р = const возможно при сообщении тепла только при постоянном давлении. В этом случае давления начала и конца сгорания равны, т. е. рс = р,, и, следовательно, X = 1.
Подставляя значение X = 1 в уравнение, определяющее термический к. п. д. смешанного цикла,, получаем уравнение для цикла с сообщением тепла при р = const
Влияние степени сжатия на протекание смешанного цикла. В смешанном цикле, так же как и в других циклах, повышение степени сжатия улучшает экономические и мощностные показатели. Однако по мере увеличения степени сжатия прирост теплоисполь-зовапия и среднего давления постепенно замедляется и после 10—12 становятся малоощутпмым. В частности, в дизелях степени сжатия больше 15 обычно объясняются желанном облегчить пуск холодных двигателей. При повышении степени сжатия растет температура конца сжатия, что обеспечивает самовоспламенение топлива даже при низких температурах стенок цилиндра и засасываемого воздуха.
Влияние нагрузки на протекание смешанного цикла. В дизелях при уменьшении нагрузки сокращают количество впрыскиваемого топлива при постоянном количестве засасываемого воздуха. В результате этого снижается среднее давление, однако экономичность цикла повышается, так как понижаются температуры конца расширения.
ГЛАВА It
ПРОЦЕСС НАПОЛНЕНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
§ 6. Общие положения
Режимы эксплуатации автомобильных и тракторных двигателей существенно различаются. Легковые автомобили обычно работают с небольшими нагрузками (характеризуемыми малыми открытиями дроссельной заслонки карбюратора), ио со скоростями, изменяющимися от Одо 130—180 к м/ч, а иногда и больше. Грузовые автомобили работают с большими нагрузками (характеризуемыми большими открытиями дроссельной заслонки), но с меньшими скоростями, обычно не превышающими 100 км!ч. В соответствии с этим двигатели легковых автомобилей более быстроходны, чем грузовых. Коленчатые валы двигателей легковых автомобилей в настоящее время вращаются с числами оборотов, достигающими 5000 и даже 6000 в минуту. В то же время числа оборотов валов двигателей грузовых автомобилей редко превышают 3000—4000 в минуту.
В условиях эксплуатации автомобильным двигателям в зависимости от нагрузки, дорожных условий и скорости движения приходится работать на малых, средних и больших числах оборотов и нагрузках. При этом в дальнейшем изложении под малыми, средними и большими нагрузками и оборотами следует понимать нагрузки и обороты, соответственно близкие к 25, 50 и 75% от максимальных.
Помимо частого изменения нагрузок и чисел оборотов, эксплуатация автомобиля в городских условиях сопряжена с частыми остановками и пусками двигателей. По данным опытов, средняя длина поездки автомобиля в городе не превышает 3 —4 км.
Тракторные двигатели в условиях эксплуатации работают с нагрузками и числами оборотов, более близкими к максимальным, чем автомобильные. Эти обороты обычно близки или несколько превышают 2000 в минуту и ограничиваются регулятором. Тракторные двигатели целую смену работают без перерывов, т. е. без пусков. При этом тракторные двигатели работают при сравнительно более высоких температурах, т. е. весной, летом и осенью, когда пуск двигателей затруднений ие представляет. В противоположность этому автомобильные двигатели должны работать с одинаковой интенсивностью во все времена года.
Особенность эксплуатации автомобильных и тракторных двигателей показана в табл. 4.
Режимы эксплуатации двигателей большинства автомобилей и тракторов, указанные в таблице, соответствуют часто наблюдаемым. Однако режимы работы некоторых автомобилей, например междугородных автобусов, напоминают режим работы тракторов.
26
Таблица 4
Режимы эксплуатации автомобильных и тракторных двигателей
Наимспованиа Двигатели
автомобильные тракторные
Изменяется от минимального до максимального
В широких пределах
Редкое использование полной мощности
Частый
Круглый год
Число оборотов вала
Изменение мощности
Использование мощности
Пуск двигателей
Время эксплуатации
Примерно постоянно, близко к максимальному
В более узких пределах
Частое использование почти потной мощности
Редкий
В основном весной, летом и осенью
§ 7. Величина и продолжительность открытия впускного отверстия
Мощность автомобильного или тракторного двигателя, при прочих равных условиях, прямо пропорциональна количеству горючей смеси или воздуха и топлива, поступающих в его цилиндры. lie
удачно спроектированные и изготовленные впускные трубы, клапаны и кулачки,неудачно подобранные фазы газораспределения не дают возможности пройти горючей смеси или воздуху в необходимых количествах в цилиндры двигателя, и он не будет развивать достаточную мощность. Для получения же заданной конструктором мощности, необходимой для движения автомобиля или трактора, придется увеличить рабочий объем
(1
Рис. 11. Впускной клапан и
цилиндров, т. е. сделать двигатель впускное отверстие цилиндра более тяжелым.
Весовое наполнение двигателя за один цикл или один впуск в значительной степени зависит от величины и продолжительности
открытия впускного отверстия.
Свободная площадь для прохода газов около впускного клапана (рис. 11) определяется кольцевой поверхностью усеченного конуса, располагающейся между опорной поверхностью клапана и гнездом:
f — jidh cos 6,
27
где d — средний диаметр опорной поверхности клапана;
h — средняя высота подъема клапана за определенный угол поворота коленчатого вала.
Заменяя d выражением
d = dB 4- h cos 0 sin 0 = 4- 4 sin 20,
получаем
При 6 = 45°
dB 4- 4 sin 26 cos 9.
f = 2,22/i(d, + 4).
(5)
Для определения величины h необходимо иметь кривую изменения высоты подъема hKn клапана по углу <р поворота коленчатого или распределительного вала (рис. 12).
Рис. 12. Кривые подъемов впускных клапанов карбюраторного двигателя и дизеля
Таким образом, величина впускного отверстия определяется диаметром впускного клапана, высотой и продолжительностью его открытия. Диаметр впускного клапана ограничивается возможностями размещения его в головке или блоке, а высота подъема клапана — силами инерции клапанного механизма, которые не должны быть излишне большими во избежание установки слишком сильных клапанных пружин и вызванного этим быстрого износа кулачков.
28
Кривые, показанные на рис. 12, определяют подъемы впускных клапанов: быстроходного автомобильного карбюраторного двигателя (кривая 7) и более тихоходного тракторного дизеля (кривая 2). В табл. 5 приведены данные некоторых технических характеристик этих двигателей.
Таблица 5
Технические характеристики карбюраторного двигателя и тракторного дизеля
Двигатель Рабочий объем 1 цилиндра, л Максимальное число оборотов в минуту Продолжительность открытия впускного отверстия Максимальный подъем клапана, .ми
мсек град
Карбюраторный .... 0,32 6500 7,3 .354-1804-70=285 8,0
Дизель 1,20 2000 19,5 ! О-}-1804-45=235 11,0
Таблица б
Фазы газораспределения автомобильных и тракторных двигателей (в градусах поворота кривошипа)
Двигатель Впускной клапан Выпускной клапан Перекрытие
открытие до в.м.т. закрытие после п.м.т. продолжительность открытие до н.м.т. закры гие после в.м.т. продолжительность
МеМЗ-966 10 46 236 46 10 236 20
«Москвич-107 21 55 256 57 19 256 40
«Волга» 21 64 268 50 22 252 •16
«Чайка» 24 64 268 50 22 252 16
ЗИЛ-111 16 64 260 52 29 261 45
ГАЗ-51 9 51 240 47 13 240 22
ЗИЛ-130 21 75 276 57 39 276 60
Кадиллак-129 34 76 290 89 63 332 97
Бюнк-300 26 79 285 64 41 285 67
Корвер-164 41 88 312 78 54 312 98
Дсйтц (дизель) 22 45 247 52 16 248 38
ВТЗ» 16 40 236 40 16 236 32
ЯМЗ-236» 20 56 256 56 20 256 40
В быстроходных двигателях продолжительность открытия впускного отверстия больше, чем в тихоходных (285° и 235°), так как время его открытия на максимальных оборотах короче (7,3 и 19,5 мсек). Однако максимальную высоту подъема делают меньше (8,0 и 11,0 мм). Если обороты возрастают в 3,25 раза (6500 и 2000),
29
то силы инерции клапана, пропорциональные подъему клапана и квадрату числа оборотов, возрастают в 10 раз. Кроме того, рабочие объемы цилиндра карбюраторного двигателя меньше, чем у дизеля (0,32 и 1,2 л).
Фазы газораспределения некоторых автомобильных и тракторных двигателей приведены в табл. 6.
Продолжительность открытия впускного клапана, выраженная в миллисекундах, очень невелика. Если принять среднее его открытие равным 240° поворота кривошипа, то соответствующие им величины (мсек) будут:
Число оборотов, вала, об!мин 1000 2000 4000 6000 8000 Продолжительность открытия
клапана, мсек.............. 40.0 20,0 10,0 6,7 5,0
Наполнение двигателей внутреннего сгорания представляет собой совокупность следующих процессов впуска: предварения, основного и опаздывания.
§ 8. Предварение и основной впуск
Предварение впуска (рис. 13, дуга /—2) начинается от момента открытия впускного отверстия, т. е. за 10—30" до в. м. т. (см. точку 1 на рис. 14), и оканчивается в в. м. т. (см. точку 2 на том же рисунке).
Рис. 13. Периоды процесса впуска
Рис. 14. Схема индикаторной диаграммы процесса впуска
При предварении впуска клапан только начинает подниматься и впускное отверстие представляет собой круглую узкую щель высотой в несколько десятых долей миллиметра. Поэтому во время предварения впуска горючая смесь (или воздух) в цилиндр почти не проходит. Однако предварение открытия впускного отверстия необ
зп
ходимо для того, чтобы к моменту начала опускания поршни после прохода им в. м. т. оно было бы открыто возможно больше и не затрудняло бы поступления воздуха или смеси в цилиндр.
Основной впуск состоит из впуска, происходящего при ускорении движения опускающегося поршня, и впуска при замедленном его движении.
Впуск при ускорении движения поршня (см. рис. 13 и 14, дуги 2—3) начинается в момент начала опускания поршня (см. точку' 2) и заканчивается в момент достижения поршнем максимальной скорости приблизительно при 80 поворота вала после в. м. т. (см. точку 3 на том же рисунке). В начале опускания поршня вследствие малого открытия впускного отверстия воздуха или смеси в цилиндр проходит мало, а поэтому остаточные газы, т. е. продукты сгорания, оставшиеся в камере сгорания от предшествующего цикла, расширяются и давление в цилиндре падает. При опускании поршня горючая смесь (или воздух), находившаяся в покое во впускном трубопроводе или двигавшаяся в нем с небольшой скоростью, начинает проходить в цилиндр с постепенно увеличивающейся скоростью, заполняя объем, освобождаемый поршнем.
По мерс опускания поршня его скорость постепенно увеличивается и достигает максимума при повороте коленчатого вала примерно на 80 , когда оканчивается период И (см. точку 3 на рис. 14). При этом впускное отверстие открывается все больше и больше и горючая смесь (или воздух) в цилиндр проходит в больших количествах.
В н у с к при з а м е д л е и и о м д в и ж е и и и поршня (см. дугу 3—4 на рис. 13 и 14) начинается с момента достижения поршнем наибольшей скорости (см. точку 3) и оканчивается при его нижнем мертвом положении (см. точку 4), когда скорость его равна нулю. По мере уменьшения скорости поршня скорость смеси (или воздуха), проходящей в цилиндр, несколько уменьшается, однако в н. м. т. опа не равна нулю. При замедленном движении поршня горючая смесь (или воздух) поступает в цилиндр вследствие увеличения объема цилиндра, освобождаемого поршнем, а также за счет своей силы инерции. При этом давление в цилиндре постепенно повышается п в и. м. т. может даже превышать атмосферное.
Вес смеси (пли воздуха), поступившей в цилиндр во время процессов предварения и основного впусков, продолжавшихся немного более 180 поворота коленчатого вала, составляет 85—90% от веса смеси, поступающей за весь процесс впуска (если обратный выброс отсутствует).
§ 9. Опаздывание впуска
Опаздывание впуска начинается от момента прохождения поршнем и. м. т. (см. точку 7 на рис. 14) и оканчивается в момент закрытия впускного отверстия (40— 60 ) после н. м. т. (см. точку 6 на рис. 14). Опаздывание впуска происходит при постепенно подпи-
31
мающемся поршне, т. е. уменьшающемся объеме газов в цилиндре. Спсдовательио, смесь (или воздух) может пройти в цилиндр, т. е. дозарядить его только за счет ранее созданного разрежения или собственной инерции, накопленной в результате замедленного движения поршня.
При малых числах оборотов вала, например при пуске двигателя, сила инерции газов во впускном трубопроводе почти полностью отсутствует, поэтому во время опаздывания впуска будет идти только обратный выброс смеси (или воздуха), поступившей в цилиндр ранее во время основного впуска.
При средних числах оборотов инерция газов больше, поэтом}' в самом начале подъема поршня происходит дозарядка. Однако но мере подъема поршня давление газов, сжимаемых в цилиндре, увеличится и начавшаяся дозарядка перейдет в обратный выброс.
При больших числах оборотов сила инерции газов во впускном трубопроводе близка к максимуму, поэтому происходит интенсивная дозарядка цилиндра, а обратного выброса может и не быть.
Таким образом, при разных числах оборотов во время опаздывания впуска могут происходить: только обратный выброс; дозарядка, позднее переходящая в обратный выброс; только дозарядка.
Дозарядка начинается в н. м. т. и оканчивается в точке 5 (см. рис. 14), когда она перейдет в обратный выброс, оканчивающийся в момент закрытия впускного отверстия (см. точку 6 на рис. 14).
Момент окончания дозарядки и начала обратного выброса в одном и том же двигателе не остается постоянным по углу поворота вала, а меняется. На малых числах оборотов момент перехода дозарядки в обратный выброс наступает раньше, т. е. вблизи н. м. т., а на больших — позднее. Во время опаздывания впуска в цилиндры двигателя па больших числах оборотов дополнительно поступает до 20% свежего заряда, а на малых до 20% выбрасывается.
Суммарное весовое количество горючей смеси GU1IKJI (или воздуха), проходящей в цилиндр за один цикл, равно сумме весов смеси: поступившей во время предварения и основного впуска 6ОСН; поступившей в процессе дозарядки Сд03 и выбрасываемой при обратном выбросе GbuG, т. е.
^ЦПКЛ = б\)С11 • Сдоз
Вес горючей смеси (или воздуха), поступающей за цикл или один впуск в цилиндр с рабочим объемом Ул, зависит в основном от давления ра и температуры Та газов в цилиндре в конце процесса впуска, а также от дозарядки и выброса.
Таким образом, для определения веса смеси (или воздуха), поступившей в двигатель, необходимо найти величины давления и температуры газов, вошедших в цилиндр, а затем определить до-зарядку и обратный выброс.
32
Рис 15. Температура газов в цилиндре в процессе впуска (кривая /) по ходу поршня и температура самовоспламенения (кривая 2) бензиновоздушной смеси
§ 10. Подогрев смеси или воздуха при впуске
Остаточные газы. Процесс впуска следует за процессом выпуска, по окончании которого не может быть полной очистки цилиндра от сгоревших газов, так как были удалены только те продукты сгорания, которые мог вытолкнуть из цилиндра поднимающийся поршень. Поэтому вся камера сгорания всегда заполнена газами, остающимися от предшествующего цикла и поэтому называемыми остаточными газами. Остаточные газы представляют собой часть продуктов сгорания и поэтому могут содержать СО», Н2О, N2, СО и О2.
Давление рг остаточных газов превышает атмосферное и не отличается от давления в конце процесса выпуска, т. е. равно 1,05— 1.25 кГ/слг. Температура остаточных газов Тг в основном зависит от количества тепла, выделяющегося в процессе сгорания (т. е. от нагрузки двигателя), степени сжатия двигателя, состава смеси, па котором он работает, и других факторов. Для карбюраторных двигателей tr = 700 -ь 1000 С, для дизелей tr — 600 -ь 800 С. Эта температура значительно превышает температуру самовоспламенения бензино-воздушной смеси, однако, несмотря на это, самовоспламенения горючей
смеси в цилиндре карбюраторного двигателя в процессе впуска не происходит. Это объясняется тем, что в начале впуска концентрация горючей смеси в массе остаточных газов ничтожно мала, а время подогрева смеси крайне ограничено.
По мере опускания поршня концентрация горючей смеси и время подогрева увеличиваются, но одновременно с этим в результате перемешивания горючей смеси с остаточными газами температура в цилиндре (см. кривую 1 на рис. 15) быстро понижается до температур, при которых самовоспламенение (см. кривую 2) становится невозможным. В конце впуска при приходе поршня в н. м. т. температура газов, заключенных в цилиндре, не превышает 75—125 С.
Температура деталей. При работе двигателя температура газов, т. е. рабочего тела, которым осуществляют цикл, непрестанно меняется от минимальных, наблюдаемых в конце впуска и равных 75—125° С, до максимальных в конце процесса сгорания и равных 1900—2200 С. Вследствие тепловой инерции температура деталей, соприкасающихся с рабочим телом, не может мгновенно измен я-
2 Зак. 287
33
ться, поэтому каждая деталь приобретает некоторую среднюю температуру, характерную для данного двигателя и зависящую в основном от количеств тепла, выделяющегося в каждом цикле, числа циклов в единицу времени и конструкций дайной детали.
Определению температур отдельных деталей в рабочих условиях было посвящено значительное количество экспериментальных работ. При этом приходилось определять температуру подвижных детален работающего двигателя, что оказалось возможным только при применении термопар. Суммируя имеющийся по этим вопросам экспериментальный материал, можно сделать следующие заключения.
Температура головки и стенок цилиндра зависит от количества 1епла, выделяющегося в камере сгорания в единицу времени, и
количества тепла, отводимого в систему охлаждения, т. е. от количества тепла, подводимою и отводимого от стенок. В соответствии с этим температура головки и цилиндра должна в известной мере зависеть от системы охлаждения двигателя — жидкостной или воздушной. При воздушном охлаждении температура стенок головки не превышает 200 С, а при жидкостном — на 20—30е ниже. Температура стенок цилиндра мало за-
Рис. 16. Температура деталей ди- висит от системы охлаждения и в
зеля ВТЗ с воздушным охлаж- верхней части при полной нагрузке
Аенпем достигает 140—160 , а в нижней
близка к 100—130° С (рис. 16).
Температура поршня зависит от количества тепла, выделяюще
гося как в каждом цикле, так и в единицу времени, и в значительно меньшей мере — от системы охлаждения двигателя. Следовательно, эта температура зависит от нагрузки и чисел оборотов вала. При увеличении нагрузки и чисел оборотов поршень воспринимает большее количество тепла и температура его повышается, что подтверждается данными по определению температуры центра днища алюминиевого поршня двигателя автомобиля «Москвич-412», работавшего с полной нагрузкой (рис. 17). Эта температура при малом числе оборотов не превышает 250 С. На больших числах оборотов и полном открытии дроссельной заслонки она приближается к 300 С.
Температура поршня зависит от металла, из которого он изготовлен. В настоящее время поршни обычно делают либо алюминиевыми, либо чугунными, причем теплопроводность алюминия в три раза больше теплопроводности чугуна. Поэтому тепло, воспринимаемое алюминиевым поршнем, быстрее отводится от центра к его периферии и далее — в стенки цилиндра.
34
В дизелях при одинаковых числах оборотов процесс сгорания протекает при несколько более низких температурах, но продолжается дольше, чем в карбюраторных двигателях. В итоге температура дизельных поршней повышается, что подтверждается данными опытов:
Карбюраторный двигатель Дизель
Алюминиевый поршень . 300—220° 350—250°
Чугунный » . 400—300° 450—350°
Первые цифры определяют температуру в центре днища, а вторые — на его периферии для четырехтактных двигателей.
Рис. 17. Температуры центра днища поршня двигателя «Москвич»-412 при полной нагрузке и числах оборотов в минуту 1800 (кривая /), 2200 (кривая 2) п 3000 (кривая 3) в зависимости от угла опережения зажигания
Состав горючей смеси, на которой работает карбюраторный двигатель, характеризуемый коэффициентом избытка воздуха а, также оказывает влияние па температуру газов, осуществляющих цикл, а следовательно, и на температуру деталей, с ними соприкасающихся.
При обеднении горючей смеси в цилиндры на каждый цикл топлива вводят меньше, при обогащении смеси топлива вводят больше, но из-за недостатка воздуха появляется химическая неполнота сгорания. В обоих случаях количество тепла Qr Ц|1КЛ, выделяющегося при сгорании, уменьшается, что можно проиллюстрировать следующими данными:
а............ 0.7 0,8 0.9 1,0 1.1 1.2 1,3
QT % • • • 80 89 95 100 92 85 78
I • ЦИп«|
В соответствии с этим при обогащении и обеднении горючей смеси температуры деталей карбюраторного двигателя, соприкасающихся с горючими газами, понижаются. Это подтверждается данными, показанными на рис. 18, по определению температуры выпускного
2
35
клапана двигателя МЗ.МА-108 при разных числах оборотов вала, равных 1400, 2200, 3000 и 3800 по данным опытов МАМИ.
Температура впускного клапана значительно ниже и редко превосходит 200—250 С.
Рис. 18. Температура выпускного клапана двигателя «Москвич-408» при разных числах оборотов и составах смеси
Горючая смесь, поступающая в карбюраторный двигатель, или воздух — в дизель, соприкасаясь с горячими деталями, подогревается. Подогрев о детали обычно оценивают суммарной величиной А/, причем для чугунных поршней А/ = 25—40° С, а для алюминиевых — примерно на 10 меньше. Подогрев смеси (или воздуха) в результате перемешивания с остаточными газами учитывают отдельно и в указанную величину А/ он пе включается.
§ 11. Температура газов в цилиндре в конце впуска
Горючая смесь пли воздух, поступающие в цилиндры двигателя, кроме подогрева о горячие детали, получают значительное количество тепла от горячих остаточных газов. Ориентировочно можно считать, что 1% остаточных газов нагревает горючую смесь
36
примерно на 8’. Поэтому температура конца впуска
Та Tq 4" А/ 4- 8у, (6)
где у — коэффициент остаточных газов, %.
Следует отметить, что при использовании этой упрощенной зависимости создается незначительная неточность.
Температура конца впуска зависит от относительного количества остаточных газов; с их увеличением юрючая смесь сильнее подогревается. Поэтому в дизелях с характерными для них высокими степенями сжатия и небольшими относительными количествами остаточных газов температура конца впуска редко превышает 75 С.
В карбюраторных бензиновых двигателях при полном открытии дроссельной заслонки температура конца впуска равна 75—125® С, причем первая цифра относится к двигателям с повышенными степенями сжатия.
При дросселировании резко сокращается количество свежепо-стуиающей в цилиндры смеси при почти постоянном количестве остаточных газов; в результате этого температура конца впуска повышается.
Следует отметить, что с усилением подогрева лучше испаряется топливо, однако снижается плотность смеси, поступающей в цтиндры двигателя, что уменьшает наполнение и, следовательно, мощность двигателя.
§ 12. Объем воздуха или смеси, поступившей в цилиндр, в процессе впуска
Рис. 19. Индикаторная диаграмма процесса впуска, снятая слабой пружиной
При опускании поршня горючая смесь (или воздух), входящая в цилиндр двигателя, непрерывно перемешивается с остаточными газами. Однако можно рассматривать приведенный объем остаточных газов, который они занимали бы, если бы были изолированы от горючей смеси и имели одинаковые с ней давление и температуру.
В процессе впуска горючей смеси давление в цилиндре снижается с рг до ра (рис. 19), в соответствии с чем объем остаточных газов несколько увеличивается — с Vr до V , а температура понижается на 20—40 . По мере поступле
ния воздуха или горючей смеси в цилиндр двигателя остаточные газы, отдавая ей тепло, охлаждаются, и, следовательно, их объем уменьшается (линия г'г"). По приходе поршня в н.м.т. приведен-
37
иый объем остаточных газов составляет примерно половину объема камеры сгорания.
В результате сокращения объема остаточных газов объем Гг. с, занимаемый горючей смесью при крайнем нижнем положении поршня, несколько увеличивается и будет равен сумме объемов рабочего Vh и дополнительного, вызванного сокращением остаточных газов, примерно равного 0,5 Ус.
Таким образом, объем Уг. с, занимаемый горючей смесью в карбюраторных двигателях или воздухом в дизелях:
г. с
где
Так как
то
или
где
е_ул -1-У<
VT
0,5 Vh „е-0,5 Г=Т=Ил'^=Т
г. с — УhPу
п
с е — 1 ’
V
е — 0,5 о =-------V- ,
£ — 1 *
причем а^1,08—1,03, т. е. объем горючей смеси в цилиндре на 3—8% больше его рабочего объема.
§ 13. Среднее давление в цилиндре при основном периоде впуска
В процессе впуска поршень, перемещающийся от верхней мертвой точки к нижней, освобождает объемы, заполняемые воздухом или горючей смесью, прошедшими через открытое клапаном впускное отверстие.
Горючая смесь или воздух движутся по трубопроводу и, преодолевая сопротивления впускного трубопровода и входного отверстия, входят в цилиндр со значительными скоростями. На увеличение кинетической энергии и преодоление сопротивления затрачивается часть давления смеси или воздуха, поэтому среднее давление в цилиндре в процессе впуска меньше атмосферного.
Объемы Уд-, освобождаемые поршнем, не пропорциональны пло-
38
У г ju поворота коленчатого вала, граа
0-30 30- i0 1 60-90 90—120 120-I5U 150—180
АГ=КХГЛ, о/0 4 21 27 27 16 5
Д/=/к-Лпах, % 14 51 87 100 96 73
ДГ: Д/ 0,57 0,41 0,31 0,23 0,17 0,07
щади впускного отверстия /л., открываемого впускным клапаном, что подтверждается приведенными ниже данными и рис. 20.
Сопоставляя объемы 1\., освобождаемые поршнем, с площадью Д, открываемой впускным клапаном, определяем величину ДУ/А/,
пропорциональную скорости, с которой смесь входит в цилиндр.
По мере перемещения поршня эта величина изменяется. Скорость смеси или воздуха будет наибольшей при положении поршня, близком к в. м. т., а наименьшей — при поршне, приближающемся к н. м. т.
Если скорость смеси, поступающей в цилиндр, изменяется, то давления газов в цилиндре в процессе впуска также изменяются. Давление будет наименьшим около в. м. т. (когда скорости смеси наибольшие) и наибольшим около и. м. т. (когда скорости смеси паимень-
Рис. 20 Относительные объемы, освобождаемые поршнем (кривая /), и относительные подъемы площади впускного отверстия (кривая 2) в зависимости от угла поворота коленчатого вала
шие). Следует отметить, что гидродинамические явления в трубо-
проводах иногда искажают указанное изменение давления.
Таким образом, при постоянном числе оборотов коленчатого вала давление в цилиндре в процессе впуска изменяется по мере перемещения поршня примерно так, как это показано на рис. 21, где указаны также отдельные периоды процесса впуска. В отдельных случаях давления могут отличаться от приведенного.
При рассмотрении процессов наполнения удобнее в качестве величины, характеризующей этот процесс, принимать не переменное давление впуска, а постоянное, т. е. среднее за время перемещения поршня от верхней мертвой точки до нижней. Для одного и того же двигателя среднее давление впуска изменяется в зависимости от числа оборотов вала и степени открытия дроссельной заслонки в карбюраторном двигателе. Так, например, при полном открытии дроссельной заслонки и увеличивающемся числе оборотов коленчатого вала, что возможно при движении автомобиля по дороге с уменьшающимся сопротивлением (рис. 22), скорости смеси или воздуха во впускной системе постепенно повышаются. В результате
39
этого среднее давление впуска ра понижается. Такое изменение давлений впуска является характерным для карбюраторных дви-
Рис. 21. Индикаторная диаграмма процесса впуска, снятая пневмоэлектрнчсским индикатором со слабой пружиной
При движении автомобиля на прямой передаче с постоянной скоростью по дороге с тремя постепенно уменьшающимися подъемами число оборотов вала остается неизменным, а дроссельная заслонка будет открыта водителем по-разному (рис. 23). По мере прикрытия дроссельной заслонки площадь для прохода газов в кар-
Открытие дроссельной, заслонки, %
Скорость автомобиля, км/ч
Число оборотов коленчатого вала в минуту
Давление впуска,
кГ/см 2
Рис. 22. Схема движения автомобиля при постоянном открытии дроссельной заслонки и разных числах оборотов коленчатого вала
бюраторе уменьшается, в результате чего давление во впускном трубопроводе и цилиндре при впуске понижается.
Для упрощения дальнейших рассуждении и выводов принимаем, что смесь входит в цилиндр с некоторой постоянной средней скоростью. Этой скорости соответствует некоторое постоянное давление впуска ра. Давление впуска ра оказывает решающее влияние на про-
40
текаппе рабочего цикла, так как вес смеси, поступившей в цилиндр в процессе впуска, прямо пропорционален этому давлению, а среднее давление цикла связано такой же зависимостью с весовым зарядом.
В процессе впуска воздух из окружающей среды с давлением р0 проходит в цилиндр двигателя, понижая свое давление до ра. Разность давлений р{) —ра затрачивается, как ранее указывалось, на увеличение кинетической энергии смеси и преодоление сопротивления впускного тракта, которое можно оценить коэффициентом <f. Для чугунных литых трубопроводов при полной нагрузке двигателя <р — 0,75—0,85.
Скорость автомобиля, км/ч 40 Ю 40
•/цело оборотов коленчатого вала б минуту 1500 1500 1500
Открытие дроссельной, заслонки (приближенно). % МО 60 30
Давление впуска., кГ/см2 0,95 0,85 0,70
Рис. 23. Схема движения автомобиля при постоян-
ном числе оборотов коленчатого вала и разных открытиях дроссельной заслонки
Скорость, с которой входит смесь в цилиндр, можно приближенно определить с помощью известного из гидравлики уравнения, полагая, что воздух не изменяет своего объема при понижении давления,
= <Р ] 2,j? (р0 — ра) 1 м сек,
где у — удельны!! вес воздуха или смеси.
Кроме того, скорость смеси w можно определить как частное отделения объема смеси Кг. с = Ко, поступающей в цилиндр за один цикл (или один впуск), на площадь / впускного отверстия, открытую в течение времени /, когда поршень перемещается от в. м. т. до и. м. т.:
По
41
Время t, затрачиваемое на поворот кривошипа на 180э при п оборотах в минуту или п 60 об! сек, равно 30 п.
В рассматриваемом случае берется средняя площадь открытия впускного отверстия за время поворота кривошипа на 180е.
Таким образом, скорость смеси, входящей в цилиндр, ИЛо 30 1 Vho
w=~r:n:==^~n мсек>
где Vh — рабочий объем одного цилиндра.
Рис. 24. Давление впуска при разных площадях впускных отверстий и разных числах оборотов коленчатого вала
Объединяя два уравнения, определяющих скорость смеси, поступающей в цилиндр, получаем
откуда после преобразований
Paz=zРа Ф5*
Для воздуха при pQ=\ атм и /0=15°С
у —1,18 кГ/м3
и
2gy 302= 1,5-104.
Подставляя полученную величину, постоянную для всех случаев, в уравнение, определяющее среднее давление впуска ра, получаем
п2 /'и/;уоз
Ра = Ро Щ,. Щ4 \ f / ф2' (7)
Рассматривая эти зависимости, можно сделать следующие выводы:
1. Для данного двигателя с установленными VtJf и (р при повышении чисел оборотов вала давление впуска понижается (рис. 24).
42
2. Для получения большей быстроходности проектируемого двигателя необходимо увеличивать размеры впускных органов и улучшать конструкцию трубопровода. Это позволит получить боль-
Рнс. 25 Средняя площадь впускного отверстия, приходящаяся на 1 л рабочего объема, у карбюраторных двигателей разной быстроходности
шее давление ра при повышенных числах оборотов и, следовательно, лучшее весовое наполнение.
Поэтому величину f/Vh подбирают в зависимости от быстроходности двигателя; по данным обмеров выполненных моделей двигателей это отношение можно
Рис. 26. Давления впуска при разных открытиях дроссельной заслонки и разных числах оборотов коленчатого вала
выбирать согласно рис. 25.
Кривые изменения давлений впуска в зависимости от числа оборотов коленчатого вала для двух двигателей показаны па рис. 24. Кривая 1 соответствует тихоходному двигателю, у которого площадь впускного отверстия равна 5 см2 на 1 л рабочего объема цилиндра. В этом случае давление впуска 0,8 к Г/см2 получается при 2200об/мин.
Кривая 2 соответствует более быстроходному двигателю, у которого впускное отверстие доведено до 10 см2 на 1 л рабочего объема. В этом случае давление впуска, равное 0,8 кГ/см2, получается уже при 4400 об/мин.
13
Сравнение кривых показывает, что у быстроходного двигателя одинаковое давление впуска, а следовательно, такое же весовое наполнение будут получаться при числах оборотов, почти вдвое больших, чем у тихоходного
Рис. 27. Давления впуска автомобильного карбюраторного двигателя при разных скоростях движения автомобиля
двигателя.
При работе двигателя на автомобиле полностью открывают дроссельную заслонку сравнительно редко. В подавляющем большинстве случаев двигатель нагружен не полностью и, следовательно, работает при малых открытиях дроссельной заслонки, характеризуемых небольшими давлениями впуска (рис. 26).
На рис. 27 показано измене
ние среднего давления газов во впускном трубопроводе двигателя при движении автомобиля по горизонтальной дороге с разными скоростями. В большинстве случаев давление впуска изменяется в пределах от 0,5 до 0,9 кГ!см\ снижаясь до 0,4 кГ/слг
при холостом ходе двигателя.
§ 14. Дозарядка и обратный выброс при дополнительном периоде впуска
Вес горючей смеси или воздуха, вошедших в цилиндр в процессе основного периода впуска, т. е. от открытия впускного отверстия до нижнего положения поршня,
осн “ RTa °'
Однако в момент прихода поршня в нижнюю мертвую точку смесь (или воздух) во впускном трубопроводе еще продолжает двигаться, постепенно уменьшая свою скорость. Эта смесь обладает определенной инерцией, которую можно и нужно использовать для дополнительной дозарядки цилиндра после нижней мертвой точки. Поэтому во всех двигателях внутреннего сгорания процесс впуска продолжают после н. м. т., задерживая закрытие впускного отверстия на 40—60°, а иногда и несколько больше. Во многих случаях при малых числах оборотов (не превышающих 20—30°о от максимальных) инерция потока воздуха или смеси невелика и вместо дозарядки, особенно в самом конце впуска, наблюдается обратный выброс, ухудшающий наполнение на малых оборотах.
Таким образом, вес смеси СЦ11ВЛ, фактически поступившей в цилиндры двигателя за весь процесс впуска, равен алгебраической сумме весов смеси или воздуха, вошедших при перемещении поршня
41
от момента открытия впускного отверстия до и. м. т. G ;и, дополнительно вошедшей в процессе дозарядки <7ДОЗ и выброшенной в процессе обратного выброса 0выб из-за позднего закрытия впускного клапана:
ЦИКЛ
доз
ИЛИ
цикл
-- ки
+ 01ОП-
В табл. 7 приведены данные, иллюстрирующие процесс наполнения быстроходного карбюраторного двигателя с рабочим объемом в 1 л.
Таблица 7
Количество смеси (.нг цикл л), поступившей в цилиндр при разных углах поворота кривошипа
Число оборотов Угол поворота криво* шита, граа Всего за 1 цикл Коэффициент полноты заряда *
0—ISO ISO—200 200—220 ^осн °доп 0ЦИКЛ
GOCH адоп ° доп
.Малое . . • • • • • • « • • • 1030 h 10 — 45 1030 — 35 995 0,97
Среднее . 980 h56 + 26 980 + 82 1062 1,08
Большое 790 - 66 + 31 790 + 97 887 1,12
Знак <+» указывает на дозарядку, знак <—> — на обратный выброс.
Опыты показывают, что основная масса смеси проходит в двигатель при перемещении поршня от в. м. т. до н. м. т. и только значительно меньшая часть се поступает дополнительно в процессе дозарядки и частично выбрасывается обратно во впускной трубопровод.
Обозначим отношение , которое можно назвать коэффи-Оосн
циентом полноты заряда, через v:
У _ ^цикл ^оен 4~ бдоц _ 1 бдоп g
боен боен боен
Если впускной клапан закрывается точно в н. м. т., то v= 1, так как (7ДОП = 0. При дозарядке коэффициент v будет несколько больше единицы, а при обратном выбросе несколько меньше.
ТакИхМ образом, вес смеси или воздуха, поступивших в цилиндр двигателя за один цикл,
ЦИКЛ —
осн»
15
ИЛИ
01 ” “ РТ„ ' '
Коэффициент полноты заряда v зависит от размеров и моментов открытия и закрытия впускного отверстия. Для данного двигателя с определенными фазами газораспределения величина коэффициента полноты заряда не остается постоянной, а изменяется в зависимости от числа оборотов коленчатого вала. В большинстве случаев с увеличением угла опаздывания закрытия впускного отверстия при больших числах оборотов дозарядка цилиндра возрастает, па малых же несколько уменьшается, а обратный выброс увеличивается.
Таким образом, в современных быстроходных двигателях дозарядка приобретает особенно большое значение, однако одновременно с этим необходимо учитывать и возможное ухудшение наполнения при малых числах оборотов вследствие обратного выброса.
Рис. 28. Схема впускного трубопровода и кривошипного механизма при дозарядке или обратном выбросе
Величину дозарядки и обратного выброса можно определить па основании следующих соображений. Газодинамические явления, связанные с дозарядкой цилиндра при позднем закрытии впускного клапана, сложны. На основании ряда допущений процесс дозарядки пли возможного обратного выброса можно рассмотреть на следующей схеме (рис. 28). Впускное отверстие площадью /, переменное по величине из-за перемещения клапана, соединяет впускной трубопровод длиной L с полостью цилиндра. На эту площадь / со стороны цилиндра действует давление рх сжимаемых газов. Со стороны трубопровода па ту же площадь действуют суммарное давление газов в трубопроводе ргр и сила инерции рШ| потока смеси, движущейся в трубопроводе.
Очевидно, что в зависимости от соотношения этих сил возможны: I) дозарядка, если
Ртр 4“ Рим Рл»
2) обратный выброс смеси, ранее вошедшей в цилиндр, если
Таким образом, количество горючей смеси или воздуха, дополнительно вошедших в цилиндр, в основном определяется соотношением давлений ргр + рШ1 и рЛ- Соотношение этих давлений на разных
46
числах оборотов, например малых, средних и больших, заметно различается. При этом для каждого из указанных чисел оборотов наивыгоднейшие длина впускного трубопровода и угол опаздывания закрытия впускного клапана имеют разные значения.
§ 15. Наполнение двигателя при разных длинах впускного трубопровода и углах опаздывания закрытия впускного отверстия
Аналитические расчеты и значительное количество опытов, про-
гателе при разных углах опаздывания закрытия впускного отверстия и коротком трубопроводе
нию процесса наполнения, позволяют сделать следующие замечания по углу опаздывания закрытия впускного отверстия:
1. На малых числах оборотов сила инерции потока горючей смеси или воздуха, особенно при коротком трубопроводе, невелика.
47
Одновременно с этим давление впуска очень близко к атмосферному, так как скорость поступления смеси в цилиндр незначительна. В результате этого при малых скоростях поршня даже при угле опаздывания в 20 уже наблюдается обратный выброс (рис. 29), возрастающий по мере увеличения этого угла.
2. На средних числах оборотов силы инерции потока смеси увеличиваются. Одновременно с этим давление впуска, а следовательно, и давление в начале сжатия понижаются. Вследствие этого вблизи нижней мертвой точки начинается дозарядка, переходящая постепенно по мере подъема поршня в обратный выброс. Коли-
Рис. 30. Наивыгодиейшая длина впускного трубо провода одноцилиндрового двигателя при угле опаздывания закрытия впускного отверстия, равного 40°
вания закрытия в 20 и 40 примерно равны, и коэффициент полноты заряда близок к единице. При больших углах опаздывания закрытия впускного клапана (60, 80 и 100 ) обратный выброс больше дозарядки и коэффициент полноты заряда становится меньше единицы. Однако изменение угла опаздывания в интервале от 40 до 60 на средних числах оборотов сравнительно мало сказывается на весовом наполнении.
3. На больших числах оборотов силы инерции потока смеси или воздуха резко увеличиваются. В то же время давление в цилиндре при впуске и в начале сжатия уменьшается. Увеличение сил инерций и снижение давлений в цилиндре способствуют увеличению дозарядки до 15—20% и сокращению или даже прекращению обратного выброса.
Проведенные опыты позволяют заключить, что каждому числу оборотов вала должен соответствовать наивыгоднейшнй угол опаздывания закрытия впускного клапана, при котором весовое наполнение достигает максимума.
4
18
У глы опаздывания закрытия впускного клапана, превышающие 70 , вряд ли можно рекомендовать для стандартных двигателей, так как они на малых и средних числах оборотов дают заметное ухудшение наполнения, а следовательно, и мощности. Улучшение наполнения при поздних закрытиях клапана будет реализовано только на больших числах оборотов вала, сравнительно редко используемых в эксплуатации.
Удлинение впускного трубопровода одновременно способствует увеличению сил инерции потока горючей смеси или воздуха и увеличивает сопротивление впускного тракта.
На малых оборотах для противодействия обратному выбросу желательно иметь несколько более длинный впускной трубопровод, в котором нет необходимости на больших оборотах, когда он будет уменьшать наполнение.
Наивыгодиейшая длина гладкого прямого впускного трубопровода для одноцилиндрового двигателя при р = 40 представлена на рис. 30. Для оптимального наполнения двигателя желательно сделать впускную трубу переменной длины (например, телескопической) и по мере роста числа оборотов ее укорачивать, а угол Р опаздывания закрытия впускного отверстия делать больше.
§ 16. Весовое наполнение двигателя за цикл при разных числах оборотов вала
Весовое наполнение карбюраторного двигателя горючей смесью или дизеля воздухом за один цикл СЦ11КЛ в процессе впуска, как уже ранее указывалось, может быть определено с помощью характеристического уравнения
G — v
миикл — '» \р)
где р„ — давление впуска;
Vfto — объем горючей смеси пли воздуха, примерно равный рабочему объему двигателя Vh и половине объема камеры сгорания Ус;
7? — газовая постоянная горючей смеси или воздуха;
Та — температура газов в н. м. т.;
v — коэффициент полноты заряда.
При работе двигателя с полной нагрузкой на разных числах оборотов вала весовое наполнение за один цикл не остается постоянным. По мере роста числа оборотов уменьшается давление впуска ра и увеличивается температура в конце впуска Тп, в результате этого цикловое наполнение двигателя уменьшается. Если положить, что впускной клапан закрывают в нижней мертвой точке (т. е. что коэффициент полноты заряда равен единице), то весовое наполнение двигателя за один цикл будет определяться кривой 1 (рис. 31, а). Однако если учесть, что впускной клапан всегда закрывают, пройдя
49
нижнюю мертвую точку на 40—60 , то в это время будет иметь место на малых оборотах обратный выброс, а на больших —дозарядка. С учетом этого цикловое весовое исполнение двигателя будет определяться уже не кривой /, а кривой 2 (см. рис. 31, а).
Рис. 31. Цикловое наполнение двигателя (а) и весовое наполнение в минуту (б) три закрытии впускного отверстия в и. м. т. (кривая /) и на 50° позднее (кривая 2)
Таким образом, более позднее закрытие впускного клапана заметно улучшает весовое наполнение на больших числах оборотов вала, но несколько ухудшает его па малых.
§ 17. Весовое наполнение двигателя в единицу времени при разных числах оборотов вала
Весовое наполнение четырехтактного двигателя в единицу времени, например в минуту, GMU11, равное сумме фактических цикловых наполнений бц,1КЛ, осуществленных на данном отрезке времени и при числе оборотов вала п в минуту, можно определить coothq-
50
шением
^мии — кл '«У КГ/ЛШН
или в час
G4 = 60GMim =
= 30GU[Ik;iп кГ/ч.
Подставляя ранее определенное значение циклового расхода 6Ц1)КЛ, пол)чаем
G., = 30 v/i кГ/ч. 1\* а
(9а)
Весовое наполнение за цикл и в минуту одного и того же двигателя, работающего с полной нагрузкой, показано на рис. 31, а и б для разных чисел оборотов вала.
Если бы цикловое наполнение оставалось па разных числах оборотов неизменным и, например, численно равным 1 г!цикл и изображалось бы пунктирной горизонтальной прямой 1,0 (рис. 32, а), то соответствующее ему наполнение в минуту изображалось бы наклонной прямой 1,0, идущей из начала координат (рис. 32, б).
Я
Рис. <32. Цикловое наполнение (а) -и весовое наполнение в единицу вре>,е,,и (б) двигателя
В том случае, если бы цикловое наполнение оставалось постоян-
ным на разных числах оборотов, но составляло бы не 1,0, а 0,9; 0,8; 0,7 и 0,6 г цикл, показанных штриховыми линиями на рис. 32, а, то указанным цикловым наполнениям соответствовали бы на-
полнения в минуту, изображаемые штриховыми наклонными прямыми 0,9; 0,8; 0,7 и 0,6, представленными на рис 32, б. Положим, что цикловое наполнение одного из реальных двигателей опреде-
51
0,7 0,6
0.8 1600 1750 1650
ляется гривой /—2—3—4—5 и характеризуется следующими данными:
Число оборотов............ 1000 2000 4000 5000 5500
Цикловое наполнение, г/цик.1 . . 0,8 0,9
Минутное наполнение, г/мин . . . 400 900
Точки, характеризующие кривую / —2'—3’—4’—5' весового наполнения в минуту, можно определить либо аналитически, либо графически, проектируя точки 1, 2, 3, 4, 5 на соответствующие наклонные прямые.
Таким образом, цикловое наполнение па малых оборотах невелико (точка 1 на рис. 32, а), но по мере их увеличения (711ИК4 возрастает, достигая максимума (точка 2), а затем начинает уменьшаться (точки 3, 4 и 5). При увеличении чисел оборотов число циклов в единицу времени увеличивается, вследствие чего, несмотря на снижение циклового наполнения, весовое наполнение в единицу времени возрастает, достигая максимума при 5000 об!мин (точка 4' на рис. 32, б). Далее цикловое наполнение падает столь интенсивно, что большая частота циклов не может этого компенсировать, и весовое наполнение в единицу времени снижается (точки 4'—5').
Следовательно, для каждого двигателя, работающего без ограничителя числа оборотов, имеется определенное, характерное число оборотов в минуту //с, при котором вес смеси, поступающей в единицу времени, достигает наибольшего значения.
Для определения указанного числа оборотов надо подставить ранее найденное значение ра в уравнение (9):
Улп л2 [Vh\^G-
Ро~~ 1,5- 1С4 \ ,
Gn — 30 RT" и взять первую производную от этого выражения. Однако точное решение поставленной задачи невозможно, так как Т„, <р, v и о незначительно, ио все же изменяются с увеличением числа оборотов. Для приближенного решения этой задачи полагаем, что у авто-- .. VQ
мобильных и тракторных двигателей величины и остаются * а
неизменными для всех чисел оборотов. Тогда, обозначая постоянные для данного двигателя величины через
V'h
— v/i
<|2J
1
Я== 1,5- 10*
а-
Ф2
и
й=30Тх-
получаем
ч = (Ри —«Л2) Ьп.
Берем производную этого выражения и приравниваем ее нулю: — 2ап -п-]-р0 — агг = 0
или
— Злп2 = 0,
52
Рис. 33. Весовое наполнение автомобильных двигателей с рабочими объемами:
1 — б .г. 2 — 5.5 л; Я — 2.1 л
ис. 33. С повышением чисел
откуда
3an2 = p0.
Обороты, соответствующие наибольшем) весовому наполнению в единицу времени,
1оо°о1^ 101 р^Ф = 71°0у^Ч об/мин. (10)
В (10)/ и 14 должны быть выражены соответственно в квадратных н кубических метрах.
Таким образом, число оборотов /zG, соответствующее наибольшему весовому наполнению в единицу времени, определяется площадью впускного отверстия /, отнесенного к рабочему объему цилиндра 14, и сопротивлением впускного трубопровода.
Следует отметить, что в дей-av ствительности величины ф и =- не • а являются постоянными, так как коэффициент полноты заряда v увеличивается при больших числах оборотов вала и это не может быть компенсировано соответствующим увеличением величины Тп. Поэтому можно значительно повысить быстроходность двигателя за счет расширения фаз газораспределения и удлинения впускного трубопровода.
Зависимость веса смеси, поступающей в двигатель, от числа оборотов вала для некоторых автомобильных двигателей показана на
оборотов весовое наполнение в единицу времени увеличивается, но рост его замедляется по мере приближения к максимальному числу оборотов пС}.
§ 18. Удельная площадь впускного отверстия, открываемого клапаном
Ранее было доказано, что
По = 7100 Л- ф. v h
Удельная площадь впускного отверстия, определяющая быстроходность двигателя, может быть найдена по зависимости
/ _ 1
53
Большинство автомобильных и тракторных двигателей имеют чугунные литые трубопроводы и схожие конструкции впускных клапанов; поэтому можно считать, что сопротивления впускных трактов у разных двигателей примерно одинаковы, т. е. что q const. Величина характеризующая сопротивление всего впускного тракта, для четырехтактных двигателей с литыми трубопроводами близка к 0,75—0,85. Принимая <р = 0,8, получаем
1 1 _____-W2_
V’hnQ 7100 • 0,8 5700 № . об/мин
Если измерять f в квадратных сантиметрах, ГЛ— в литрах и отнести это выражение к 1000 об/мин, то
/ I 10 000-1000 .
~ 5700 * КЮО J. ЦЮ0 об/мин •
Отсюда следует, что для двигателя с рабочим объемом цилиндра, равным 1 л, средняя площадь впускного отверстия, считая от в. м. т. до и. м. т., должна составлять 1,82 см2 на каждые 1000 об/мин. Это положение справедливо при угле опаздывания закрытия впускного клапана, равном 40—50 , применяемом на многих двигателях.
Расчеты и испытания автомобильных и тракторных двигателей показывают, что наибольшая эффективная мощность Ne получается при числе оборотов п , примерно на 35% меньшем, чем число оборотов nG, т. е.
nG — 1,35л,..
Расхождение чисел оборотов nG и пе объясняется тем, что на величину п , кроме наполнения, влияют также и другие факторы (наиболее существенным из которых является непрерывное увеличение мощности, расходуемой на преодоление механических сопротивлений в двигателе).
Подставляя значение nG в уравнение для > получаем
1'РуЙЙЮ = 1 1 *82 = 2’45 ТПиЬО Об/мин *
Величина удельной площади впускного отверстия / __2 45 __ с—______
У;щ/1С00 л-1000 об/мин
была много раз проверена на различных двигателях. При этом у нпжиеклапанных и некоторых верхпеклапанных двигателей эти величины давали точное совпадение, что подтверждается данными, # приведенными в табл. 8.
54
Таблица 8
Удельные площади впускных отверстий
Дпш аге ль Клапаны Удельная площадь опускного отверстия
ГАЗ-М-20-«Победа> Нижние 2,51
ЗИЛ-ПО > 2,15
ГАЗ-51 > 2,38
Г АЗ-М-21 -< Волга » Верхние 2,67
ГАЗ-М-13-<Чайка» > 2,34
ЗИЛ-111 > 2,35
«Москвич-407» > 3,32
МсМЗ * 3.10
Однако у некоторых верхнеклапанных двигателей (см. табл. 8) бывали отклонения и обычно в сторону увеличения удельной площади впускного отверстия. Это объясняется тем, что, по конструктивным соображениям, при расположении впускного клапана в головке тарелку клапана слишком приближают к стенке головки, являющейся продолжением стенки цилиндра. При этом в месте сближения части тарелки клапана со стенкой головки происходит неизбежное торможение потока смеси или воздуха, прошедших через впускное отверстие. В результате этого коэффициент сопротивления впускного тракта <р падает и наполнение'двигателя уменьшается. Для сю увеличения приходится делать величину удельной площади впускного отверстия не 2,45 смЧл- 1000 об мин, а несколько больше — до 3,0 и даже до 3,3 с.н3/л • 1000 об!мин.
§ 19. Наполнение двигателей, имеющих ограничители максимальных чисел оборотов
На двигателях грузовых автомобилей и тракторов, для того чтобы они не превышали определенную скорость, устанавливают ограничители максимальных оборотов, пли регуляторы. Для этой цели во впускных трубопроводах карбюраторных двигателей или в самих карбюраторах устанавливают дроссельную заслонку специальной формы, которая при больших скоростях смеси поворачивается и уменьшает сечение для прохода смеси. В результате этого вал карбюраторного двигателя не может превысить числа оборотов, заданного конструктором.
В дизелях регулятор воздействует на подачу топлива и при некотором заданном числе оборотов резко ее уменьшает. В итоге вал дизеля также не может превысить заданного числа оборотов.
В большинстве двигателей максимальное число оборотов лрег, допускаемое ограничителем или регулятором, составляет 50—G0“<. от тех оборотов, при которых весовое наполнение могло бы достиг
55
нуть максимума, или 60—80% от оборотов, соответствующих максимальной эффективной мощности.
При наличии ограничителя удельная площадь впускного отверстия теряет физический смысл и носит условный характер. Однако
при проектировании систем газораспределения эти дан-
Таблица 9
Удельные площади впускных отверстий тракторных дизелей
Двигатель Площадь впускного отверстия, C.U- Удельная площадь впускного отверстия, емз
л» 1000 об/мин
Д-51 8.55 1,00
КД-35 7,88 5,00
Д-20 9,92 3.62
Д-37М 7,93 4,61
провода
и карбюратора,
ные необходимы. Для тракторных двигателей они приведены в табл. 9.
Согласно этим данным удельная площадь, отнесенная к оборотам, ограничиваемым регулятором, для большинства тракторных дизеле! I колеблется от 4,0 до 5,0 см2!л • 1000 об!мин.
На новых двигателях легковых автомобилей, между фланцами впускного трубо
устанавливают тонкую стальную про-
кладку, уменьшающую сечение для прохода смеси. Назначение этой прокладки — уменьшать максимальное число оборотов вала и скорости автомобиля в период обкатки.
§ 20. Коэффициент наполнения двигателей
Весовые наполнения двигателей сильно различаются, так как в основном они определяются рабочими объемами; поэтому большие двигатели всегда будут иметь и большие весовые наполнения.
Весовые наполнения различных двигателей удобно сравнивать в отвлеченных единицах, например в процентах. Коэффициентом наполнения называют отношение веса воздуха или смеси <7фаКт, фактически поступившего в двигатель, к весу GTeCp, который мог бы заполнить рабочий объем Vht если бы в нем температура и давление равнялись температуре и давлению окружающей среды:
G(|)3KT
Коэффициент наполнения тр, позволяет сравнивать наполнение двигателей разных размеров и таким образом оценивать совершенство конструкции впускных органов. Коэффициент наполнения можно определить опытом, находя 6факт в результате испытания двигателя.
Аналитически i|„ можно определить из (9). Так как
Purpo-
rt*
изринут/ ф2’
56
то
К 1 —
п— П~
1,5. 10* V f ) <р] RTn '•
Вес смеси или воздуха, который заполнил бы цилиндр в теоретических условиях осуществления процесса наполнения, найдем из выражения
G
мтеир •
Сопоставляя уравнения, получаем
1,5-10*/>о\/ ) ^JruW
(12)
Эта зависимость позволяет констатировать, что коэффициент
наполнения в основном нов, характеризуемых
определяется конструкцией впускных орга-
v, q и числом оборотов.
на рамет рами Лг , V П
Зависимость коэффициента наполнения от чисел оборотов. Цикловое наполнение данного двигателя, работающего с полной нагрузкой при разных числах оборотов, не остается постоянным. С увеличением числа оборотов коленчатого вала число циклов
в единицу времени возрастает, а время, отводимое на каждый цикл, сокращается. При увеличении чисел оборотов с W00 до 8000 в ми-
нуту, как ранее уже указывалось, продолжительность процесса впуска сокращается с 40 до 5 мсек. В соответствии с этим при больших числах оборотов смесь входит в цилиндр с большой скоростью, однако среднее давление во время основного впуска понижается. Если бы впускное отверстие закрывалось в н. м. т., то не было бы дозарядки и обратного выброса и коэффициент наполнения при увеличении оборотов постепенно уменьшал свою величину.
Опаздывание впуска существенно влияет на характер изменения коэффициента наполнения при разных числах оборотов (см. данные рис. 34). —г-
На малых числах оборотов основное наполнение достигает максимума, но в период опаздывания впуска дозарядка мала и преобладает обратный выброс, вследствие чего коэффициент наполнения понижается.
На средних числах оборотов во время основного впуска наполнение немного уменьшается, обратный выброс сокращается, дозарядка увеличивается и коэффициент наполнения достигает наибольших значений.
На больших числах оборотов наполнение во время основного впуска сильно понижается, однако это компенсируется дозарядкой, особенно целесообразной в быстроходных двигателях.
Такое изменение коэффициента наполнения в зависимости от чисел оборотов характерно для быстроходных двигателей, не имеющих ограничителя, или регулятора.
57
Двигатели с верхними подвесными клапанами обычно имеют несколько более высокий коэффициент наполнения по сравнению с двигателями с нижними подвесными клапанами вследствие меньших сопротивлений проходу смеси в цилиндр.
Рис. 34. Коэффициенты наполнения двигателей ЗИЛ-130, ГАЗ-53 и др.
Тракторные дизели работают с регуляторами, ограничивающими максимально допустимые числа оборотов Эти обороты обычно далеко нс достигают тех чисел оборотов, при которых весовое наполнение в единицу времени становится максимальным. Поэтому в интервале рабочих чисел оборотов, редко превышающих 2000—2400
Рис. 35 Коэффициенты наполнения тракторных дизелей:
I — ЛМ-41; 2 — МАХ; 3 — Катерпиллар D-315
в минуту, весовое наполнение за цикл и, следовательно, коэффициент наполнения изменяются незначительно, что подтверждается данными испытаний (рис. 35). Если бы эти двигатели испытывали на более высоких числах оборотов, что недопустимо из-за быстрого роста сил инерции, опасных для прочности отдельных детален, то коэффициент наполнения начат бы быстро уменьшаться, как. и у автомобильных двшателей.
58
Зависимость коэффициента наполнения от фаз газораспределения. Коэффициент наполнения зависит не только от величины площади впускного отверстия, но и от продолжительности его открытия (см. §24).
На рис. 36 показаны результаты опытов по определению коэффициента наполнения быстроходного двигателя с коротким впускным трубопроводом при работес впускными кулачками разного профиля.
На малых числах оборотов (от 1500 до 2500 в минуту) позднее закрытие впускного отверстия сильно понижает т|о вследствие обратного выброса.
Рис. 36. Коэффициенты наполнения двигателя при разных углах опаздывания закрытия впускного отверстия
На средних числах оборотов (от 2500 до 3500 в минуту) снижение коэффициента наполнения становится менее ощутимым, так как увеличивается дозарядка.
На больших числах оборотов (от 3500 до 4500 в минуту) наибольшие значения получают при угле опаздывания закрытия опускного отверстия в 60—80 после н. м. т.
Следует отметить, что для каждого числа оборотов вала нан-оыгоднейшин угол опаздывания закрытия впускного отверстия ависит от длины впускного трубопровода: чем он короче, тем меньше оптимальный угол опаздывания.
Зависимость коэффициента наполнения от длины впускного трубопровода. При работе двигателя с более длинным впускным трубо-
59
проводом возрастает сила инерции горючей смеси, что способствует увеличению дозарядки цилиндра и уменьшению обратного выброса. Однако одновременно с этим возрастает сопротивление трубопровода прохождению смеси в цилиндр, ввиду чего наполнение двигателя уменьшается. При разных числах оборотов эти два явления по-разному воздействуют на коэффициент наполнения. В случае малых чисел оборотов при удлиненном трубопроводе коэффициент
Рис. 37. Коэффициент наполнения при разных длинах впускного трубопровода
наполнения увеличивается из-за дозарядки больше, чем уменьшается, вследствие возрастания сопротивления. На больших числах оборотов при длинном трубопроводе увеличивается сопротивление, и это не может быть компенсировано большей дозарядкой, в результате чего коэффициент наполнения уменьшается. На рис. 37 показаны результаты опытов /МАМИ по определению влияния длины трубопровода на коэффициент наполнения двигателя. Согласно этим данным увеличение длины трубопровода свыше 50 см нерационально, так как наибольший эффект от удлинения трубопровода наблюдается только при малых и средних числах оборотов.
При установке воздухоочистителей сопротивление впускной системы увеличивается, вследствие чего коэффициент наполнения,
60
а следовательно, и мощность двигателя уменьшаются (на 2—3%). Поэтому при скоростных состязаниях автомобилей с двигателей обычно снимают воздухоочистители, что недопустимо в нормальных эксплуатационных условиях, так как при этом резко возрастает износ двигателя.
Зависимость коэффициента наполнения от степени сжатия. При повышении степени сжатия двигателя уменьшается относительное количество остаточных газов, вследствие чего воздух или смесь, поступившие в цилиндр, меньше подогреваются. Однако влияние меньшего подогрева на коэффициент наполнения весьма
Рис. 38. Коэффициент наполнения двигателя АЗЛК при разных степенях сжатия
невелико, поэтому можно считать, что изменение степени сжатия почти не влияет на величину коэффициента наполнения. Это подтверждается опытами, проведенными в МАМИ, по определению коэффициента наполнения двигателя АЗЛК при разных степенях сжатия (рис. 38).
Т а б л и ц а 10
Коэффициент наполнения при разных числах оборотов н степенях сжатия (расчетные данные)
Степень сжатия Коэффициент наполнения при разных числах оборотов в минуту
2000 •1000 оооо S-JQO
6 1,0 0,94 0,80 0,6-1
8 1,0 0,945 0,82 0,67
10 1,0 0,950 0,81 0,70
12 1,0 0,955 0,85 0,72
Вопрос влияния степени сжатия на коэффициент наполнения является спорным, и данные опытов иногда не совпадают. Это Указывает на то, что влияние е на т|у невелико и при проведении
61
испытаний часто перекрывается конструктивными и другими особенностями двигателя. В табл. 10 приведены расчетные данные о влиянии степени сжатия на коэффициент наполнения теоретиче-
Рис. 39. Коэффициент наполнения автомобильного двигателя при разных нагрузках
ского двигателя при разных числах оборотов.
Согласно этим данным с повышением степени сжатия коэффициент на-
га
1500 п. об/мин
Рис. 40 Коэффициент наполнения дизеля при разных нагрузках
полйения
увеличивается, что становится особенно заметным
па оольших числах оборотов вала.
Зависимость коэффициента наполнения от внешней нагрузки. При уменьшении внешней нагрузки понижают мощность карбюраторного двигателя, прикрывая дроссечьную заслонку. При этом
Рис. 41. Коэффициент наполнения карбюраторного двигазеля с ограничителем чисел оборотов
коэффициент наполнения шается от 80 до 20%.
наполнение двигателя уменьшают до величины, соответствующей уменьшенной внешней нагрузке. Дросселирование всегда связано с уменьшением давления во впускных трубопроводах и в цилиндре двигателя. Па рис. 39 приведен коэффициент наполнения при разных открытиях дроссельной заслонки. Согласно данным, приведенным на этом рисунке, в результате дросселирования
карбюраторного двигателя умепь-
В дизелях при снижении нагрузки уменьшают только количе
ство топлива, впрыскиваемого в камеры сгорания, а количество воздуха при этом не изменяется. При сжигании меньшего количества топлива в неизменяемом объеме воздуха температуры газов и сталей двш ателя понижаются. Следствием этого является некоторое повышение коэффициента наполнения по мере уменьшения нагрузки, что подтверждается данными, приведенными на рис. 40.
62
Карбюраторные двигатели и дизели имеют разные принципы регулирования мощности, а именно: карбюраторные двигатели — количественное регулирование, при котором для изменения мощности изменяют только количество смеси, поступающей в цилиндры двигателя; дизели — качественное регулирование, при котором для изменения мощности изменяют только качество смеси путем впрыскивания разных количеств дизельного топлива в примерно одинаковое количество воздуха.
Кривые коэффициентов наполнения карбюраторного двигателя, работающего с ограничителем числа оборотов (кривая /) и без него (кривая 2), показаны на рис. 41.
В дизелях, имеющих качественное регулирование, регуляторы ограничивают только подачу топлива на определенных числах оборотов.
§ 21. Остаточные газы
Процесс впуска начинается в тот момент, когда объем камеры сгорания заполнен, как указывалось ранее, сгоревшими газами, оставшимися от предшествовавшего цикла. Количество остаточных газов оказывает влияние на процесс наполнения и последующий процесс сгорания. Остаточные газы в карбюраторных двигателях способствуют лучшему испарению топлива, но замедляют процесс сгорания, так как они состоят из инертных газов. В дизелях, обладающих высокими степенями сжатия, количество остаточных газов обычно не превышает 3—4%, поэтому они почти не оказывают влияния на процесс сгорания.
Абсолютное количество остаточных газов
где рг — давление остаточных газов, кПм2;
Vr — объем камеры сгорания, л;3;
Rr — газовая постоянная остаточегых газов;
Тг — температура остаточных газов при нахождении поршня в в. м. т., К.
Абсолютноё количество остаточных газов (пли вес) для двигателя определенной конструкции остается почти без изменения при всех числах оборотов коленчатого вала и всех открытиях дросселя. Это объясняется тем, что объем остаточных газов, равный объему камеры сгорания, постоянен, а отношение рг1Тг изменяется незначительно. Несмотря на то, что при разных режимах работы двигателя давление рг и температура Тг остаточных газов изменяются, Но в подавляющем большинстве случаев при повышении давления остаточных газов одновременно повышается и их температура, следовательно, отношение рг/Тг изменяется мало. Вследствие этого ириближенпо можно считать, что абсолютное количество остаточных
63
газов для данного двигателя остается неизменным при всех режимах его работы.
Однако относительное количество остаточных газов, выражаемое в процентах, изменяется в зависимости от числа оборотов коленчатого вала или степени открытия дросселя. Чем больше в цилиндры двигателя поступает горючей смеси, тем меньше оказывается доля остаточных газов.
Коэффициент остаточных газов у представляет собой отношение веса остаточных газов Gr (определенное ранее) к весу смеси или воздуха, поступивших в цилиндр G(„
6’г
Подставляя в уравнение, определяющее у, значения весов остаточных газов и горючей смеси (или воздуха), выраженные через характеристические уравнения, получим
v РгУгКпТь
Так как и ----------------------------------L
/?о Р Vh е-1
(где р — коэффициент молекулярного изменения), то коэффициент остаточных газов
Y = p0Tr (e-°l)ikp- (13)
Количество остаточных газов в значительной мере зависит от степени сжатия двигателя. При увеличении последней вслед-
Рис. 42. Коэффициент остаточных газов при полностью открытом дросселе и разных числах оборотов
ствпе сокращения объема камеры сгорания уменьшается как абсолютное, так и относительное количество остаточных газов. Так, например, в дизелях с характерными для них высокими степенями сжатия относительное количество остаточных газов не превышает 3—4%, для карбюраторных двигателей оно составляет 7—14% при полностью открытой дроссельной заслонке. При увеличении чи
сел оборотов коленчатого вала относительное количество остаточных газов из-за ухудшения циклового наполнения возрастает, приближаясь к большей из указанных цифр (рис. 42). В карбюраторных двигателях по мере прикрытия дроссельной заслонки абсо-
лютное весовое количество остаточных газов почти не изменяется.
но из-за уменьшения количества смеси, поступающей в цилиндры
относительное количество их резко возрастает, достигая максимума при холостом ходе двигателя. Результаты опытов по определению у при постоянном числе оборотов и переменном открытии дроссельной заслонки показаны на рис. 43. На режимах, близких к холостому ходу, из-за большого относительного количества остаточных газов скорость распространения пламени в камере сгорания резко снижается, что отрицательно сказывается на экономичности двн-
Рнс. 43. Коэффициент остаточных газов при дросселировании карбюраторного двигателя
гателя. При значительной концентрации остаточных газов двигатель часто работает неустойчиво и может даже остановиться.
§ 22. Наполнение двухтактных двигателей
Оощие положения. Двухтактные двигатели имеют свои характерные конструктивные особенности, резко отличающие их от четырехтактных двигателей, причем особенность конструкций двухтактных двигателей сводится к тому, что рабочие ходы в них происходят в два раза чаще, чем в четырехтактных. Это должно уменьшать удельный вес двигателя, т. е. вес, приходящийся на 1 л. с. Однако по экономичности двухтактные двигатели с кривошипно-камерной продувкой уступают четырехтактным, поэтому их очень редко устанавливают на автомобилях и тракторах, но очень часто на мотоциклах, особенно небольшой мощности, где вопрос топливной экономичности не имеет первостепенного значения.
Устройство двухтактного двигателя. Схема двухтактного двигателя с кривошипно-камерной продувкой показана на рис. 44, индикаторная диаграмма — на рис. 45, а диаграмма газораспределения — на рис. 46.
Цилиндр двухтактного двигателя (рис. 44) имеет три окна: выпускное 1 и продувочное 2, открываемые верхней частью поршня и сообщающиеся с внутренней полостью цилиндра, и впускное окно , открываемое юбкой поршня и сообщающееся с кривошипной камерой.
Схема, показанная на рпс. 44, а, соответствует моменту начала выпуска, начинающегося в данном двигателе за 65° до прихода поршня в и. м. т. и оканчивающегося через 65° после прохода ее, причем данные, определяющие моменты открытия и закрытия окон > разных двигателей, различны. Этот процесс на индикаторной
3 Зак 287 65
Диаграмме (см. рис. 45) изображен линией bda. По мере опускания поршня и, следовательно, большего открытия выпускного окна давление отработавших 1азов в цилиндре быстро падает (линия bf),
Рис. 44. Схема рабочих органов двухтактного двигателя
Рис. 45. Индикаторная диаграмма двухтактного двигателя
поступнвшая в кривошипную
Цилиндр кривошипная
Рис 46. Диаграмма газораспределения двухтактного двигателя
и через 10’, т. е. за 55 до прихода поршня в н. м. т. (точка [), поршень открывает продувочное окно, и горючая смесь, ранее ру и сжатая опускающимся поршнем, под небольшим избыточным давлением (0,10— 0,40 агпм) начинает проходить в цилиндр двигателя. В течение 110 (линия fdh) в цилиндре происходят одновременно два процесса: вы-, пуск в атмосферу отработавших газов через выпускное окно и поступление воздуха или горючей смеси через продувочное окно из кривошипной камеры. Совокупность этих двух процессов называют продувкой цилиндра. Во время продувки горючая смесь
вытесняет продукты сгорания и частично уносится вместе с ними: что, естественно, ухудшает экономичность двигателя.
После прохода поршнем нижней мертвой точки он поднимается и перекрывает вначале продувочные окна, а затем через 10 и вы
66
пускные. (точки h и и). Следовательно, в замкнутом объеме цилиндра начинается процесс сжатия, последовательно переходящий в процессы сгорания и расширения, которые схематично показаны на диаграммах газораспределения (см. рис. 46) и индикаторной (см. рис. 45). В то же время в кривошипной камере вследствие подъема поршня образуется разрежение. За 65 до прихода поршня в в. м. т. юбка откроет впускное окно 3 (см. рис. 44, 6) и горючая смесь из карбюратора начнет поступать в кривошипную камеру. Впускное окно закроется через 65° после прохода поршнем в. м. т., в результате чего опускающийся поршень будет сжимать смесь в кривошипной камере до момента открытия продувочного окна. Таким образом, в двухтактных двигателях рабочий цикл соответствует одному повороту вала, а нс двум, как в четырехтактных.
Процессы наполнения и очистки цилиндров двухтактных и четырехтактных двигателей имеют резко различающиеся продолжительности: впуск горючей смеси в двухтактный двигатель продолжается в течение 125° поворота кривошипа, а в четырехтактных — около 250 ; выпуск продуктов сгорания из цилиндров продолжается у двухтактного двигателя около 130° поворота кривошипа, а у четырехтактного — около 260 .
Приближенно можно считать, что в двухтактных двигателях
по сравнению с четырехтактными продолжительность каждого из процессов газообмена по углу поворота вала сокращается приблизительно в 2 раза. При кривошипно-камерной продувке это проявляется в худшей очистке цилиндра от отработавших газов и уменьшении количества горючей смеси или воздуха, поступивших в цилиндр. Это способствует заметному увеличению абсолютного и относительного количества остаточных газов. При полной нагрузке двухтактных двигателей с кривошипно-камерной продувкой относительное количество остаточных газов в результате плохой продувки достигает 15—25%, увеличиваясь по мере дросселирования. Но мере прикрытия дроссельной заслонки относительное количе-
ство остаточных газов постепенно увеличивается, достигая максимума при холостом ходе двигателя. При этом двухтактный двигатель с кривошипно-камерной продувкой начинает работать с пропусками (т. е. дает одну вспышку па два поворота коленчатого вала), так же как и четырехтактный двигатель. Это объясняется тем, что, например, на четных оборотах из-за чрезмерного относительного количества остаточных газов вспышки пропадают. На нечетных оооротах вала вспышки сохраняются, так как остаточные газы состоят частично из сгоревших газов и частично из горючей смеси в результате отсутствия сгорания в предшествовавшем цикле. Таким образом, значительный процент остаточных газов может служить причиной отсутствия воспламенения горючей смеси в цилиндре двигателя. Повышенный процент остаточных газов, как правило, уменьшает скорость распространения пламени в камере сгорания
3*
67
Рис. 47. Схема работы двухтактного двигателя ЯМЗ-204
Двухтактные карбюраторные двигатели не имеют достаточно хорошей экономичности. Это объясняется тем, что в процессе продувки часть горючей смеси уносится вместе с выпускными газами. Более экономично работают двухтактные двигатели с непосредственным впрыском бензина. В этом случае отсутствуют его потери при продувке и экономичность двигателя (по опытам MAMII) повышается в среднем на 25% по сравнению с карбюраторным смесеобразованием. Хорошие результаты получаются при использовании двухтактного принципа для дизелей, в которых потери топлива при продувке также отсутствуют.
На Ярославском моторном заводе выпускают двухтактные дизели со специальным продувочным насосом или нагнетателем (рис. 47). При нижнем положении поршня воздух, сжатый в нагнетателе до давления 1,2—1,5 атм, через продувочные окна проходит в цилиндр дви-1ателя. В это время выпускные отверстия, расположенные в головке цилиндра, еще открыты и цилиндр продувается воздухом, поступающим из нагнетателя. При этом относительное количество остаточных газов очень невелико.
При перемещении поршня от п.м.т. к в. м. т. продувочные окна и выпускные отверстия закрываются и в цилиндре происходит процесс сжатия воздуха. В конце сжатия в цилиндр впрыскивается дизельное топливо, которое, перемешиваясь с горячим воздухом и нагреваясь, воспламе
няется и сгорает. Образовавшиеся продукты сгорания расширяются по мере перемещения поршня от в. м. т. к н. м. т.
В конце процесса расширения, когда поршень приближается к н. м. т., открываются выпускные отверстия, отработавшие газы удаляются из цилиндра, и цикл повторяется заново.
Нагнетатель и клапаны усложняют конструкцию и повышают стоимость двухтактного дизеля, однако существенно улучшается продувка и повышается топливная экономичность.
Действительная и геометрическая степени сжатия. В двухтактных двигателях различают геометрическую и действительную сте
пени сжатия.
Геометрическая степень сжатия е', как и в четырехтактных двигателях, представляет собой отношение всего объема цилиндра Vh -I- Vc к объему камеры сгорания Vc:
. , _Vh + Vc
8 - Vc •
68
Где yh — объем перемещения поршня от верхнем мертвой точки до нижней.
Действительная степень сжатия е представляет собой отношение объема цилиндра в момент закрытия выпускных окон ИЛ1 + Vc к объему камеры сгорания Vc:
где 1^Л1 — объем перемещения поршня от верхней мертвой точки до открытия выпускных окон; он меньше рабочего объема Кл, соответствующего полному перемещению поршня, на теряемый объем, т. е. 17Л2 — Vh — Vhl (см. рис. 45).
Следовательно, сравнивая выражения для е' и е, можно сделать вывод, что геометрическая степень сжатия больше действительной:
е “ Vhi + Vc-
Коэффициентом теряемого хода V называют отношение теряемого объема ГЛ2 к рабочему Vht т. е.
•ПГ_У h 2
• Vh ‘
Для мотоциклетных двигателей Чг № 0,25; тогда при геометрической степени сжатия е' = 8,0 действительно степень сжатия в = 6,25.
Наполнение кривошипной камеры. Кривошипная камера начинает наполняться воздухом или горючей смесью тогда, когда юбка поднимающегося поршня открывает впускные окна цилиндра, т. е. примерно за 65 до в. м. т. До этого момента кривошипная камера в течение примерно 60° изолирована от внешней среды и полости цилиндра, так как впускные и продувочные окна перекрыты поршнем. Вследствие подъема поршня газы в кривошйпнон камере расширяются, а давление их падает. Поэтому при открытии впускных окон воздух пли смесь под действием разрежения начинает быстро проходить в кривошипную камеру. Этому также способствует увеличение ее объема (вследствие подъема поршня). По приходе поршня в в. м. т. первый период наполнения кривошипной камеры оканчивается; далее поршень начинает опускаться, а объем кривошипной камеры уменьшается. Это начало второго периода, продолжающегося также около 65°, т. е. до того момента, когда юбка поршня закроет впускное окно. В течение этого периода объем кривошипной камеры уменьшается, так как поршень опускается, и в ней начинает повышаться давление. Однако наполнение кривошипной камеры не прекращается, так как происходит дозарядка и обратный выброс горючей смеси или воздуха. Физические явления, происходящие во время второго периода, сходны с процессами наполнения цилиндра четырехтактного двигателя после н. м. т., т. е. с процессами дозарядки и обратного выброса.
69
Наполнение двухтактных двигателей и, в частности, их кривошипных камер имеет свои характерные особенности и отличия от наполнения четырехтактных двигателей.
Продолжительность основного впуска в четырехтактных двигателях примерно в 4 раза больше опаздывания впуска, продолжающегося около 45 поворота кривошипа после н. м. т. За это время поршень успевает подняться примерно на Чв своего хода. При пуске двигателя, когда инерция потока смеси, поступающей в цилиндры, пли отсутствует, или очень мала, обратный выброс достигает максимально 20%, что затрудняет пуск.
В двухтактных двигателях продолжительности основного и дополнительного впусков кривошипной камеры равны между собой. Поэтому на очень малых оборотах смесь, вошедшая в кривошипную камеру во время основного впуска, должна выталкиваться обратно при дополнительном впуске. Это подтверждается опытами МАМИ, полученными при прокрутке вала двухтактного мотоциклетного двигателя в интервале оборотов от 20 до 6000 в минуту. Смесь в цилиндр начинает поступать только с 250—300 об мин, что должно сильно затруднять пуск двухтактных двигателей, особенно при низких температурах.
Коэффициент наполнения кривошипной камеры представляет собой отношение веса смеси, фактически поступившей в кривошипную камеру, к весу смеси, которая могла бы заполнить рабочий объем кривошипной камеры (т. о. объем в кривошипной камере, освобождаемый поршнем при его движении от н. м. т. до в. м. т.), если бы давление и температура в ней равнялись давлению и температуре окружающей среды. Коэффициент наполнения кривошипной камеры обычно не превышает^) 7, достигая этой наибольшей величины при средних числах оборотов вала двигателя. Кривая изменения коэффициента наполнения кривошипных камер некоторых двухтактных двигателей в зависимости от числа оборотов вала ч представлена на рис. 48
Сжатие смеси в кривошипной камере. После того как опускающийся поршень закроет впускные окна, смесь в кривошипной камере сжимается. Степень сжатия кривошипной камеры для мотоциклетных двигателей е= 1,Ц—-1,3. Поэтому в кривошипной камере перед началом продувки давление в конце сжатия превышает атмосферное на 0,1—0,4 атм.
Продувка. Температура и давление газов, находящихся в цилиндре над поршнем двигателя, по мере его опускания постепенно понижаются. Когда опускающийся поршень (своей верхней кромкой) откроет выпускные окна, расширившиеся газы покидают цилиндр с критическими скоростями, при этом давление в нем резко” понижается. При дальнейшем перемещении поршня открываются продувочные окна, и смесь, сжатая в кривошипной камере, поступает в цилиндр двигателя. В момент открытия продувочных окон давление расширившихся газов в цилиндре несколько превышает
70
давление в кривошипной камере. Однако это неравенство давлений продолжается всего несколько сотых дачей секунды. Поэтому неприятных последствии в виде попадания сгоревших 1азов в кривошипную камеру не наблюдается.
Рис. 48. Коэффициенты наполнений кривошипных камер двухтактных двигателей
Процесс продувки можно также разделить на два периода.
Первый — когда горючая смесь пли воздух перетекают из кривошипной камеры в цилиндр при опускающемся поршне, выжимающем сжатые смесь или воздух пз камеры в цилиндр. Первый период продолжается от открытия продувочных окон до нижнего мертвого положения поршня.
Рис. 49. Коэффициенты наполнений двухтактных мотоциклетных двигателей (кривые /, 2, 3) и двигателя ГЛЗ-М20 (кривая 4)
Второй — когда поршень пройдет нижнее мертвое положение и начнет подниматься, при этом объем газов в кривошипной камере увеличивается. Продувка в этих условиях будет происходить вследствие ранее созданного избыточного давления в камере и по инерции потока газов, быстро движущихся в цилиндр.
71
При продувке часть поступившей в цилиндр горючей смеси неизбежно уходит из него вместе с отработавшими газами. Эти потери смеси, а следовательно, и топлива, обычно называемые прямым выбросом, заметно ухудшают экономичность двухтактного двигателя.
Потери горючей смеси при продувке оценивают количественным коэффициентом продувки, представляющим собой отношение веса горючей смеси, оставшейся в цилиндре после продувки, к весу горючей смеси поступившей в цилиндр двигателя.
По данным опытов, количественный коэффициент продувки в среднем составляет примерно 75*о, следовательно, в процессе продувки теряется около 25°о горючей смеси.
Коэффициент наполнения. Наполнение цилиндров двухтактных двигателей вследствие плохой очистки цилиндра от продуктов сгорания, потери горючей смеси, более сложного впуска смеси (через кривошипную камеру) хуже, чем четырехтактных, поэтому коэффициент наполнения двухтактных двигателей редко превышает 50%.
Характер изменения коэффициентов наполнения в зависимости от числа оборотов вала двухтактных и четырехтактных двигателей различный (рис. 49). У двухтактных двигателей коэффициент наполнения с увеличением чисел оборотов вала изменяется незначительно. Это объясняется тем, что при мапых оборотах (малых скоростях поршня) больше смеси поступает во время первого периода наполнения кривошипной камеры, но дозарядка во время второго периода незначительна, поэтому имеет место обратный выброс. По мере роста чисел оборотов уменьшается наполнение во время первого периода, однако увеличивается дозарядка во-время второго. В результате этого коэффициент наполнения изменяется незначительно.
ГЛАВА III
ПРОЦЕСС СЖАТИЯ
§ 23. Протекание процесса сжатия
В процессе сжатия поршень перемещается от нижней мертвой точки до верхне !, при этом объем газов, поступивших в цилиндр во время впуска, постепенно уменьшается. Для перемещения
поршня, сжимающего газы, необходима затрата некоторого коли чества работы, подводимой через шатун и коленчатый вал от махо
вика и других цилиндров двигателя, и сокращения объема сжимаемых газов постепенно возрастают их давление и в меньшей степени их температура.
Наиболее типичными являются два теоретических процесса сжатия — изотермический и адиабатический, графическое изображение которых показано на рабочей диаграмме, изображенной на рис. 50.
Изотермическое сжатие возможно только при очень интенсивном охлаждении стенок цилиндра в течение всего процесса перемещения поршня из нижнего мерт
По мере перемещения поршня
Рис. 50. Изотермический и адиабатический графики сжатия
вого положения в верхнее, так как только при этом удается со
хранить постоянство температуры
сжимаемых газов. Адиабатическое сжатие возможно при наличии абсолютно иетеплопроводных стенок.
Показатель адиабаты сжатия можно найти по термодинамическому соотношению, учитывая, что с — cv = AR,
ср
AR
V
где cv — средняя теплоемкость сжимаемых газов, взятая в интервале температур начала и конца процесса сжатия.
Для автомобильных двигателей показатель адиабаты сжатия близок к 1,38.
В цилиндре реального двигателя не может быть адиабатического сжатия из-за охлаждения стенок, а следовательно, и сжимаемых газов. Благодаря этому в процессе реального сжатия давления нарастают медленнее, чем при адиабатическом сжатии, и линия сжатия реального двигателя располагается под адиабатической кривой.
Ввиду сравнительно небольшого отвода тепла от сжимаемых газов в стенки цилиндра температура их повышается, а давление
73
нарастает быстрее, чем при изотермическом сжатии. Поэтому линия сжатия в реальном двигателе располагается выше изотермической кривой.
Таким образом, линия, изображающая процесс сжатия смеси в реальном двигателе, должна быть расположена между адиабатической и изотермической кривыми и представляет собой политропическую кривую, подчиняющуюся уравнению pVn' — const.
Согласно данным, представленным на рис. 50, давление конца изотермического сжатия равняется 7 кГ/см2, адиабатического — 15 кГ/см2, а в реальном двигателе политропического—примерно 10—12 кГ/см2. Температура конца политропического сжатия в реальном двигателе всегда несколько ниже, чем при адиабатическом сжатии.
Следует отметить, что политропа сжатия одного и того же реального двигателя не остается постоянной и изменяется в зависимости от условий его работы, от которых зависит величина показателя политропы Hj.
При работе двигателя с полной нагрузкой и постепенно увеличивающемся числе обороюв коленчатого вала уменьшается время соприкосновения сжнмаемььх 1азов с более холодными стенками цилиндра. При этом от газов отнимается меньшее количество тепла, в результате чего процесс сжатия приближается к адиабатическому. Таким образом, на малых оборотах политропическое сжатие приближается к изотермическому и показатель пл уменьшается, а на больших оборотах — к адиабатическому, и н, увеличивается, приближаясь к показателю адиабаты, равному 1,38.
При дросселировании двигателя на постоянных числах оборотов уменьшается количество горючей смеси в цилиндрах, а поверхности охлаждения, естественно, остаются неизменными. В результате этого смесь сильнее охлаждается в процессе сжатия и политропическое сжатие, приближается к изотермическому с уменьшением показателя Это характеризуется более медленным ростом температуры и давления в процессе сжатия.
§ 24. Давление и температура конца сжатия
Давление сжимаемых газов в конце сжатия определяют на основании соотношения параметров начала и конца политропического процесса следующим уравнением:
Рс = Ра^11, (14)
где е — степень сжатия.
Для карбюраторных двигателей со степенями сжатия, равными 6—7, давление конца сжатия близко или несколько превышает 12 кГ!см2 при работе двпгатепя с полностью открытой дроссельной заслонкой. При дросселировании давление конца сжатия понижается примерно пропорционально давлению впуска. На рис. 51
74
показано изменение давления в конце процесса сжатия карбюра торного двигателя (примерно за 30 до прихода поршня в в. м. т.) при дросселировании.
Степени сжатия дизелей значительно выше, поэтому давления конца сжатия в них достигают 30—40 атм, причем с уменьшением нагрузки вследствие применения качественного регулирования эти
величины почти не изменяются.
Температура конца сжатия
Гг= 7>"‘ (15)
Температура горючей смеси в к >нце сжатия в карбюраторны е двигателях при полностью открытой дроссельной заслонке достигает 650—750 К, причем более высокие данные относится к двигателям с наиболее высокими сте
Рис. 51. Давления конца сжатия при разных открытиях дроссельной заслонки
пенями сжатия.
Температура воздуха в конце сжатия в дизелях должна значительно превышать температуру самовоспламенения топлива, близкою к 350 С. Поэтому в дизелях устанавливают степени сжатия такими, чтобы у прогретого двигателя температура конца сжатия была равна 800—900 К, а у холодною двигателя эта же температура обеспечивала самовоспламенение впрыснутого топлива.
При повышении скоростного режима работы двигателей температура конца сжатия несколько повышается, чю объясняется уменьшением тепловых потерь в стенки.
ГЛАВА IV
ТОПЛИВО ДЛЯ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕМ И РЕАКЦИИ ЕГО ОКИСЛЕНИЯ
§ 25. Общие положения
Топливом для карбюраторных двигателей является бензин, получаемый в подавляющем большинстве случаев путем переработки нефти. Для дизелей применяется топливо также нефтяного происхождения, обладающее большим, чем бензин, удельным весом и более высокой температурой кипения.
Газовые двигатели работают на сжатых или сжиженных газах, получаемых в большинстве случаев из нефти.
Топлива, используемые в автомобильных и тракторных двигателях, представляют собой смесь различных (весьма разнообразных) химических соединений углерода с водородом или углеводородов. В процессе сгорания углеводороды окисляются и выделяют тепло, переходящее в двигателе в механическую работу.
Молекулы топлива состоят из атомов углерода, связанных с атомами водорода, причем эти соединения весьма многообразны. Молекулы углеводородов различаются между собой числами атомов углерода и водорода, образующих молекулу, и ее строением У однородных по структуре углеводородов с увеличением числа атомов в молекуле возрастают молекулярный и удельный веса и температура кипения.
Углеводороды, входящие в состав топлив для двигателей, разделяют на четыре основные группы, имеющие свои характерные особенности: алканы (парафиновый ряд), алкены (олефиновый ряд), цикланы (нафтеновый ряд) и ароматики.
Алканы. 1\ алканам относятся насыщенные соединения, имеющие цепное строение молекул (рис. 52). В этих соединениях соотношение между числами атомов углерода и водорода удовлетворяет зависимости СлН2<+2. К алканам относятся углеводороды, имеющие при нормальных внешних условиях различные агрегатные состояния: газообразные (от СН4 до С4Н10), жидкие (от до С13Н28) и твердые.
Некоторые из алканов, показанные на рис. 53, имеют отклонения от нормальной структуры молекул. Их называют изомерными соединениями; как показывает опыт, они менее склонны к детонационному, взрывному горению, чем алканы с нормальной структурой.
Алкановые углеводороды при низких температурах химически, стабильны, но при се повышении до 300° С легко окисляются, образуя перекиси, структурные формулы которых показаны на рпс. 54. Появление детонационного сгорания обычно объясняют образованием перекисей.
Алкены. Алкены имеют также цепное строение молекул (рис. 55), но они непредельно насыщены водородом и имеют склонность к смо-
76
лообразованню, появляющемуся при длительном хранении. Соотношение между атомами углерода и водорода у молекул алкенов должно удовлетворять зависимости СяНа„.
Обычно в довольно значительных количествах (до 20—ЗО°о) непредельные соединения встречаются в крекинг-бензинах, полу-
я 1 я н 1 1 Н 1 няня 1111 я 1
и—с—н н—с—с—н н— с- —с—с—с—с— -С—н
1 1 1 1 1111 1
я Метан СНд н н Этан CgHg н я н я н Гексан СбН|4 н
Рис. 52. Структурные формулы некоторых углеводородов алканового ряда
И Я Н Н 1111 н—с—с—с—с—я
н н я н
ИНН
Н—С —С —С—Я
Я
Изойутан Н10
Путан С^Н,^
н I я—с—н
н н н я н Н н
I I I I I I 1
я—с—с—с—с—с—я н—с — с — с—н
I I I I I I I
я я н н н н н
я—с—я
Пентан С5 Н12 |
я
Изопентан C5HJ2
Рис. 53. Структурные формулы некоторых изомерных алканов
чаемых путем расщепления тяжелых молекул углеводородов на более легкие. Поэтому во избежание осмолепия крекинг-бензины Должны пройти специальную обработку.
Алкены при высокой температуре обладают небольшой реакционной способностью и потому устойчивы в отношении детонации.
Цикланы. Цикланы имеют соотношение в молекулах между числами атомов углерода и водорода такое же, как и в молекулах
77
алкенов, и удовлетворяют зависимости СяН.2л. Однако структура молекул цикланов не цепная, а кольцевая (рис. 56). Циклановые соединения вследствие кольцевого строения молекул значительно менее склонны к образованию перекисей и потому более устойчивы в детонационном отношении, что делает их желательной составной частью бензинов.
бутан
н н н н
1111 Н-С-С-С-С-Н
1111 н н н и
нн нн
II II
и—с—с—о—о—с—с—н
II II
н н и н
н н н н
I I I I
Н — с-с-с-с-н 1111
•н н н о
I о
I н
н н н н 1111 н—с—с=с—С—н
I I
н Н
Бутен CtjH8
н н н н
1111 н—с—с—с—с—н
1111
н о о н
Рис. 54. Структурные формулы некоторых пероксидов
Н I С
I н
дтен С2Нь
н н н н н н
I I I I I I н—с=с—с—с—с—с—н 1111 н н н н
Гексен CgHf2
Рис. 55. Структурные формулы некоторых алке- новых углеводородов
Ароматики. Молекулы углеводородов ароматического ряда имеют кольцевое строение. Соотношение атомов углерода и водорода удовлетворяет зависимости СлН2л_в. В основе углеводородов, принадлежащих этому ряду, лежит бензольное ядро. При высокой температуре ароматические углеводороды устойчивы в отношении детонации. Структурные формулы углеводородов ароматического
78
ряда (бензола, толуола и ксилола) показаны на рис. 57. Вследствие высоких антидетонационных качеств ароматические углеводороды всегда являются желательной составной! частью бензинов. Содержание ароматических углеводородов в бензинах редко превышает 40%.
н Н
Циклогексан С6 Н1?
Циклоп^нтан С5 Hw
Рис. 50. Структурные формулы некоторых циклановых углеводородов
ч
Толуол С7 Hg
Рис. 57. Структурные формулы некоторых ароматических углеводородов
Ксилол С§ Нф
Отрицательным свойством бензола является высокая температура застывания (около 4- 5° С), ограничивающая его применение при эксплуатации двигателей в зимних условиях.
Если присутствие углеводородов ароматического ряда в бензине крайне желательно, так как при этом можно значительно повысить степень сжатия без появления детонационного сгорания, то для дизельного топлива примесь ароматических углеводородов затрудняет их воспламенение и, следовательно, использование.
В двигателях с небольшими степенями сжатия и, следовательно, невысокими температурами конца сжатия ароматические углеводороды часто замедляют сгорание. При работе двигателя это про
79
является повышением теплоотдачи в стенки и увеличением температуры в системе охлаждения. При повышении степени сжатия ДБ1 гателя процесс сгорания протекает нормально и повышенная теплоотдача в стенки пропадает.
§ 26. Краткие характеристики моторных топлив
Топливом для карбюраторных двигателей является легко испаряющийся бензин, для дизелей — более тяжелое дизельное топливо, а для газовых двигателей — сжатые и сжиженные газы. В подавляющем большинстве случаев перечисленные топлива получают из нефти, но в настоящее время делаются попытки использовать в качестве сырья торф, сланцы и бурые угли.
Из нефти моторные топлива получают двумя способами: перегонкой или деструктивной ее переработкой.
Перегонка нефти — наиболее простой и старый способ получения топлив и масел на нефтеперегонных заводах. После нагревания нефти при определенной температуре, зависящей от ее физикохимических свойств, начинается процесс испарения. Первыми испаряются наиболее легкие углеводороды с наименьшими молекулярными весами и невысокими температурами кипения. Пары этих углеводородов направляют в холодильники, где они конденсируются и стекают в специальные приемники.
После выкипания наиболее легких фракций нефти при более высоких температурах постепенно отгоняются все более и более тяжелые, представляющие собой углеводороды с большими удепь-нымн и молекулярными весами. При прямой перегонке нефти выход бензина обычно не превышает 25—35%.
Раныпе из одного количества нефти последовательно отгоняли и собирали в индивидуальные приемники:
а) автомобильный бензин, выкипавший в интервале температур от 50 до 180 С;
2) керосин при изменении температур от 180 до 300 С;
3) остаток, из которого получали моторные масла, состоявший из наиболее тяжелых фракций, выкипавших при температурах от 300 до 350° С.
Из другого количества нефти можно было получить последовательно следующие продукты:
1) бензин легкий, используемый для промышленных целе! и испарявшийся при изменении температур от 50 до 120 С;
2) лигроин при изменении температур от 120 до 220 С;
3) дизельное топливо, выкипавшее при температурах от 220 до 350° С.
В настоящее время в связи с дизелизацией тракторного парка отпала необходимость получения лигроинов и керосинов; потому из нефти отгоняют в основном автомобильный бензин и дизельное топливо.
80
Деструктивная переработка нефти, связанная с изменением структуры молекул, ее образующих, позволила при затрате известного количества тепла увеличить выход бензина на 30—50%. К этому способу переработки нефти относятся крекинг, деструктивная гидрогенизация и пиролиз. При крекинг-процессе тяжелые молекулы углеводородов расщепляются на более легкие, содержащие меньшее количество атомов. Так, например при крекировании гексадекана Q Н34 происходят следующие изменения:
Ci Hgi = С$Н]9 -f- CsHltl
Температура кипения, ГС 287 125 123
Плотность, г/c.w3 0,776 0,707 0,722
Из одной молекулы гексадекана С16Н31 получились одна молекула октана С8Н18 и одна молекула октена С8Н1е. Процесс крекирования происходит при температуре 480—550 С и требует затраты тепла.
§ 27. Необходимое для сжигания топлива количество воздуха и состав продуктов сгорания
Теоретически необходимое количество воздуха. Для сжигания 1 кГ топлива, состоящего из gc кГ углерода и кГ водорода надо затратить определенное количество кислорода, а следовательно, и воздуха. Если для сжигания gc кГ углерода нужно ~gcкГкислорода, а для £Н кГ водорода—8gn кГ кислорода, тоддя сжигания 1 кГ моторного топлива, имеющего указанный состав, необходимо затратить + кГ кислорода. Однако если в 1 кГ воздуха содержится 0,23 кГ кислорода, то отсюда следует, что-|- gc+8gH кГ кислорода должны содержаться в /0 кГ воздуха, причем 8
г ‘ ьн к Г воздуха
0 0,23 кГ топлива
Химический состав бензина и дизельного топлива различается незначительно и приближенно может быть принят состоящим из 85% углерода и 15% водорода. Отсюда следует, что теоретически необходимое количество воздуха для сжигания 1 кГ бензина или дизельного топлива составляет 15 кГ. При этом следует отметить, что в состав 15 кГ воздуха будут входить 3,46 кГ кислорода и 11,54 кГ инертного газа азота, который не поддерживает горения и не участвует в нем.
Коэффициент избытка воздуха. В процессе эксплуатации на 1 кГ сжигаемого топлива дают не 15 кГ воздуха; в большинстве двигателей намеренно, а иногда и случайно, на 1 кГ сжигаемого топлива приходится иногда больше, а иногда меньше 15 кГ воздуха.
81
Для определения состава горючей смеси, на котором работает двигатель, используют коэффициент избытка воздуха а, представляющий собой отношение количества действительно участвующего в процессе сгорания воздуха / к теоретически необходимому его количеству /0, т. е. а = l/lv.
Таким образом, если действительное количество воздуха совпадает с теоретическим, то а = 1. Если в горючей смеси присутствует избыточное количество воздуха, т. е. сгорает так называемая бедная смесь, тоад> 1. При сгорании бщатых смесей, обладающих недостатком воздуха, коэффициент избытка воздуха, который в этих условиях можно было бы называть коэффициентом недостатка воздуха, что не принято, оказывается меньше единицы, т. е. а<1.
Ниже дается зависимость между количеством воздуха, приходящимся па 1 кГ топлива в рабочей смеси, и коэффициентом избытка воздуха;
Коэффициент избыт к л воздуха..............0,7 0,8 0,9 1,0 1,1 1,2 1,3
Количество воздуха на
1 кГ топлива.........10,5 12.0 13,5 15,0 16,5 18,0 10,5
г- _ f %_ - — у- -
Смесь.................. богатая теорети- бедная
чсская
Автомобильные карбюраторные двигатели обычно работают на горючих смесях, характеризуемых изменениями коэффициента избытка воздуха в пределах от 0,8 до 1,2. Дизели работают со значительно большими избытками воздуха, при попной нагрузке они лежат в пределах от 1,2 до 1,4.
Состав продуктов сгорания. При сгорании горючих смесей, характеризуемых а = 1,0, в процессе выпуска через выпускную трубу выбрасываются углекислый 1аз СО2, водяной пар Н2О и инертный, не принимающий участия в горении азот N2. Перечисленные газы можно обнаружить в продуктах сгорания путем специальных анализов при лабораторных испытаниях двигателей.
Водяной пар в сухом виде бесцветный, при сравнительно теплой погоде не замечаемый в выпускных газах, обнаруживается 'при низких температурах. При работе двигателя зимой, в условиях низких температур, глушитель сильно охлаждает выпускные газы, в результате чего водяные пары начинают конденсироваться, т. с. превращаться частично в жидкое состояние. При этом водяной пар, а следовательно, и выпускные газы, его содержащие, приобретают* серый цвет.
При сгорании бо!атых горючих смесей не хватает кислорода для полного окисления углерода и водорода. В первую очередь обычно окисляется водород, в результате чего недостаток кислорода сказывается только па окислении углерода.
Установлено, что сгорание углерода происходит последовательно в двух реакциях. В первой реакции углерод присоединяет к себе
82
кислород, образуя окись углерода.
2Сч-Ог=2СО
Во второй реакции полученная окись углерода присоединяет к себе атом кислорода, образуя углекислый газ,
2GO + O2 = 2CO3.
Окись углерода представляет собой продукт неполного сгорания углерода, в го время как углекислый газ является продуктом его полною сгорания.
При сгорании богатых бензино-воздушных смесей, характеризуемых недостаточным для полного ci орания количеством кислорода, реакции протекают следующим образом: 1) в первую очередь окисляется водород топлива, в результате чего появляются водяные пары; 2) затем весь углерод топлива окисляется в окись углерода; 3) на окисление всей получившейся окиси углерода в углекислый газ кислорода не хватает. Поэтому только часть окиси углерода окисляется в углекислый газ, а другая ее часть не подвергается дальнейшему окислению и впоследствии удаляется через выпускной клапан.
Таким образом, при работе двигателя на богатых смесях в продуктах сгорания появляются водяные пары HwO, углекислый газ СО2, окись углерода СО и инертный газ N2. Следует отмстить, что появление окиси углерода в продуктах сгорания всегда является признаком работы двигателя на богатых смесях.
Таблица i1
Продукты сгорания горючих смесей разных составов
Продукты сгорании кГ Смеси
богатач теоретическая бедная
Коэффпш 1снт избытка воздуха «
0.8 0.9 '•» 1.1 1.2
Количество воздхха . . . 12,U0 13,50 15,00 16,50 18,00
Водяные пары Н,О . . . 1,35 1.35 1,35 1,35 1,3'»
Углекислый газ СО2 . . . 1.21 2,16 3,11 3,11 3,11
Окись углерода СО . . . 1.21 0,61 0,00 0,00 0,00
Избыточный кислород 0,00 0,00 и,ио 0,35 0,70
Азот N 9.23 10,38 11.51 12,69 1381
Вес продуктов сгорания 13.00 14,50 16,00 17,50 19,00
При сгорании бедных бензино-воздушных горючих смесей, содержащих избыточное количество воздуха, а следовательно, н кислорода. реакции сгорания протекают так же, как и при сгорании смесей с а — 1.0 Действительно, в этом случае избыточный кнело-
83
род не может войти в реакции, так как и при теоретических (или стехиометрических) смесях водород и углерод топлива окисляются полностью. Избыточный кислород, не принимающий участия в реакциях, вместе с азотом будет удаляться из цилиндра двигателя через выпускные клапаны.
При сгорании бедных смесей в продуктах сгорания будут содержаться водяные пары НЛО, углекислый газ СО2, избыточный кислород О2 и инертный азот N2.
В табл. Н приводятся продукты сгорания горючих смесей различных составов, причем па основании расчетов указывается весовое количество выбрасываемых газов, образующихся при сгорании 1 кГ бензина или дизельного топлива.
Следует отметить, что вес продуктов сгорания должен быть равен сумме весов воздуха и I кГ бензина или дизельного топлива.
§ 28. Теплотворные способности
Теплотворная способность топлива. При сгорании углерода и водорода, содержащихся в моторном топливе, выделяется определенное количество тепла. Проведенные опыты показывают, что 1 кГ углерода при своем полном сгорании выделяет 8100 ккал тепла. При полном сгорании 1 кГ водорода выделяется 24600 ккал.
Располагая приведенными данными теплотворных способностей 1 кГ углерода и 1 кГ водорода, можно по элементарному химическому составу определить теплотворную способность моторного топлива. Для моторного топлива, содержащего gc кГ углерода и £н водорода, теплотворная способность
hu = 8100£ъ + 24 600#н ккал!кГ.
Отсюда следует, что 1 кГ бензина или дизельного топлива при сгорании выделит тепла
hu = 8100- 0,85 + 24 600 • 0,15 = 10 460 ккал/кГ
или округленно 10 500 ккал/кГ.
Нефтяные газы (метан и иропано-бутаиовые смеси), на которых работают в настоящее время некоторые автомобильные двигатели; содержат несколько больший процент водорода за счет меньшего количества углерода. Благодаря этому теплотворная способность топлив несколько выше и достигает 13 000 ккал кГ.
Теплотворная способность спиртов, иногда используемых в ка-* честве моторных топлив, ниже и примерно равна 6 300 ккал/кГ. Снижение теплотворной способности спирта объясняется тем, что в состав спирта, помимо углерода и водорода, входит также кислород.
Теплотворная способность горючей смеси. Для транспортных двигателей более ценным оказывается топливо, требующее для своего сжигания меньших количеств воздуха. Таким образом, для автомобильных и тракторных двигателей практически важной оказы
84
вается не только теплотворная способность самого топлива, но и теплотворная способность горючей смеси. Для карбюраторных двигателей она может быть выражена как отношение теплотворной способности топлива к весу горючей смеси, содержащей 1 кГ топлива с определенным количеством калорий тепла.
Для получения бензино-воздушнои смеси (при а = 1,0) 1 кГ бензина, содержащий ЮбООюом, перемешивают с 15 кГ воздуха. Таким образом, 10 500 ккал будут содержаться в 16 кГ горючей смеси, поступающей в цилиндры двигателя. Отсюда, теплотворная способность 1 кГ бензино-воздушной смеси
Hg= 10 500: 16 = 655 ккал/\ к Г смеси.
Интересно, что спирт, имеющий сравнительно низкую теплотворную способность топлива, равную 6 300 ккал/кГ за счет малого количества воздуха (всего 9 кГ), необходимого для своего сжигания, имеет почти одинаковую с бензино-воздушной смесью теплотворную способность смеси, численно равную 630 ккал/кГ.
Приведенный пример показывает, что не все!да топлива, обладающие повышенными теплотворными способностями, оказываются более пригодными для использования в двигателях.
При обеднении горючей смеси ее теплотворная способность резко понижается, так как с 1 кГ топлива в цилиндры двигателя проходит большее количество воздуха.
При обогащении горючих смесей теплотворная способность их также снижается, это объясняется недостатком кислорода для полного окисления топлшза. Ранее отмечалось, что при неполном сгорании топлива в продуктах сгорания появляется окись углерода СО. Расчет и данные опытов показывают, что 10?и недостатка воздуха уменьшают теплотворную способность моторного топлива примерно на 1500 ккал. Эта цифра справедлива при недостатках воздуха, с которыми работают автомобильные карбюраторные двигатели.
Ниже приведены величины теплотворных способностей бензиновоздушных смесей различных составов:
Коэффициент избытка воздуха .... 0,8 0,9 1,0 1.1 1,2
Теплотворная способность смеси, ккал!кГ смеси................... 577 b20 Ь55 600 555
То же, %.........................88 95 100 91 85
§ 29. Диссоциация в процессе сгорания
При сгорании топлива в цилиндрах двигателей температура горящих газов часто превышает 2000 С, вследствие чего часть образовавшихся продуктов сгорания диссоциирует. Процесс диссоциации представляет собой распад химических соединении иа отдельные элементы. Опытным путем было установлено, что при нагревании до 2000 С углекислый газ СО2 пли водяной пар Н.2О частично распадаются, т. е. диссоциируют.
85
При диссоциации углекислого газа СО2 образуются окись угле- • рода СО и свободный кислород О2. Аналогично при диссоциации водяного пара Н2О получаются свободный водород Н2 и свободный кислород О2. Если процесс сгорания рассматривать как соединение отдельных молекул в новые, более сложные, то процесс диссоциации представляет собой противоположное явление.
Количество диссоциирующих газов резко увеличивается при повышении температуры и менее резко уменьшается при повышении давления.
При сгорании топлива в цилиндре двигателя часть уже выделившегося тепла затрачивается на диссоциацию образовавшихся продуктов сгорания. В этом случае количество тепла, переходящем о в работу в начале процесса расширения, уменьшается. Вследствие этого снижается максимальная температура, а следовательно, и максимальное давление цикла. Диссоциировавшие продукты сгорания в процессе расширения при пониженных температурах вновь окисляются, что обусловливает приток тепла, вследствие чего повышается температура отработавших газов и менее удовлетворительным делается баланс тепла, а это ухудшает экономичность двигателя.
§ 30. Быстрое и медленное сгорание топлива
Продолжительность процесса сгорания в быстроходных двигателях крайне ограничена. При средних числах оборотов она составляет от 1/200 до 1/300 сек. В это исключительно короткое время процесс сгорания должен полностью закончиться. Увеличение продолжительности процесса сгорания является крайне нежелательным, так как это ухудшает экономичность и мощность двигателя. Для доказательства этого рассмотрим два случая сгорания топлива в двигателе — быстрое и медленное.
Допустим, что по каким-либо обстоятельствам топливо в одном случае сгорало быстро в момент нахождения поршня вблизи в. м. т., а в другом — сгорание шло медленно, и этот процесс успевал закончит ься только тогда, когда поршень проходил примерно половину своего рабочего хода. При сгорании одинаковых количеств топлива г в разных конечных объемах, т. е. при разных положениях поршней, максимальное давление цикла, а следовательно, и максимальная мощность двигателя окажутся наибольшими при сгорании топлива в меньшем объеме. Кроме того, при быстром сгорании уменьшается омываемая горящими газами поверхность, через которую тепло передается в охлаждающую воду. Одновременно с этим вследствие более раннего окончания процесса сгорания понижается температура отработавших газов.
Таким образом, при быстром сгорании топлива повышается мощность двигателя и одновременно с этим возрастает его экономичность вследствие уменьшения потерь тепла с отработавшими газами и в охлаждающую воду.
86
Любая задержка процесса сгорания ведет к неудовлетворительному тепловому балансу, а следовательно, к понижению экономичности и мощности двигателя.
§ 31. Понятие о цепных реакциях
Сгорание топлива в цилиндрах быстроходных двигателей происходит в итоге соединения атомов углерода и водорода (образующих молекулы топлива) с кислородом воздуха, при этом выделяется определенное количество тепла. Однако процесс сгорания является настолько сложным, что исследовать его, рассматривая только начальные и конечные продукты сгорания, невозможно.
По теории, предложенной акад. Н. Н. Семеновым, характерным механизмом распространения пламени является цепочно-тепловой, представляющий собой сложный вид цепных реакций, сопровождающихся выделением тепла и повышением температуры.
При повышении температуры количество активных центров, способствующих развитию цепных реакций, увеличивается. В начале процесса активные центры интенсивно образуются в зоне действия электрического разряда на электродах запальной свечи в карбюраторных двигателях или в наиболее нагретой части факела топлива, впрыснутого в дизели.
В начале процесса окисления углеводородов перекисные соединения — перекиси углеводородов — в основном являются активными центрами. Одну из возможных схем образования перекиси можно представить следующим образом:
СшНл+О2-> R-O-O-H
Развитие ценной реакции покажем на примере окисления водорода. Предположим,* что в процессе сгорания в результате теплового воздействия молекула водорода диссоциировала. При этом получились два активных центра, т. е. два свободных атома 2Н, склонных к дальнейшим реакциям,
211 + 2О2 = 2ОН + 20
В этой реакции два активных центра приводят к образованию четырех — в виде двух радикалов ОН и двух свободных атомов кислорода с высокой реакционной способностью.
Дальнейшее развитие цепи характеризуется уравнениями
201Ц 2Н3=2НпО4 2Н и
20 + 2Н2 =2011 + 211
Образовавшиеся шесть активных центров развивают реакцию
20Н + 2Н2 = 2ILO + 2Н
87
и
4Н + 4О2 = 40Н 4- 40
образуя уже десять активных центров, развивающих цепную реакцию дальше:
2Н 4- 2О2 = 20114- 20
4ОН4-4Н2 = 4Н2О4-4Н
4О + 4Н2 = 4ОН Н-4Н
В результате последней реакции образовалось уже 16 активных центров. Дальнейшее развитие реакций приведет к разветвлению реакционной цепи и последовательному образованию 26. 42 и т. д. активных центров. Несмотря на быстрое развитие реакционной цени, непрерывного увеличения скорости реакции может и пе наблюдаться. Эго объясняется тем, что одновременно с развитием и разветвлением реакционных цепей происходят и обратные явления, т. е. их обрывы вследствие дезактивации активных центров.
Дальнейший характер процесса горения и возможности перехода нормального сгорания в карбюраторных двигателях в детонационное завися? от соотношения количеств возникающих и обрывающихся цепей.
Возможны следующие характерные случаи развития процесса сгорания:
а) когда количество возникающих новых активных центров не компенсирует случаев их распада, при этом скорость реакции горения задерживается около определенной величины, зависящей от соотношения количеств возникающих и распадающихся активных центров;
б) когда количество возникающих активных центров превышает количество распадающихся, при этом скорость реакции быстро возрастает и нормальное горение скачкообразно переходит в детонационное.
Образованию активных центров в процессе сгорания рабочей смеси в карбюраторных двигателях, по существующим воззрениям, способствует предварительное возникновение в объеме смеси холодного пламени. Последнее представляет собой результат предпламен-ного процесса частичного, неполного окисления, сопровождающегося очень небольшим выделением тепла. Такое распространение процесса горения часто называют двухстадийным.
ГЛАВА V
СГОРАНИЕ ТОПЛИВА В КАРБЮРАТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ
§ 32. Общие положения
В цилиндры карбюраторных двигателей во время впуска подается горючая смесь. В результате повышения температуры при сжатии и наличия сильно нагретых детален (например, свечи, выпускного клапана, поршня) активируется незначительная часть молекул рабочей смеси. Однако интенсивность образования активных молекул и активных центров до появления искры сравнительно невелика, и если бы по каким-либо причинам опа нс появилась, то не имела бы места реакция сгорания с образованием пламени и выделением значительных количеств тепла.
После теплового воздействия искры на горючую смесь появляются активные центры, дающие начало развитию цепных реакций. Однако в начальной стадии процесса сгорания образуется только небольшой очаг горения, не сопровождающийся повышением температур и давлении всей массы газов, заключенных в камере сгорания.
Эго начало первого периода сгорания, называемого периодом задержки воспламенения, или периодом индукции.
В течение периода задержки воспламенения скорость реакции постепенно увеличивается и наступает момент, когда скорость образования активных центров значительно превышает скорость их исчезновения, а прирост тепловыделения оказывается значительно больше теплопередачи в соседние слои смеси. В этих условиях реакция сгорания начинает бурно развиваться, что характеризуется видимым появлением пламени, повышением температуры и, следовательно, давления горящих газов. Этим заканчивается период задержки воспламенения и наступает второй период — период видимого сгорания.
На рис. 58 показана развернутая индикаторная диаграмма (нижняя кривая), снятая с двигателя при полностью открытой! дроссельной заслонке и числе оборотов вала, равном 1000 в минуту. Диаграмма, снятая обычным путем, изображена сплошной линией, а с выключенным зажиганием — штриховой; верхняя кривая соответствует изменению температуры газов в цилиндре, определенному расчетным путем в результате обработки кривой давления, показанной внизу.
Точка с индикаторной диаграммы соответствует моменту подачи искры; однако на участке кривой сс линия простого сжатия (т. е. с выключенным зажиганием) и линия сжатия с поданной искрой полностью совпадают. Это указывает на то, что, несмотря на появившуюся искру, процесс сгорания, связанный с выделением тепла, повышением температуры и давления, еще не начался. Такой процесс (процесс видимого сгорания) начинается в точке с', при этом
89
температура и давление газов в камере сгорания в результате выделяющегося тепла повышаются. Одновременно с этим объем газов (вследствие опускания поршня) начинает увеличиваться, что способствует понижению их температуры и давления. Поэтому точно определить момент окончания химических реакций, т. е. момент окончания процесса сгорания, затруднительно, и можно только приближенно указать, что он оканчивается при повороте кривошипа на 30—60 . Вследствие трудности определения момента окончания периода видимого сгорания условно принимают за конец сгорания момент достижения наибольшего давления 1азов, т. е. точку г индикаторной диаграммы (см рис. 38).
Рис. 58. Изменение давления и температуры при горении топлива в двигателе ГАЗ-51
В соответствии с этим процесс сгорания принято делить на дв/ периода. I — период задержки воспламенение, определяемый линией сс диаграммы, и II — период видимого сгорания, определяемый линией c'z топ же диаграммы.
Продолжительность периода задержки воспламенения в основном зависит от температуры, давления и состава сжимаемой смеси, а продолжительность периода видимого ci орания—от этих же факторов и в сильной степени от турбулентности смеси.
Температура и давления окисляющейся рабочей смеси по мере распространения пламени становятся все более высокими, что объясняется дополнительным сжатием смеси и сообщением тепла от продуктов сгорания. Поэтому скорость начавшейся реакции в каждой последующей части постепенно увеличивается и доходит до скорости, обычно не превышающей 20—30 м’сек. Этот вид сгорания принято называть нормальным сгоранием смеси в двигателе.
При нормальном сгорании после появления искры около свечи образуется пламя, постепенно перемещающееся по камере сгорания (рис. 59). При отсутствии направленного завихрения процесс окисления оканчивается в объеме, расположенном против свечи. Мгновенные положения фронта пламени через 2° поворота коленчатого вала показаны на рис. 59.
Однако иногда нормально начавшийся процесс сгорания приводит к тому, что в части смеси, окисляющейся в последнюю очередь, повышенные температуры и давления вызывают интенсивное образование активных центров. В резуль-тате эта часть смеси (рис. 60) может
Р 'с. 59. Схема мгновенных положений фронта пламени в камере сгорания через 2° поворота коленчатого вала
Рис. G0. Схема распространения фронта пламени в камере сгорания:
1 — продукты сгорания; 2 — песгоревшая рабочая смесь; 3 — самовоспламеняющаяся часть горючей смеси; 4 — фронт движения пламени
образуется взрывная волна, распространяющаяся со скоростью до 2000 м сек. Этот вид сгорания называют взрывным, или детонационным .
При переходе нормального сгорания в детонационное изменяется и самый процесс распространения пламени. В случае нормального сгорания давление в уже сгоревшей смеси повышается плавно; при детонационном сгорании волна давления и волна горения движутся ^совместно, образуя детонационную взрывную волну, движущуюся со скоростью звука.
Обычно детонирует весьма незначительная часть рабочей смеси, не превышающая нескольких процентов от общего количества смеси и окисляющаяся в последнюю очередь.
Детонационное сгорание недопустимо для нормальной работы двигателя вследствие уменьшения мощности, ухудшения экономичности и вредного воздействия на поршень и подшипники.
9!
§ 33. Пределы воспламеняемости
Процесс сгорания сжатой в камере сгорания смеси начинается у электродов свечи, где появившаяся искра мгновенно нагревает небольшой, около нее расположенный объем смеси до температуры, значительно превышающей температуру самовоспламенения топлива.
Дальнейшее распространение образовавшегося пламени возможно только в том случае, если в данном небольшом объеме тепловыделение начинает превышать теплопередачу соседним слоям смеси и стенкам камеры сгорания. В этом случае из образовавшегося пламени в несгоревшую смесь путем диффузии и теплопроводности передаются активные центры, вызывающие дальнейшее развитие цепных реакций. В начальный период сгорания превалируют процессы передачи активных центров, а по мере повышения температуры приобретает все большее значение теплопередача.
Если горючая смесь чрезмерно богата или, наоборот, чрезмерно бедна топливом, то после появления искры и образования малого начального объема пламени тепловыделение будет ничтожно мало по сравнению с возможной теплопередачей. В итоге появившееся пламя пропадает, не охватывая всей смеси, заключенной в камере сгорания.
Таким образом, чрезмерно богатые или бедные горючие смеси при обычном воспламенении от электрического разряда на электродах свечи гореть нс могут. Спедовательно, топливо-воздушные смеси могут воспламеняться и гореть только в том случае, если топливо и воздух находятся в определенных соотношениях. Эти соотношения называют пределами воспламеняемости, нлн пределами горючести, оцениваемыми обычно коэффициентами избытка воздуха.
Воспламеняемости жидких топлив, перемешанных с воздухом (например, для бензина и бензола), сравнительно узки и лежат в пределах изменения а от 0,4 до 1,4; для газовых топлив эти пределы значительно шире.
Положения о пределах воспламеняемости необходимо учитывать при работе с карбюраторными автомобильными двигателями. Затруднения, часто наблюдаемые при пуске холодных автомобильных двигателей, объясняются узкими пределами воспламеняемости бензино-воздушных смесей. Действительно, при пуске и недостаточно правильном использовании воздушной заслонки смесь в цилиндре в момент появления искры оказывается чрезмерно бедной и потому не может и не должна воспламеняться. Иногда при неудачных попытках запустить двигатель вывертывают свечи и заливают непосредственно в цилиндры излишне большое количество бензина. При этом в момент появления искры смесь оказывается слишком богатой, поэтому она также не может воспламеняться. Отсюда следует, что быстрый пуск двигателя зависит от правильной дозировки смеси, которая не должна выходить за пределы горючести или воспламеняемости.
92
Следует отметить, что пределы воспламеняемости бензиновоздушных смесей не остаются постоянными и могут несколько изменяться в зависимости от температуры, наличия остаточных газов и других причин.
Повышение температуры смеси перед сгоранием несколько расширяет пределы воспламеняемости, что подтверждается данными табл. 12, основанными
Таблица 12
Предел воспламеняемости бензино-воздушных смесей при разных температурах
Начавшая темпера* тура смеси. ’С
Предел воспламеняемости. характеризуемый коэффициентом избытка воздуха в
О 50
100
0,53—1,23
0,42—1,45
0,40—1,60
на опытах.
Согласно этим данным при более высоких температурах начала
сгорания пределы воспламеняемости расширяются.
Остаточные инертные газы замедляют процесс сгорания и сужают пределы воспламеняемости (табл. 13).
Поэтому иногда рационально останавливать автомобильные двигатели, выключая зажигание на несколько открытом дросселе. Это объясняется тем, что при большем открытии дросселя уменьшается процент остаточных газов, вследствие чего пределы воспламеняемости расширяются и последующий пуск двигателя облегчается.
Газообразные топлива, па которых иногда работают автомобильные двигатели, имеют более широкие пределы воспламеняемости. Это в значительной мере облегчает процесс пуска холодных газовых двигателей, однако при утечках газа из баллонов опасность их самовоспламенения становится реальной. Поэтому для автомобилей, работающих на газообразных топливах, нужно применять особые меры п редосторожности.
Применение факельного зажигания позволяет сжигать в цилинд-
рах карбюраторных двигателей обычном зажигании, выходящие за пределы воспламеняемости. В двигателях с факельным зажиганием к камере сгорания с помощью канала присоединяют небольшую предкамеру (как в предкамерных дизелях), объем которой не превышает 3—4% объема камеры сгорания.
В процессе впуска в цилиндр двигателя поступает очень бедная смесь, состав которой при обычном зажигании выходит за пределы воспламеняемости. В предкамеру, имеющую только впускной клапан, из дополни-
очень бедные горючие смеси при
Таблица 13
Пределы воспламеняемости бензино-воздушных смесей, разбавленных остаточными газами
Количество остаточных газов, % Пределы воспламеняемости, характеризуй мые коэффициентом изб .тка воздуха а
0 0,35—1,55
10 0,38—1,50
20 0,43—1,10
30 0,50-1,30
40 0,60—1,10
93
тельного карбюратора по отдельному трубопроводу подают богатую смесь. Воспламененная в предкамере от помещенной там запальной свечи богатая смесь с большей скоростью перетекает в основную камеру сгорания, заполненную очень бедной смесью, нагревает ее и после небольшого периода задержки воспламенения за счет большего количества активных центров воспламеняет .ее. Таким путем удается сжигать очень бедную смесь, характеризуемую а = 2,5 — 3,0.
Факельное зажигание может повысить экономичность карбюраторного двигателя, но значительно усложняет конструкцию двигателя. Кроме того, трудно добиться одинаково эффективной работы на всех часто меняющихся режимах работы такого автомобильного двигателя, поэтому эти двигатели пока нс получили распространения.
§ 34. Сгорание горючих смесей разных составов
Ранее отмечалось, что топливо-воздушные смеси, чрезмерно богатые и чрезмерно бедные, не воспламеняются.
Однако по мере обогащения чрезмерно бедных и обеднения чрезмерно богатых горючих смесей период задержки воспламенения по
Рис. 61. Период задержки воспламенения и видимого сгорания при полной нагрузке карбюраторного двигателя ГАЗ-51, разных числах оборотов и разных составах горючей смеси:
0 — 1100 об/мин А — 2000 об/мин
степенно сокращается и при а = 0,8 — 0,9 достигает минимума. Это подтверждается опытами, результаты которых приведены на рис. 61, а для двигателя, работавшего с полным открытием дроссельной заслонки при числе оборотов вала, равном 1100 (кривая /) и 2000 (кривая 2) в минуту. Период видимого сгорания почти не зависит от состава смеси, но ускоряется при увеличении ее турбулентности, вследствие чего при п = — 1100 и 2000 об!мин практически одинаков (рис. 61, б).
Общая продолжительность сгорания оказывается наименьшей у богатых смесей при а = = 0,8 — 0,9, при работе иа которых средняя скорость распространения пламени в камере сгорания оказывается наибольшей.
Результаты опытов, проведенных в МАМИ, по определению средних скоростей распро-
странсния пламени в цилиндре автомобильного двигателя, работавшего на разных составах горючей смеси, показаны па рис. 62. Развернутые индикаторные диаграммы (рис. 63) подтверждают,
что наименьшая
продолжитель-
ность сгорания наблюдается у обобщенной горюче!! смеси при а = 0,93. В этих условиях наибольшее давление достигается через 13 после искровою разряда на электродах свечи. Продолжительность сгорания очень бедной смеси при а = 1,24 достигает 48° поворота кривошипа, а очень богатой смеси — при а = 0,55 даже 59°.
Замедленное протекание процесса сгорания ухудшает экономичность и снижает мощность и поэтому недопустимо при эксплуатации двигателей. Работа двигателя
п овы ш ей и я экон ом нч и ости
Рис. 62. Средние скорости сгорания горючих смесей различных составов в цилиндре карбюраторного двигателя при 1000 об/:чин
на очень бедных горючих смесях часто вместо ожидаемого дает обратный эффект. Это объясняется
Рис. оЗ. Развернутые индикаторные диаграммы карбюраторною двигателя, рл-* инею при полностью открытой дроссельной заслонке на разных составах горючей смеси при 1000 об/мин
тем, что замедленное сгорание неизбежно связано с большими тепловыми потерями в стенки и с выпускными газами и снижением максимального давления газов на поршень.
95
§ 35. Процесс сгорания на разных числах оборотов
11о мере роста числа оборотов время, отводимое на каждый оборот вала и каждый из процессов, образующих рабочий цикл, сокращается. Поэтому в процессе впуска горючая смесь быстрее входит в цилиндр и, следовательно, сильнее вихрит. С увеличением турбулентности смеси интенсивность се нагревания о горячие детали усиливается.
Большая турбулентность смеси и более интенсивное нагревание ускоряют процесс сгорания.
По мере роста числа оборотов:
а) задержка воспламенения (период индукции) по времени/71 сокращается, однако в градусах поворота <pi коленчатого вала увеличивается:
п, об!мин.......................... 1100 2000
/?1, сек! 1000 .................... 2,73 1,67
ср,................................. 18 23
б) период видимого сгорания по времени А?11 сокращается, а в градусах поворота <рц коленчатого вала почти не меняется:
п, об/мин .
Г7И, сек/1000
о
*?Н.........
1100 2000
3,63 2,08
24 25
Таким образом, общая продолжительность сгорания по времени сокращается с 6,36 до 3,75 сек 1000, но удлиняется с 42 до48 поворота вала. Результаты ана
Рпс. ь4. Продолжительности периода задержки воспламенения ср, видимого сгорания <Г] j и всего процесса сгорания ср, ~Т <р,, при разных числах оборотов
логичных опытов, проведенных в МАМИ, подтверждают эти положения и показаны на рис. 64.
При неизменном угле опережения зажигания и росте чисел оборотов процесс сгорания будет оканчиваться позднее, ухудшая экономичность двш ателя. Во избежание этого необходимо с повышением числа оборотов вала увеличивать угол опережения зажигания.
В современных автомобильных двигателях углы опережения зажигания при увеличении числа оборотов изменяются автоматически с помощью центробежного регулятора.
96
При работе двигателя с полностью открытой дроссельной заслонкой наибольшие температура и давление сгорания (рис. 65) получаются на средних числах оборотов. С повышением и понижением
Рис. 65. .Максимальное давление цикла при разных числах оборотов при е — 7
чисел оборотов весовое наполнение двигателя уменьшается, вследствие чего температура и давление сгорания также уменьшаются. На малых оборотах этому способствует большая потеря тепла в стенки.
§ 36. Процесс сгорания при дросселировании
Прикрытие дроссельной заслонки карбюратора уменьшает количество горючей смеси, поступающей в цилиндры двигателя, при этом относительное количество остаточных инертных газов сильно увеличивается.
Вероятность встречи активных молекул, которые могут вступать в реакцию, уменьшается и замедляется образование начального очага горения у электродов свечи. Поэтому при дросселировании и постоянном числе оборотов период задержки воспламенения и по времени и по углу поворота вала <pi удлиняется, а период видимого сгорания не изменяется. Это можно подтвердить приведенными в табл. 14 данными опытов, проведенных при постоянных числе оборотов и составе горючей смеси.
По мере прикрытия дроссельной заслонки целесообразно увеличивать углы опережения зажигания. Это не увеличит скорости горения, но приблизит окончание процесса сгорания к в. м. т. На рис. 66 показаны напвыгоднейшие углы опережения зажигания одного из автомобильных двигателей при различных нагрузках (ха-«рактеризуемых величиной его эффективного давления ре) и числах оборотов вала.
Для автоматического увеличения угла опережения зажигания при дросселировании используют вакуум-регуляторы, при их же отсутствии двигатель при неполных нагрузках работает с недостаточными или избыточными углами опережения зажигания и, следовательно, с перерасходами топлива.
4 Зак. 287
97
»
Таблица 14
Продолжительность сгорания при разных открытиях дроссельной заслонки
Открытие дроссельной заслонки Полное Среднее Малое
4pi, сек 1000 2,57 3,18 3.95
О <?| 17 21 26
ZTl|, ow/1 000 3,33 3.33 3,33
9н 22 22 22
-f- c£/v/IOOO
91 + *1’1
5,90 6,51 7,28
39 43 48
Позднее зажигание весьма целесообразно только при пуске и прогреве холодных двигателей, при этом увеличивается теплоотдача в холодные стенки и с выпускными I азами. Это обеспечивает
Рис. GG. Наивыгоднейшие углы опережения зажигания при разных нагрузках и разных числах оборотов вала:
1 — 1000 об/мин-, 2 — 2000 об/мин', 3 — 3000 об/мин
более быстрый прогрев двигателя, происходящий при небольших максимальных давлениях сгорания и, следовательно, небольших нагрузках кривошипного механизма, не получающего при пуске достаточной смазки.
При дросселировании уменьшают-
ся максимальные температуры цикла и особенно резко максимальные давления (рис. 67).
При движении автомобиля с мак-
симальной скоростью или при преодолении больших подъемов дроссель открывают полностью и давление сгорания доходит до 40—50 кГ!см-.
По мере дросселирования это давление резко уменьшается и при холостом ходе двигателя составляет около 10 кПсм2. Эксплуатация автомобильного двигателя в городских условиях проходит при
небольших нагрузках и сопровождается давлением сгорания, пе превышающим 15—2&кГ!см2 (рис. 68).
Максимальная температура сгорания при дросселировании карбюраторных двигателей изменяется незначительно, всего на 10— 20%. Это объясняется тем, что карбюраторные двигатели имеют
количественное регулирование, при котором изменение мощности осуществляется изменением количества смеси (т. е. одновременно воздуха и топлива), поступающей в цилиндры двигателя.
98
В заключение следует указать, что с уменьшением скорости сгорания состав горючей смеси, обеспечивающий наивыгоднейшую
Рис? 67. Максимальные давления цикла при разных открытиях дроссельной заслонки
Л-
15
Ю О 15 30 45 иа6,
Рис. 68. Максимальные давления в цилиндрах карбюраторного двигателя при разных сопротивлениях дороги:
I — подъем 2%, 2 — горизонтальная дорога
экономичность двигателя, при дросселировании изменяется. Согласно экспериментальным работам при установившемся режиме и полностью открытой дроссельной заспонке напвыгоднейшая экономичность двигателя получается на несколько обедненной смеси, характеризуемой коэффициентом избытка воздуха а = IJ5. Однако по мере дросселирования относительное количествоостаточных газов возрастает. Количество активных молекул сокращается, и процесс сгорания затягивается.
В этих условиях тепловые потери в стопки и с выпускными газами увеличиваются, среднее давление газов в цилиндре падает и двигатель работает неэкономично. Поэтому по мере дросселирования карбюратор должен подавать в двигатель постепенно
обогащающуюся смесь, при которой горение идет быстрее, тепловые потери уменьшаются, давление газов увеличивается и двигатель работает экономичнее.
§ 37. Опережение зажигания
Процесс сгорания горючей смеси в карбюраторных двигателях продолжается в течение 30 60 поворота кривошипа.
При воспламенении рабочей смеси точно в в. м. т. процесс сго-ока! ^вается только в момент прохождения поршнем части своею рабочего хода и реальная индикаторная диаграмма даеТ зна
4* ' 99
чительное отклонение от теоретической (рис. 69, а), площадь диаграммы уменьшится, в результате чего снизится мощность двигателя. Затяжной процесс сгорания всегда связан с увеличением теплоотдачи в стенки и с выпускными газами. Вследствие этого количество тепла, превращаемого в полезную работу, уменьшается, что ухудшает экономичность и снижает мощность двигателя. Для выправления действительной диаграммы и приближения ее к теоретической воспламеняют рабочую смесь с некоторым предварением, до прихода поршня в в. м. т. В этом случае процесс сгорания начинается раньше, т. е. до прихода поршня в в. м. т., а оканчивается несколько позднее, когда поршень уже пройдет в. м. т. При наивыгоднейшем зажигании реальная диаграмма почти совпадает с теоретической (рис. 69, б), при этом по сравнению с зажиганием в в. м. т.
Рис. 69. Схемы индикаторных диаграмм
а — при слишком позднем зажигании; б — при наивыгоднейшем зажигании; в — при слишком раннем зажигании
уменьшается теплоотдача в стенки и с выпускными газами, мощность двигателя повышается, а удельные расходы топлива понижаются. При слишком раннем зажигании процесс сгорания успевает полностью окончиться до прихода поршня в в. м. т.» давая характер-ную неправильную индикаторную диаграмму с петлей (рис. 69, в). В этом случае площадь, заключенная в петле, эквивалентна отрицательной работе, так как на сжатие уже сгоревших газов затрачивается большая работа, чем получается при их расширении. При слишком раннем зажигании мощность, развиваемая двигателем, уменьшается .
Влияние момента зажигания на мощность и экономичность двигателя определяют экспериментальным путем, испытывая двигатель при постоянном открытии дроссельной заслонки и неизменяемом числе оборотов последовательно через 5—10°, изменяя угол опережения зажигания. Результаты опытов показаны па рис. 70.
Каждый режим работы двигателя, характеризуемый числом оборотов вала и степенью открытия дросселя, имеет свой наивыгоднейший угол опережения зажигания, при котором двигатель рабо-
100
Рис. 70. Изменение мощности двигателя Ne, расхода топлива gP, необходимого для получения 1 л. с. в течение часа, и температуры отработавших газов t С в зависимости ог угла опережения зажигания 0
тает наиболее экономично и развивает наибольшую мощность. Эти положения о предварении зажигания горючей смеси действительны только в том случае, если топливо, несмотря на раннее зажигание, не детонирует.
В настоящее время на автомобильных двигателях используют предельно возможные для данного сорта топлива степени сжатия. Поэтому при углах опережения зажигания, близких к наиболее рациональным, или наиеыгоднель шим, топливо слегка детонирует.
В соответствии с этим целесообразно ввести два понятия, характеризующие момент зажигания горючей смеси:
1. Н а и в ы г о д н е и ш и и для рабочего цикла угол опережения з а -жигани я, при установке которого двигатель развивает наи-
большую мощность и работает наиболее экономично. Этот угол опережения зажигания можно использовать только при тех сортах бензина, которые трудно детонируют.
2. Допускаемый применяемым сортом топлива угол опережения зажигания, при котором двигатель еще работает без детонации; этот угол опережения зажигания меньше угла опережения зажигания, наивыгоднейшего для рабочего цикла.
§ 38. Процесс сгорания при разных температурах смеси
Температура конца сжатия пли начала сгорания зависит от температур окружающей среды, стенок цилиндра, интенсивности подогрева горючей смеси во впускных трубопроводах и степени сжатия.
При повышении температур окружающей среды и стенок цилиндра и более интенсивном подогреве смеси в цилиндры двигателя поступает более горячая смесь, имеющая повышенное паросодержание. Кроме того, в такой смеси пары бензина лучше перемешиваются с воздухом. Вследствие этого предпламенные реакции протекают быстрее, период задержки воспламенения сокращается, процесс сгорания оканчивается быстрее и максимальное давление цикла несколько возрастает.
Водяной подогрев горючей смеси менее интенсивен, чем газовый, поэтому) для двигателя ЗИЛ-130 температура смеси понижается на 5—7°. Это увеличивает коэффициент наполнения на 3—4%. Такое незначительное изменение температуры на продолжительности процесса сгорания почти не сказывается.
101
Пр» повышении степени сжатия двигателя уменьшают объем камеры сгорания, вследствие чего относительное количество остаточных газов сокращается, расстояние от электродов свечи до наиболее удаленной точки камеры сгорания делается меньше, температура конца сжатия незначительно повышается. Вследствие этого при по-
Рис. 71. Развернутые индикаторные диаграммы процесса сгорания в двигателе <Москвич-407» при разных степенях сжатия и 3800 об/мин
вышении степени сжатия двигателя АЗЛК с 5,8 до8,0 продолжительность процесса сгорания сокращается с 78 до 60 , а максимальное давление цикла рг возрастает с 25 до 45 кГ/слг, что подтверждается индикаторными диаграммами, показанными па рис. 71.
Обработка аналогичных индикаторных диаграмм и определение по ним продолжительностей периодов опаздывания воспламенения ф! и видимого сгорания <рц при 1400, 2200 и 3800 об/мин подтверждает закономерность сокращения указанных периодов сгорания номере увеличения степени сжатия карбюраторного двигателя (рис. 72).
102
Рис. 72. Продолжительности периода задержки воспламенения (нижние линии) видимого сгорания Фп (верхние линии) и всего процесса сгорания <р* -|- <рп при разных степенях сжатия и разных числах оборотов
Рис. 73. Мощности и расходы топлива на 1 л. с. при разных углах опережения зажигания и работе двигателя на бензине (кривые /) и газе (кривые 2)
103
§ 39. Процесс сгорания газовых топлив
Газовые топлива, используемые в автомобильных двигателях, имеют меньшие, чем жидкие топлива, скорости сгорания, но более широкие пределы воспламеняемости. При переводе автомобильных двигателей с бензина на газовое топливо необходимо существенно увеличивать углы опережения зажигания. Это подтверждается опытами по определению мощности и расходов топлива прп работе автомобильного двигателя на бензине и газе с разными углами опережения зажигания. Напвыгоднейшпй по циклу угол опережения зажигания при работе на бензине составляет 25°, а при работе на газе 36° (рис.73).
ГЛАВА VI
ДЕТОНАЦИОННОЕ СГОРАНИЕ
§ 40. Общие положения
Работа карбюраторного двигателя на определенном сорте бензина при повышении степени сжатия до известного предела всегда сопровождается:
1) небольшим повышением температуры сгорания;
2) сокращением продолжительности процесса сгорания;
3) уменьшением тепловых потерь при сгорании;
4) увеличением степени расширения продуктов сгорания и понижением температуры выпускных газов;
5) увеличением максимальных и средних давлении цикла.
Вследствие этого при постоянных цикловых расходах бензина и при работе на более высоких степенях сжатия экономические и мощностные показатели двигателя повышаются.
В качестве примера можно указать на двигатель, устанавливаемый на автомобиле «Чайка». На Горьковском автомобильном заводе этот двигатель испытывали с разными степенями сжатия и определяли эффективную мощность и расходы бензина на 1 л. с. • ч, которые приведены ниже:
Степень сжатия
6.7
7,5
8.5
Эффективная мощность, с.
155
175
190
Расход бензина, г на I л. с.-ч
240
230
225
Для приближенного определения наибольшего значения среднего эффективного давления ре max и минимального расхода топлива gemin на 1 л. с. • ч в карбюраторных двигателях в зависимости от степени сжатия могут быть предложены следующие аналитические зависимости:
Ре шах ^2,2 кГ/CM- и
4G0 .
ge min 5 — г/Э Л. С.Ч.
7 8
11овышение степени сжатия двигателя до некоторого предела, определяемого сортом применяемого бензина, является весьма целесообразным и желательным.
Однако при превышении допустимой для данного сорта бензина степени сжатия протекание процесса сгорания изменяется, приобретая более или менее ярко выраженный взрывной характер. В этих случаях после появления искры начинается процесс сгорания, распространяющийся с обычными для нормального сгорания скоростя-* и, определяемыми переносом и распространением тепла. Повыше-
105
ипе температур сгоревшей смеси вызывает возрастание ее давления и увеличение объема. В части горючей смеси, обычно наиболее удаленной от источника воспламенения, вследствие теплопередачи и сжатия ее уже сгоревшей смесью давление и температура возрастают, и химическая подготовка этой части смеси к сгоранию оканчивается раньше, чем к ней успевает подойти фронт пламени. В итоге эта часть смеси самовоспламеняется и практически мгновенно сгорает, причем ее температуры и давления крайне резко возрастают, превышая средние температуры и давления всей массы газов, находящихся в камере сгорания.
Мгновенно возросшее давление небольшой части смеси не успевает выравниваться, и в камере сгорания образуются ударные волны, двигающиеся со сверхзвуковыми скоростями и приводящие в колебательное движение всю массу продуктов сгорания, в ней заключенных.
Такой процесс сгорания с неуправляемым мгновенным самовоспламенением, сопровождающийся резким местным возрастанием температур и давлений и образованием ударных воли, называют детонационным сгоранием, или детонацией.
Детонирует обычно очень небольшая часть горючей смеси, окисляющаяся в последнюю очередь, когда температуры и давления газов в камере сгорания близки к максимальным.
Ударные волны повышения давлений двигаются с очень большими скоростями, достигающими 1500—2000 м!сек по камере сгорания, многократно ударяются о стенки головки и поршня, которые начинают вибрировать, что при работе двигателя проявляется хорошо слышимыми металлическими стуками.
Мгновенное местное повышение температуры усиливает диссоциацию в процессе сгорания и приток тепла в процессе расширения. В некоторых случаях при этом наблюдается дымление выпускных газов.
Быстро двигающиеся ударные волны и колебательное движение^ возникшее в детонирующей части смеси, увлекают за собой ранее образовавшиеся продукты нормально протекавшего сгорания, которые также начинают перемещаться по камере сгорания с большими скоростями. Вследствие этого процесс теплопередачи от быстро двигающихся газов к деталям, с которыми они соприкасаются, резко интенсифицируется. При детонационном сгорании температура деталей быстро повышается: стенок головки и цилиндра — па 30—50° С, головки выпускного клапана при сильной детонации — даже на 80° С, днища поршня — на 30—60° С, вследствие чего твердость алюминиевого сплава понижается, днище и кромки начинают прогорать.
Повышение температур перечисленных деталей вызывает увеличение количества тепла, передаваемого в систему охлаждения, и постепенный перегрев последней, характеризуемый повышением температур охлаждающей жидкости.
105
Следствием повышения температур стенок головки цилиндра, поршня и тарелки выпускного клапана является уменьшение наполнения цилиндров двигателя и понижение мощности двигателя.
Таким образом, при детонационном сгорании экономические и мощностные показатели карбюраторного двигателя понижаются, а износ стенок цилиндров и поршневых колец увеличивается.
Длительная, сильная детонация может привести к прогоранию донышек поршней и разрушению подшипников.
Вследствие этого работа двигателя с детонационным сгоранием является вредной и недопустимой.
Появление детонационного сгорания в основном является результатом неправильно подобранного сорта бензина для карбюраторного двигателя с определенной степенью сжатия. Однако, помимо этого, на появление и интенсивность детонационного сгорания оказывает влияние и ряд других факторов.
§ 41. Влияние сорта бензина на детонацию
Ранее отмечалось, что при повышении степени сжатия двигателя его мощность повышается, а расход бензина на 1 л.с.-ч. понижа-
ется. Однако при повышении степени сжатия сгорание может стать
детонационным, во избежание чего необходимо применение улучшенных и более дорогих сортов бензина. На рис. 74 показаны зависимости между мощностью, расходами бензина, степенями сжатия и октановыми числами бензина, характеризующими его детонационную стойкость.
В настоящее время детонационную стойкость бензинов принято определять по октановому числу, при определении которого используют специально выпускаемые для этих целей
Рис. 74. Октановые числа бензт<а, допустимые степени сжатия, эффективные мощности и удельные расходы топлива
. одноцилиндровые двигатели IIT-9-2 с переменной стекленью сжатия. Метод определения октанового числа
заключается “в сЛ&ующем. Вначале этот двигатель с пере-"йениой степенью сжатия “работает на смеси, состоящей из 65% изооктапа (углеводорода, трудно детонирующего) и 35% нормального гептана (углеводорода, легко детонирующего). При этом
107
ус 1анавливают степень сжатия, при которой возникает слышимая детонация, определяемая детонометром. Далее увеличивают степень сжатия на единицу н получают более интенсивную детонацию, которую считают стандартной.
После этого двигатель должен работать на бензине, октановое число которого подлежит определению. Постепенно повышая степень сжатия, добиваются стандартной детонации. Затем, не изменяя степени сжатия, подбирают смесь из изооктана и гептана, которая давала бы стандартную детонацию, т. е. заменяют испытуемый бензин смесью дьух топлив, легко и трудно детонирующих. _П юцент нзооктана, содержащийся в с i cii, определяет.октановое число е-Ислытуздаго бензина. Так, например, если испытуемый бензин по своим детонационным качествам был равноценен смеси, состоящей из 72% изооктана и 28 о гептана, то октановое число испытуемого бензина равняется 72 единицам.
Для двигателя определенной конструкции, работающего на определенном числе оборотов, существует следующая зависимость между степенями сжатия и октановыми числами бензина:
Степень сжатия....................... 5,0 6,0 7,0 8.0
Необходимое октановое число бензина.. 60 72 80 84
Антидетонаторы. Для повышения октановых чисел бензинов к ним иногда прибавляют антидетонаторы. Антидетонаторами называют вещества, не являющиеся топливами и добавляемые к бензинам в очень малых количествах (определяемых долями процента) для повышения их антидетонационных качеств.
Наиболее сильным и распространенным антидетонатором является тетраэтиловый свинец ТЭС РЬ(С2НЬ)4, представляющий собой жидкость с удельным весом около 1,62.
Тетраэтиловый свинец распадается при повышении температуры до 220° С, причем продукты разложения препятствуют развитию цепных реакции и подавляют или уменьшают интенсивность дето- я национного горения.
Тетраэтиловый свинец вводят в состав этиловой жидкости, которую прибавляют к бензинам в определенных пропорциях.
Табл и ц а 15
Октановые числа бензинов с присадкой этилированной жидкости
Бензин Количество этилонов ж ил к ости, мл на кГ бензина
0 0.5 1.0 1.5 2.0
Грозненский прямогонный автомобильный бензин . . . 53 64 68 70 71
Грозненский автомобильный крекинг-бензин .... 61 70 73 75 76
108
Вследствие исключительной ядовитости этиловом жидкости все работы, связанные с ее применением, должны производиться с соблюдением особых мер предосторожности, о которых весь обслуживающий персонал должен быть предупрежден специальными инструкциями.
Увеличение количества этиловой жидкости в бензине постепенно становится менее эффективным (табл. 15).
В последние годы был предложен новый, почти не токсичный, антидетонатор, основой которого являются соединения марганца, называемый циклопентадиенил тракарбонил MnCsHsfCOjg, или сокращенно ЦТМ. Этот антидетонатор пока еще не получил распространения.
§ 42. Влияние конструктивных факторов двигателя на детонацию
Появление и интенсивность детонационного сгорания зависят от конструктивного оформления камеры сгорания и размеров цилиндров.
Конструкция камеры сгорания. Наивысшая полезная степень сжатия зависит от геометрического очертания камеры сгорания и места расположения свечи. Двигатели с подвесными клапанами обычно могут работать с более высокими степенями сжатия по сравнению с двигателями, имеющими боковые клапаны. Это объясняется большей компактностью камер сгорания с верхними клапанами, турбулизацией горючей смеси, а также более быстрым окончанием в них процесса сгорания.
Диаметр цилиндра двигателя. При уменьшении диаметра цилиндра двигателя увеличивается относительная поверхность охлаждения цилиндра и головки и одновременно уменьшается расстояние от электродов свечи до наиболее удаленной точки камеры сгорания. В результате этого двигатели с меньшими диаметрами при прочих равных условиях могут работать с более высокими степенями сжатия.
Материал поршня и головки цилиндра. Переход от чугунной головки к алюминиевой позволяет повысить степень сжатия примерно на пол-единицы, что объясняется большей теплопроводностью алюминия и меньшими температурами во время сжатия и начала сгорания.
Аналогичную картину можно наблюдать при замене чугунного . поршня алюминиевым.
§ 43. Влияние эксплуатационных факторов двигателя на детонацию
Состав горючей смеси. Состав горючей смеси можно легко изменить в условиях эксплуатации автомобилей. Ранее указывалось, что богатые смеси горят наиболее быстро, а давления сгорания дости-
|П9
1ают максимума по сравнению с аналогичными параметрами, наблюдаемыми при горении смесей других составов. Повышение температур и давлении способствует появлению детонационного сгорания, которое по мере обогащения или обеднения смеси ослабевает или пропадает, что характеризуется следующими данными:
а.................. 0,6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1
Октановое число . . 65 72 77 77 66 56
Число оборотов вала и нагрузка двигателя. В условиях эксплуатации автомобилю часто приходится преодолевать подъемы или большие сопротивления дорог, при этом при движении на прямой
Рис. 75. Температуры алюминиевого поршня при разных нагрузках двигателя
передаче в коробке увеличивают открытие дроссельной заслонки, но, несмотря па это, число оборотов вала понижается. На таких режимах работы двигателя часто возникает хорошо слышимая детонация, усиливающаяся по мере снижения оборотов и увеличения открытия дроссельной заслонки. Возникновение и усиление детонации объясняется тем, что при малых числах оборотов и больших открытиях дроссельной заслонки в цилиндры входит больше смеси, выделяется
много тепла, т. е. температуры и давления ci орания оказываются высокими. Одновременно повышаются температуры деталей, соприкасающихся с горячими I азами. Это подтверждается данными опытов, показанных па рис. 75. !
11а больших открытиях дроссельной заслонки и малых оборотах время соприкосновения горючей смеси с горячими деталями (особенно с выпускным клапаном) удлиняется. В итоге смесь, окисляющаяся в последнюю очередь, начинает детонировать. По муре увеличения чисел оборотов процесс сгорания протекает быстрее, детонация ослабевает и затем пропадает Поэтому бездетен анионную работу двигателя на больших числах оборотов можно получить на бензинах с меньшими октановыми числами, что подтверждается следующими данными:
Обороты вала в минуту 1000
Октановое число........95
1400 1800 2200 2600 3200
92 88 84 80 66
При работе двигателя с неполными нагрузками, характеризуемыми небольшими открытиями дроссельной заслонки, температуры
но
деталей и газов в начале процесса сгорания понижаются п детонационное сгорание может перейти в нормальное.
Нагарообразования на головке блока и поршне. При работе двигателя на стенках головки блока и поршня появляется нагар, который увеличивает фактическую степень сжатия и одновременно резко ухудшает теплопроводность стенок. По данным опытов, значительное нагарообразование, обладающее плохой теплопроводностью, повышает требования к топливу на 10—15 единиц октанового числа. В условиях эксплуатации нагар 0,5 .им осаждается и стабилизируется по толщине сравнительно быстро (через 1000— 1500 км пробста). Из-за невозможности частой очистки его для прек-
Рнс. 76. Итоговые детонационные характеристики дви-е гателя ГАЗ-53 при е — 7,5
ращения детонационного горения обычно уменьшают углы опережения зажигания. В результате этого двигатель начинает работать менее экономично, но детонация не появляется.
Опережение зажигания. Опережение зажигания резко влияет на интенсивность или даже на появление детонационного сгорания. С увеличением угла опережения возрастают давления и температуры газов в процессе сгорания, вследствие чего интенсивность или • возможность появления детонационного сгорания возрастает.
В некоторых случаях, когда необходимо работать на бензинах с пониженными октановыми числами, уменьшают углы опережения зажигания во избежание детонации.
Для получения наибольшей мощности двигателя ГАЗ-53, работающего со степенью сжатия е = 7,5, следует использовать бензины с наиболее высокими октановыми числами, определяемыми верхней кривой (рис. 76), причем по мере возрастания чисел оборотов можно
III
использовать бензин с мсиынимп октановыми числами. Например,-при увеличении оборотов с 1000 до 3800 в мин, необходимых для без-детонационнои работы, октановые числа бензина могут быть понижены с 87 (точка а) до 73 (точка Ь).
Однако если эксплуатировать двигатель на бензинах с пониженными октановыми числами, то для бездетен анионной работы придется устанавливать более поздние углы опережения зажигания и мощность двигателя понизится. При снижении мощности на 1, 2, 4 иЬ%, необходимые для бездетонационной работы, октановые числа определятся при 1000 об/лшн и полном открытии дросселя соответственно следующими величинами: 83 (точка с), 80 (точка d), 75 (точка е) и 71 (точка /).
Температура охлаждающей воды и горючей смеси. Повышение температур охлаждающей воды вследствие сокращения продолжительности сгорания, возрастания давлении и температур газов в процессе сгорания увеличивает вероятность появления детонационного сгорания.
Такие же последствия дает повышение подогрева горючей смеси во впускных трубах.
В заключение настоящей главы нужно указать, что появление и интенсивность детонации не является специфической особенностью данного двигателя. Детонационное горение может появляться вследствие понижения октанового числа используемого топлива и часто только на режимах работы, благоприятствующих этому нежелательному явлению.
ГЛАВА VII
СГОРАНИЕ ТОПЛИВА В ДИЗЕЛЯХ
§ 44. Общие положения
Тракторные и автомобильные дизели должны работать в широком интервале чисел оборотов, обеспечивая на всех режимах более полное сгорание дизельного топлива с минимальными избытками воздуха, во избежание увеличения веса дизеля. Поэтом}' процессы впрыска дизельного топлива, его распиливания, испарения, перемешивания с воздухом и сгорания должны осуществляться в очень короткое время, определяемое тысячными долями секунды. Несмотря па все меры, принимаемые конструкторами дизелей, в частности камер сгорания и топливной аппаратуры, добиться перед сгоранием равномерного распределения топлива в объеме сжатого в камере сгорания воздуха не удается, вследствие чего*
1) в одних частях камеры сгорания топлива оказывается слишком много и оно полностью ие сгорает, ухудшая топливную экономичность дизеля;
2) в других частях камеры сгорания топлива оказывается слишком мало и оно сгорает полностью, но часть воздуха в сгорании не участвует и среднее давление газов в цилиндре не достигает той величины, которую оно имело бы при полном использовании воздуха. Следовательно, в дизелях перед сгоранием соотношение между топливом и воздухом в разных частях камеры сгорания неодинаково, что накладывает определенный отпечаток на последующий процесс сгорания. Это существенно отличает процессы сгорания в дизелях от аналогичных процессов в карбюраторных двигателях, в которых смесеобразование начинается в карбюраторе, продолжается во впускных трубах и в цилиндре во время процессов впуска и сжатия. Приближенно можно считать, что время на смесеобразование в дизелях в 10 раз меньше, чем в карбюраторных двигателях.
Для равномерного распределения дизельного топлива по всему объему камеры сгорания необходимо совершенствовать процессы смесеобразования. Однако это трудная задача и для более полного сгорания обычно приходится уменьшать количество топлива, впрыскиваемого в данный объем камеры сгорания, т. е. заставляют дизели работать с избытками воздуха 20—40%.
Эгн положения оказывают существенное влияние на протекание процесса сгорания в дизелях, который может быть разделен на три периода или на три фазы.
Первый период сгорания характеризуется задержкой воспламенения впрыснутого топлива. Дизельное топливо начинают подавать в камеру сгорания в конце сжатия за 10—20° до прихода поршня в в. м. т., а заканчивают подачу после нее спустя 10—20°. При этом давление и температура сжатых в камере сгорания газов
ИЗ
Рис. 77. Индикаторная диаграмма процесса сгорания в дизеле
примерно равны 35—45 атм и 600—700 С. Эга температура значительно превышает температуру самовоспламенения дизельного топлива, которая при высоких давлениях близка к 200° С. Несмотря на это превышение температуры, впрыскиваемое топливо самовоспламеняется не мгновенно, а с небольшой задержкой, обычно называемой периодом задержки воспламенения.
В течение периода задержки самовоспламенения впрыскиваемое дизельное топливо распределяется по камере сгорания, однако недостаточно равномерно, перемешивается с воздухом, прогревается и испаряется. По мере прогрева и испарения между топливом и кислородом воздуха начинаются химические реакции, предшествующие видимому сгоранию, по вследствие малого тепловыделения температура и давление в камере сгорания не повышаются. Поэтому задержку воспламенения можно определить по двум развернутым индикаторным диаграммам (рис. 77). Первую диаграмму, дающую линию kabm, снимают без иодачи топлива, и она изображает графически процессы сжатия и расширения, без сгорания.
Вторую диаграмму снимают с впрыском топлива и, следовательно, его сгоранием — линия kabedn, причем начало подачи определяют точкой а, а предварение подачи — углом ср поворота коленчатого вала.
Совпадение двух кривых на участке ab — следствие равенства давлений и, следовательно, температур газов в камере сгорания с впрыском топлива и без него, что свидетельствует о крайне малой интенсивности выделения тепла в течение периода задержки воспламенения.
Продолжительность периода задержки воспламенения составляет от 0,002 до 0,006 сек, или от 10 до 30° поворота коленчатого вала, п зависит от: 1) физико-химических свойств дизельного топлива; 2) интенсивности теплопередачи к нему в камере сгорания; 3) соотношения топлива, кислорода и инертных газов в рабочей смеси.
Второй период сгорания характеризуется быстрым нарастанием давления. Подготовительные химические реакции, начавшиеся во время задержки воспламенения, постепенно развиваются, выделение тепла становится более интенсивным, температура и, следовательно, давление газов в камере сгорания (определяемое по индикаторной диаграмме) возрастают. С появлением первых очагов пламени оканчивается первый период сгорания и начинается второй; графически это определяется точкой b индикаторных дна-
114
грамм, на которых в результате возрастающего давления газов линия bed начинает отходить от линии Ьгп.
Во время второго периода сгорания быстро протекающие химические реакции распространяются по всей массе топлива, ранее поступившего и поступающего в камеру сгорания. Тепловыделение становится весьма интенсивным, вследствие чего быстро возрастают
температуры и давления газов, заключенных в камере сгорания, — линия Ьс (см. рис. 77). При быстром нарастании давления двигатель начинает работать со стуками, т. е. жестко. При более медленном нарастании давлении стуки отсутствуют, и двигатель работает мягко. Для достаточно мягкой работы дизеля скорость нарастания давлений во время второго периода сгорания не должна превышать 4—6 кПслг па 1 поворота коленчатого вала. Характер протекания второй фазы сгорания зависит от ряда факторов и, в частности, от: ) продолжительности периода
задержки воспламенения; 2) интенсивное ги подачи и распиливания топлива в первый и второй периоды ci орания.
Третий период сгорания протекает при почти постоянном давлении. Он начинается при положении поршня, близком к
Рис. 78. Действительная индикаторная диаграмма процесса сгорания в дизеле
в. м. т., когда пламя охватывает всю камеру сгорания и все ранее впрыснутое топливо сгорело. После этого будет гореть только
топливо, еще подаваемое через форсунку в камеру сгорания, но в
конце подачи интенсивность горения сокращается, так как скорость химических реакций из-за возрастающего количества инертных I азов понижается. Вследствие этого интенсивность тепловыделения
падает и возрастание температуры газов, заключенных в камере сгорания, замедляется. После прохода поршнем в. м. т. объем горящих газов начинает увеличиваться, что препятствует возрастанию их давления, которое остается примерно постоянным, — линия cd (см. рис. 77). Продолжительность и характер изменения давлений во время третьего периода зависят от: 1) характеристики подачи топлива; 2) скорости движения опускающегося поршня; 3) нагрузки дизеля.
Таким образом, процесс сгорания в дизелях, в отличие от карбюраторных двигателей, разделяют не на два, а на три периода или фазы (рис. 78): I) задержка воспламенения— участок air, II) ci орание с быстрым повышением давле
115
ния участок bc\ III) сгорание при почти постоянном давлении — участок cd.
Для быстрого и возможно более полного сгорания дизельного топлива необходимы тонкое распиливание топлива и хорошее перемешивание его с воздухом, что достигается двумя путями.
1. При незначительном вихревом движении воздуха в камере сгорания увеличивают давление распиливаемого топлива до 500— 1000 кГ/см2, а иногда и выше, и впрыскивают его через форсунку с большим числом (4—6) отверстий малого диаметра (0,10—0,25 мм). Этот способ смесеобразования обычно используют в дизелях с неразделенными или однополостными камерами сгорания.
2. Искусственно создают интенсивное завихрпвание воздуха: а) при впуске за счет особой конструкции впускных органов; б) при сжатии и сгорании путем разделения камер сгорания на два объема. В одном из них начинается процесс сгорания, а в другом он оканчивается. При этом искусственно создается разность давлений, улучшающая процесс перемешивания топлива и воздуха.
В этих случаях можно получить хорошее смесеобразование и при пониженном давлении распиливания 120—200 кПсм\ подавая топливо через форсунку с небольшим числом отверстий большего диаметра.
Следует отметить, что, несмотря на все принимаемые меры, топливо, впрыскиваемое в камеру сгорания, полностью не сгорает. Поэтому в процессе расширения всегда наблюдается догорание топлива, которое иногда считают четвертой фазой сгорания.
§ 45. Цетановые числа дизельных топлив
К моменту самовоспламенения в камере сгорания дизеля находится дизельное топливо, количество которого зависит от продолжительности периода задержки самовоспламенения и интенсивности подачи топлива насосом. В свою очередь продолжительность задержки самовоспламенения определяется сортом дизельного топлива и температурой газов, сжатых в камере сгорания.
Удлинение периода задержки самовоспламенения нежелательно, так как оно связано с большими количествами топлива, которые успевают попасть в камеру сгорания до начала самовоспламенения. В результате этого во время второго периода сгорания выделяется много тепла, температура и давление быстро возрастают и работа дизеля становится жесткой, что является весьма нежелательным. Однако сокращать продолжительность периода задержки самовоспламенения конструктивными мероприятиями трудно, поэтому лучше применять в дизелях топлива с малым периодом задержки самовоспламенения, которые при прочих равных условиях обеспечат плавное нарастание давлений и небольшие максимальные давления никла. В соответствии с этим топлива с низкими тем-
116
перат\рами самовоспламенения более пригодны для дизелей, чем топлива, в которых эта величина больше
В состав таких топлив обычно входят углеводороды алканового (парафинового) ряда с цепным строением молекул. Топлива с кольцевым строением молекул очень пенны для карбюраторных двигателей, для дизелей малопригодны.
Степень пригодности топлива для дизелей оценивают по цетановому числу.
Цетановое число испытуемого дизельного топлива определяют на специальном двигателе ИТ9-3 с переменной степенью сжатия.
При проведении испытаний и работе двигателя на испытуемом сорте дизельного топлива и заданном режиме работы подбирают степень сжатия, дающую определенную техническими условиями задержку самовоспламенения, затем заменяют дизельное топливо равноценной по задержке самовоспламенения смесью, состоящей из цетана С10Н3| и а-мстилнафталина, причем цетан является углеводородом алканового ряда с цепным строением молекул, который быстро окисляется при малом периоде задержки самовоспламенения. а-метил нафталин—углеводород ароматического ряда с большой задержкой самовоспламенения, трудно воспламеняемый.
Цетановое число представляет собой процентное содержание (по объему) цетана в его смеси с а-метилнафталином, причем эта смесь должна быть равноценна испытуемому топливу по задержке самовоспламенения, определенной на специальном стандартном двигателе IIT9-3.
Зависимость между октановым числом и цетановым приближенно можно определять зависимостью
0.4= 120 —2Ц.Ч.
Цетановые числа автомобильных и тракторных дизельных топлив должны быть не ниже 45—50.
Таблица 16
Температурь! самовоспламенения различных топлив,’С
Давление среди. кГ/см* Вид топлива
бензол бензин керосин дизельное топливо
3,0 425 420 400
9.0 620 315 275 262
15,0 525 283 220 210
30,0 468 260 206 200
В заключение следует указать, что в известной степени пригодность топлива для днзэлей зависит от температуры самовоспла-
117
менсния: чем ниже температура самовоспламенения, тем при прочих равных условиях топливо более пригодно для дизелей.
В табл. 16 указаны температуры самовоспламенения некоторых моторных топлив Эти данные позволяют заключить, что дизельное топливо имеет более низкую температуру самовоспламенения по сравнению с бензином и что при повышении давления эта температура заметно понижается.
§ 46. Процесс сгорания в неразделенных камерах сгорания
Сгорание в неразделенных камерах сгорания с объемным смесеобразованием. В неразделенных камерах сгорания улучшение процессов распиливания топлива и перемешивания его с воздухом достигают за счет впрыскивания дизельного топлива под большим
Рис. 79. Неразделенные камеры сгорании
давлением, достигающим иногда 1 000 кПсм\ через несколько отверстий небольшого диаметра в форсунке. Большое давление в сочетании с малыми распиливающими отверстиями обеспечивает достаточно мелкое распиливание топлива и более полное его сгорание.
Дизели с неразделенными камерами сгорания, схемы которых приведены на рис. 79, обладают хорошими пусковыми качествами и экономичностью. Эти достоинства в основном следует объяснить меньшими, чем в других дизелях, поверхностями охлаждения камер сгорания, а также отсутствием дросселирования газов (и, следо
118
вательно, снижения давлений и температур) при перетекании их из основной камеры сгорания в дополнительную и обратно, как это происходит в дизелях с разделенными камерами сгорания.
Однако эти дизели не лишены и некоторых хаоактерных недостатков: в их камерах сгорания турбулентность воздуха меньше, чем в других камерах сгорания, вследствие чего теплопередача от сжатого горячего воздуха к впрыскиваемому холодному топливу невелика и период задержки воспламенения удлиняется. В итоге во время второго периода сгорания давление горящих газов быстро нарастает и максимальное давление цикла увеличивается, достигая 80 и даже 100 кПслг, а работа дизеля становится жесткой. Это увеличивает взносы деталей кривошипного механизма и потому я вл яется нежел ател ьным.
Рис. ёО. Неразделенные камеры сгорания для пленочного смесеобразования
Сгорание в неразделенных камерах сгорания с пленочным смесеобразованием. В дизелях с неразделенными камерами сгорания высокую топливную экономичность можно сочетать с мягкой работой и небольшими максимальными давлениями цикла при использовании недавно предложенного пленочного смесеобразования, для осуществления которого сочетают формы камеры сгорания, представленные на рис. 80, со своеобразной подачей топлива.
При этом смесеобразовании основная масса топлива (около 95%), поданного форсункой, направляется на стейку камеры сгорания, обычно располагаемую в поршне и имеющую температуру, более высокую, чем температура стенки цилиндра и верхней части камеры сгорания.
Значительно меньшая часть впрыснутого топлива (около 5?6), образовавшаяся за счет отрыва наиболее мелких капель от струи впрыснутого топлива, остается в объеме камеры сгорания. Это топливо, которое иногда называют запальным, последовательно проходит все стадии химической и физической подготовки к самовоспламенению, характерные для объемного смесеобразования. Однако ввиду незначительного количества этого топлива работа дизеля жесткой быть не может.
119
Основная масса топлива, поданного форсункой на горячую ' стенку поршня, растекается по ней и с помощью интенсивно завихренного (при впуске) воздуха превращается в очень тонкую пленку с толщиной, не превышающей 0,2 мм. Тонкая пленка, попавшая на стейку, под воздействием горячих потоков воздуха испаряется, перемешивается с воздухом и, попадая в зону горения меньшей части впрыснутого (запального) топлива, воспламеняется и сгорает. Однако быстрого повышения давления быть не может, так как сравнительно медленно протекающий процесс испарения лимитирует скорость химических реакции сгорания.
Экономические показатели дизелей с пленочным смесеобразованием можно характеризовать расходами дизельного топлива на 1 л. с. -ч, обычно близкими у хорошо выполненных моделей к 160— 180 а, т. е. такими же, как у дизелей с объемным смесеобразованием.
При пленочном смесеобразовании фактически имеют место два смесеобразования: объемное для незначительной (5%) доли топлива и чисто пленочное для основной (95 о) его массы. Разумное сочетание этих двух смесеобразовании, иногда называемое объемно-пленочным, обеспечивает сравнительно невысокое максимальное давление цикла, нс превышающее 60—70 кПсм2, невысокую интенсивность нарастания давлений (3—4 кПсмг на 1° поворота коленчатого вала) и нежесткую работу дизеля.
Пленочное смесеобразование облегчает условия работы топливной аппаратуры, устанавливаемой на дизелях с неразделенными камерами сгорания, позволяя использовагь меньшие давления распыл ивания, не превышающие 200 кПсм2.
Использование пленочного смесеобразования в известной мере разрешило проблему многотоплявности дизеля. Последнее объясняется тем, что при разных сортах топлива, характеризуемых разными цетановыми числами, продолжительность периода задержки воспламенения изменяется, но это незначительно отражается па процессе сгорания небольшого количества топлива, проходящего объемное смесеобразование, и мало влияет на скорость нарастания давления вовремя периода сгорания остального топлива.
§ 47. Процесс сгорания в разделенных камерах сгорания
В практике автомобильного и тракторного дизелестроен ня также находят широкое применение камеры разделенного типа или двухполостные.
Конструкции и принципы рабочих процессов в разделенных камерах различаются, но общим для них является разделение камеры сгорания на два неравных объема, соединяемых между собой одним или несколькими каналами.
В процессе сжатия давление сжимаемых газов возрастает в надпоршневом объеме несколько быстрее, чем в дополнительной камере. поэтому воздух и остаточные газы через один капал большего
120
Рис. S1. Вихревые камеры сгорания
диаметра или несколько каналов меньшего диаметра с большой скоростью перетекают из надпоршневого объема в дополнительную камеру, куда впрыскивают топливо. Последнее, пройдя физикохимическую подготовку, самовоспламеняется н горит, при этом повышаются температуры и давления газов, находящихся в дополнительной камере, и они начинают перетекать в обратном направлении в надпоршневоп объем, причем несгоревшее топливо до-полннтельно перемешивается с горячим воздухом и продуктами сгорания.
В дизелях с разделенными камерами сгорания давление в надпоршневом объеме в процессе сгорания нарастает более плавно, максимал ы 1ы е давления
цикла понижаются, и дизель работает мягче. Однако при разделении камеры сгорания на две части ее поверхность охлаждения увеличивается, что неблагоприятно отражается па экономичности этих дизелей и их пуске при низких температурах.
Дополнительное перемешивание топлива с воздухом при перетекании из дополнительной камеры в надпоршневоп объем улучшает процесс смесеобразования и позволяет предъявлять менее жесткие требования к топлнвоподаю-щей аппаратуре.
Сгорание в вихревых камерах. В вихрекамерных дизелях камера сгорания состоит из двух неравных по объему частей (рис. 81).
Часть камеры сгорания, находящаяся над поршнем, имеет небольшой объем, примерно равный ЗО°о, а вихревая камера, часто представляющая собой шаровую полость, занимает остальною часть объема от всего объема камеры сгорания, т. е. около <0%. Эти два объема соединяют каналом диаметром в несколько миллиметров, располагаемым тангенциально к вихревой камере.
В процессе сжатия при перетекании воздуха из надпоршневого объема в вихревую камеру создается Интенсивное вихревое движение воздуха, которое возрастает с увеличением скорости поршня и уменьшением размеров тангенциального канала.
Топливо через форсунку, размещаемую в вихревой камере, подают так, чтобы интенсивно завихренный в ней воздух равномерно насыщался топливом. Пройдя физико-химическую подготовку, топ-
121
ливо самовоспламеняется, вследствие чего температура и давление газов в вихревой камере повышаются и начинается обратное перетекание их из вихревой камеры в надпоршневой объем, в котором также возникает интенсивное вихревое движение.
Соединительный капал оказывает несильное дросселирующее действие и несколько понижает давление в надпоршневом пространстве, причем нарастание давлений получается плавным и дизель работает мягко.
Вследствие хорошего перемешивания топлива с воздухом процесс смесеобразования протекает вполне удовлетворительно при небольших давлениях рас-пыливаиия, не превышающих 100—150 кПслг,
Экономичность вн.\ ре-камерных дизелей из-за увеличенных тепловых потерь несколько (на 5—10%) хуже, чем у дизелей с неразделенными камерами сгорания.
Сгорание в предкамерах.
В дизелях с предкамерным смесеобразованием камеру сгорания также разделяют на две неравные по объему части (рис. 82).
Часть камеры сгорания, находящаяся над поршнем,
занимает примерно 70% объема, а предкамера, имеющая различные формы, имеет объем около 30%.
В процессе сжатия воздух перетекает из надпоршневого объема в предкамеру, в которой вследствие дросселирования давление несколько меньше (на 3—5%). В конце сжатия через форсунку в предкамеру впрыскивают топливо, которое проходит физикохимическую подготовку, самовоспламеняется и начинает гореть. Однако в предкамере топливо полностью окислиться не может из-за недостатка в ней воздуха, связанного с малым ее объемом. При сгорании части топлива в предкамере выделяется тепло, повышаются температуры и давления, и смесь, состоящая из продуктов сгорания, несгоревшего топлива, кислорода и азота, с большой скоростью начинает перетекать из предкамеры в надпоршневой объем. При этом происходит энергичное перемешивание газов и сгорание переходит в объем, расположенный над поршнем.
Одни пли несколько (3—5) соединительных каналов небольшого диаметра понижают давление перетекающих газов на 10—15 кПслг, причем нарастание давлении получается более плавным и макси- • мальное давление цикла не превышает 60—70 кГ/см2. Экономичность
122
предкамерных дизелей немного хуже, чем дизелей с неразделен’ нымн камерами сгорания, вследствие больших поверхностей охлаждения и дросселирования и может характеризоваться повышением расходов топлива на 1 л. с.-ч на 10—15%.
Хорошее перемешивание топлива с воздухом при предкамерном смесеобразовании позволяет понизить давление распиливания до 80—100 к Г см2.
§ 48. Влияние отдельных факторов на процесс сгорания в дизелях
Число оборотов. В дизелях по мере увеличения чисел оборотов в их камерах сгорания в единицу времени сжигают большие количества топлива. При этом температуры стенок камеры сгорания, поршня и клапанов повышаются; одновременно тепловые потери от газов в стенки от каждого цикла на больших оборотах сокращаются. Вследствие этого температура газов в конце сжатия повышается и теплопередача от них к более холодному, впрыскиваемому топливу становится более интенсивной. В условиях более высоких температур физико-химическая подготовка топлива к сгоранию сокращается, что характеризуется более коротким по времени периодом задержки самовоспламенения. По углу поворота кривошипа этот период удлиняется, но весьма незначительно, и работа дизеля становится более жесткой. На повышенных числах оборотов период сгорания удлиняется и частично переходит на расширение, вследствие чего целесообразно по мере роста оборотов увеличивать угол предварения впрыска топлива.
Нагрузка. По мере увеличения внешней нагрузки на неизменяемом числе оборотов вала в камерах сгорания сжигают большие количества топлива при незначительно уменьшающихся количествах засасываемого воздуха. В результате этого температуры поршней, клапанов и стенок камеры сгорания увеличиваются и физико-химическая подготовка топлива к самовоспламенению протекает более интенсивно, а потому период задержки сокращается. Однако при этом общая продолжительность сгорания несколько удлиняется, так как увеличивается количество топлива, подаваемого в цилиндры дизеля.
Степень сжатия. Дизели с более высокими степенями сжатия г>ри прочих равных условиях имеют повышенные температуры газов в конце сжатия и начале сгорания. Вследствие этого теплопередача от более горячего воздуха к впрыскиваемому топливу интенсифицируется и период задержки самовоспламенения сокращается, а период сгорания с быстрым повышением давления несколько удлиняется, и работа дизеля становится мягче. Дизели с повышенными степенями сжатия легче пускаются при низких температурах окружающей среды.
123
Опережение впрыска топливо В процессе сжатия температура и давление сжимаемых воздуха и небольшой примеси остаточных газов постепенно повышаются, достигая максимума в в. м. т. При увеличении угла предварения впрыска дизельного топлива последнее попадает в среду менее сжатых газов, обладающих меньшими температурами и давлениями, в результате чего период задержки самовоспламенения удлиняется. При больших опережениях впрыска топлива часто все топливо подают в камеру сгорания до прихода поршня в в. м. т., вследствие чего работа дизеля становится жесткой, а максимальные давления сильно возрастают.
Состав смеси. В дизелях топливо впрыскивают в камеры сгорания в конце сжатия, и обычно процесс сгорания начинается задолго .до окончания впрыска. Вследствие этого состав смеси по мере введения дизельного топлива в камеру сгорания меняется и понятие о пределах горючести для дизелей неприменимо, тем более что истинный состав смеси в разных частях камеры сгорания неодинаков.
Поэтому в дизелях по сравнению с карбюраторными двигателями состав смеси оказывает значительно меньшее влияние на процесс сгорания. Однако все же можно констатировать, что по мере обеднения смеси, достигаемого уменьшением количеств впрыскиваемого дизельного топлива при почти неизменном количестве воздуха, общая продолжительность процесса сгорания сокращается, последнее объясняется улучшением качества смесеобразования при избыточных количествах воздуха.
Сжигание в дизелях горючих смесей с количествами воздуха, близкими к теоретическим, желательно, так как это позволит уменьшить рабочие объемы дизеля при заданной мощности и, следовательно, сократить их вес.
Минимальные значения коэффициентов избытка воздуха, при которых сгорание еще достаточно полное, обычно определяются появляющимся дымлением выпускных газов, свидетельствующим о начавшейся неполноте сгорания. Минимальные коэффициенты избытка воздуха, при которых наблюдается начало дымления, несколько различаются. У дизелей с неразделенными камерами сгорания начало дымления появляется при а = 1,3—1,4, а у дизелей с вихрекамерным или предкамерным смесеобразованием вследствие лучшего перемешивания топлива с воздухом — при а = 1.2— 1,3.
ГЛАВА VIII
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МАКСИМАЛЬНЫХ ТЕМПЕРАТУР И ДАВЛЕНИИ ЦИКЛА
§ 49. Аналитическое определение температур в конце процесса сгорания
Уравнение сгорания тля смешанного цикла. Температуру газов в конце сгорания топлива в дизеле, работающем по смешанному циклу, можно определить на основании первого закона термодинамики, согласно которому
dQ=dU + AdL.
В рассматриваемом случае подводимое тепло пойдет на увеличение внутренней энергии газа и частично на совершение внешней механической работы (рис. 83). Производя интегрирование в пре
делах начала и конца процесса сгорания, получаем
Qr = Ur- Uc + A
где Uc — внутренняя энергия газов (т. е. горючей смеси и остаточных газов) в момент начала процесса сгорания;
U,—внутренняя энергия продуктов сгорания и остаточных газов в конце процесса сгорания; L2’z — внешняя механическая работа газов, расширяющихся по изобаре;
QT — тепло, выделившееся при i оре-
Рис. 83. Индикаторная диаграмма процесса сгорания смешанного цикла
нии топлива и затраченное па повышение внутренней энергии и на совершение внешней
механической работы;
Л — термический эквивалент.
Так как внутренняя энергия газов в начале процесса сгорания Uс представляет собой сумму внутренних энергии юрючем смеси ^г.с 11 остаточных газов UC(i . то
Uc = UCrc + UCot.
Внутренняя энергия газов в конце процесса сгорания также равна сумме внутренних энергий газов, продуктов сгорания ,г и остаточных U2 .
Таким образом,
и~-=иг + U. . - ^п.сг ’ -о. г
125
Подставляя найденные значения в уравнение теплового баланса, получаем
QT + иСг с + UCo r = и£п СГ + U,o Г + A
Тепло QT, затраченное на увеличение внутренней энергии газов и совершение внешней работы, очевидно, равно теплотворной способности введенного в цилиндр топлива, уменьшенной вследствие тепловых потерь: из-за химической неполноты сгорания, диссоциации и догорания топлива, а также теплоотдачи в стенки только за время сгорания:
Qt = ъ {hu — Д/г„) GT.цикл, ккал/цикл,
где СГ.Ц|1КЛ—количество топлива в кГ, введенного в цилиндр двигателя за цикл при Ул = 1 л;
hu — низшая теплотворная способность I кГ топлива;
ДЛЯ — потери тепла вследствие химической неполноты сгорания, т. е. из-за недостатка воздуха при а 1;
Е — коэффициент использования тепла, учитывающий потери при горении топлива из-за догорания, теплоотдачи в стенки и диссоциации.
Внутренняя энергия горючей смеси или воздуха (без остаточных газов)
^г. с= G^CvTc ккал/цикл,
где 0ц|1ка — количество горючей смеси или воздуха в кГ, поступивших в цилиндр двигателя с рабочим объемом 1 л за I цикл;
с1>(, — средняя весовая теплоемкость горючей смеси или воздуха за интервал температуры от нуля до Тс.
Внутренняя энергия остаточных газов
UCq г = Go. {cvTr = yGllltK3cvTc ккал/цикл,
где cVr — средняя теплоемкость продуктов сгорания за интервал температур от нуля до температуры Тс в начале процесса сгорания;
Go.г—количество остаточных газов в кГ, обычно определяемое с помощью коэффициента остаточных газов у и количества свсжепостулающих горючей смеси или воздуха G,ulh1:
Go. г — yGmuf.,.
Внутренняя энергия продуктов сгорания
= G.u.kjC^T'j ккал/цикл,
где —средняя весовая теплоемкость продуктов ci орания за интервал температур от нуля до температуры в конце процесса сгорания Т,.
126
Внутренняя энергия нагревшихся остаточных газов er &Тг ккал цикл, где у<7цикд—количество остаточных газов, кГ\
Cvr — средняя весовая теплоемкость продуктов сгорания в интервале температур от нуля до Т .
Тепло, эквивалентное работе расширения, по изобаре z’z определяем на основании уравнения
A L^z — А (р. V. — р.-’V--) ккал/цик i.
После замены давлении и объемов получаем
ALs: = A G (/</Л — R?TZ-).
Принимая
G ^ЦИКЛ 4~ ^О, Г (1 т) ^ЦНКЛ» Тг>^КТс при Rz>^Rt,
получаем
AL.>Z = А (1 + у) 6Ц1!КЛ(07\-Х7\.)Rc.
Так как для дизелей /?г^30, то
ALZ.C = 0,07б?ц, кл (1 + у) (р7\ — ).
В полученном уравнении тепло, эквивалентное работе изобарического расширения, выражено через степень повышения давления, которой необходимо задаваться, так как она зависит в значительной мере от момента впрыска топлива.
После подстановки всех найденных значений получаем уравнение сгорания для смешанного цикла
Gf. ццКЛ -J- ^цикл^г’оТ',с 4“ Y^unKJpi'r^'с ~
~ + Т^цикл£»г^г *Ь0,07(/ц„ка(1 -Ту) (Р7\ —
После преобразовании это уравнение приобретает следующий вид:
I (Л„ - ДЛ„)От.-ицкл. + (Соа + ус- ) тс + о,07 (1 + у)W, = иЦ11КЛ
= Ctr (1 + Y) Тг 4- 0,07 (1 4- у) РЛ-.
Полагая, что ceii^cVr (в левой части уравнения), так как это допущение почти не отразится на максимальной температуре цикла, получаем в окончательном виде
5~б^А4“+г11"кд + (С!’« + °'07Х) г‘ = Ь°-07Р) Т- (16)
127
Для решения этого уравнения необходимо задаться степенью повышения давления ?., зависящей от количества топлива, сгорающего при изохорическом и изобарическом процессах.
Максимальная температура сгорания в дизелях несколько ниже, чем в карбюраторных двигателях, и колеблется в интервале от 1800 до 2100° К.
Уравнение сгорания цикла с сгоранием при V = const. В частном случае при сгорании всего топлива при И = const
ГД. = р7\
и, следовательно,
£ Ahfl) Ст. цикл
бцнкд (1 4" Y)
“F CvJTс — Ct,Tг .
(17)
Для определения температуры, достигающей 2500° К в конце процесса сгорания, приходится решать квадратное уравнение, так как теплоемкость горючей смеси и продуктов сгорания увеличивается линейно с возрастанием температуры.
Величины теплоемкостей приведены в табл. 17 по данным проф. Вукаловича.
Таблица 17
Величины теплоемкостей
Наименование таял
Теплоемкость. кка.1[кГ • град
Углекислый газ.................
Водяной пар ...................
Воздух ........................
Азот...........................
Окись углерода.................
Кислород ......................
0,185-р 0,000028 (Л Ч |-Г2)
0,317 -J- 0,000067 (Г, 4 И 7:0
0,165 4-0,000017 (7\ Л)
0,171 4- 0,000018 (Г, 4 h Л)
0,171 4- 0.000018 (Л 4
0,150 4- 0,000016 (Г, 4 - Л)
§ 50. Определение давлений в конце процесса сгорания
Для определения давления в конце процесса сгорания можно вое пол ьзоватьс я соотн ошен нем
ргУ'_ЬгТх PcVc"RcTc'
и д
На основании предыдущего, подставляя значения и р- = Р»
*М? ’С
полу чаем
Р.-рЛ р. (18)
!’ 1 с
128
По мере приближения смешанного цикла к циклу со сгоранием при V = const степень предварительного расширения уменьшается и максимальное давление цикла возрастает, достигая в некоторых двигателях 90—100 атм.
Давление сгорания в карбюраторных двигателях (с сообщением тепла только при V = const)
Л- = Р/>г £ ,
так как V..— Vc и р=1.
Величина максимального давления р, в карбюраторном двигателе, работающем с полной нагрузкой на разных числах оборотов, не остается постоянным, что подтверждается результатами испытании в МАМИ двигателя «Москвич-407»:
п, об!мин..................1000 2000 3000 4000
рг, кГ/см*................. 30 36 40 38
На малых оборотах из-за недостаточного наполнения и большой потери тепла в стенки р, не достигает наибольших величин.
На средних оборотах наполнение делается больше, а тепло-
вых потерь меньше, и р~ становится наибольшим.
На больших оборотах наполнение заметно ухудшается, а процесс сгорания из-за увеличения относительного количества остаточных газов затягивается, и р, падает.
Степень сжатия двигателя также влияет на максимальное давление цикла, при ее повышении максимальное дав
Рнс. 84. Давления сгорания при разных степенях сжатия н разных числах оборотов
лен не цикла повышает-
ся (рис. 84), так как топливо горит в меньшем объеме при большем начальном давлении сгорания:
в............ 5,8 7,0 8,0
рг, кГ/см3 . . 30 40 47
Наибольшее давление сгорания в карбюраторных двигателях, при прочих равных условиях, обычно наблюдается при его работе па богатой смеси, характеризуемой а = 0,85. В этом случае наполнение двигателя достигает максимума (вследствие понижения температуры смеси во впускном трубопроводе), процесс сгорания
ь Зле. 287
129
протекает наиболее быстро и прирост молекул, характеризуемый коэффициентом молекулярного изменения, больше, чем при работе на бедной смеси.
Наибольшее давление сгорания в дизелях выше, чем в карбюраторных двигателях, и в значительной мере оно определяется задержкой воспламенения и принятым в данном двигателе способом смесеобразования. В подавляющем большинстве случаев наибольшие давления сгорания наблюдаются в дизелях с неразделенными камерами сгорания, в которых жесткость выше, чем в других типах дизелей.
Помимо способа смесеобразования, наибольшее давление сгорания зависит от угла предварения впрыска, т. е. от выделения тепла при постоянных объеме и давлении. При больших предварениях впрыска, когда смешанный цикл приближается к циклу с сообщением тепла при постоянном объеме, давление в конце сгорания достигает 100—ПО кПсм2.
При разделенных камерах сгорания и меньших углах предварения впрыска, часто используемых в тракторных дизелях во избежание больших максимальных давлений цикла, это давление не превышает 60—70 кГ/см*.
ГЛАВА IX
ПРОЦЕССЫ РАСШИРЕНИЯ И ВЫПУСКА ПРОДУКТОВ СГОРАНИЯ
§51. Процесс расширения
В процессе расширения внутренняя энергия продуктов сгорания, обладающих высокой температурой, трансформируется в механическую работу. Одновременно с этим реакции окисления, не успевшие окончиться в течение процесса сгорания, продолжаются и в начале процесса расширения. Дополнительное выделение тепла в процессе расширения называют догоранием, которое происходит одновременно с теплоотдачей в стенки.
Теоретически наиболее близкими к процессу расширения в двигателях являются два термодинамических процесса расширения,
связанных с понижением давления: изотермический — zbt и адиабатический— zb2 (рис. 85). Изотермическое расширение возможно только при интенсивном подводе тепла к медленно расширяющемуся газу, адиабатическое — только при пол; пом отсутствии теплообмена с внешней средой, причем показатель адиабаты расширения /?2 продуктов сгорания в интервале температур процесса расширения близок к 1.25.
Процесс расширения продуктов сгорания в цилиндре двигателя
Рис. 85. Адиабатический и изотермический процессы расширения
принимают политропическим, несмотря па то, что по ходу поршня показатель политропы меняется. В начале расширения идет ин-
тененвное догорание топлива, а теплоотдача в стенки сравнительно невелика вследствие малых поверхностей стенок, омываемых горячими газами. При этом температура газов в начале расширения не падает, а часто даже несколько возрастает, поэтому показатель линии расширения бывает меньше единицы.
По мере опускания поршня догорание становится менее интенсивным, а теплоотдача в стенки растет, поэтому давление расширяющих-’ сг газов падает быстрее, а показатель постепенно увеличивается.
В середине хода поршня тепло от догорания часто бывает равно теплоотдаче в стенки, т. е. процесс расширения газов можно назвать псевдоадиабапшческим, идущим с показателем 1,25.
В конце расширения догорания уже нет, поверхности охлаждения делаются больше, вследствие чего показатель линии расширения увеличивается до 1,5—2,0.
5-
131
В большинстве случаев приближенно принимают, что показатель линии расширения для данного числа оборотов постоянен и политропа расширения подчиняется уравнению:
рут — const.
При полной нагрузке и увеличении числа оборотов вала значение показателя п2 политропы расширения уменьшается от 1,3 до 1,2, что объясняется увеличивающимся догоранием и уменьшением тепловых потерь в стенки. Это является характерным для подавляющего большинства двигателей.
Давление в конце процесса расширения. Давление в конце процесса расширения может быть определено на основании известных
Рис. 86. Давления в процессе расширения по ходу поршня при разных давлениях впуска
термодинамических соотношений для политропического процесса
PzV^^Pi,V"=, откуда для смешанного цикла
Л = (19)
Для карбюраторных двигателей, в которых все тепло сообщается при V = const, р=1, а следовательно,
P^Pz — . (20)
О
В карбюраторных двшате-лях при полностью открытой дроссельной заслонке давление в конце процесса расширения близко к 4 кГ см2.
По мерс дросселирования это давление понижается прямо пропорционально давлению всасывания и на холостом ходу двигателя составляет примерно 1,5 кГ/см2 (рис. 86). В дизелях давление конца расширения также близко к 4 кГ/см2 и при уменьшении нагрузки понижается незначительно.
Температура в конце процесса расширения. Для определения температуры конца расширения можно использовать соотношение
ть
откуда для дизелей
л”8 ~~ 1
Tb = Tze-^. (21)
К
132
Для карбюраторных двигателей, в которых все тепло сообщается при V = const, коэффициент р==1, а следовательно, 7»=^.^-,. (22)
С»
Температура в конце процесса расширения перед открытием выпускного клапана для карбюраторных двигателей примерно равна 1200—1500° К. По мере дросселирования температуры несколько понижаются вследствие уменьшения количества тепла, выделяющегося ври горении топлива.
В двигателях с высокими степенями сжатия температуры и давления в конце процесса расширения понижаются, так как сгоревшие газы сильнее расширяются.
В дизелях степени сжатия выше, чем в карбюраторных двигателях, а потому температура в конце процесса расширения на 200—300° ниже. Особенно резко понижается температура конца расширения дизелей при уменьшении нагрузки, что объясняется уменьшением количеств впрыскиваемого топлива.
§ 52. Процесс выпуска
В четырехтактных двигателях открывают выпускное отверстие за 40—80° до прихода поршня в и. м. т. и закрывают его через
Рис. 87. Индикаторные диаграммы процесса выпуска при разных нагрузках двигателя: а — большой и б — малой
20 40° после прохода поршнем в. м. т. Таким образом, продолжительность открытия выпускного отверстия и, следовательно, продолжительность очистки цилиндра от отработавших газов со-
133
и основной выпуск, происходящий
Рис. 88. Температуры выпускных газов двигателя ГАЗ-М20 в выпускном трубопроводе по углу поворота вала
ставляют в разных двигателях от 240 до 300° угла поворота коленчатого вала.
Процесс выпуска можно разделить (рис. 87) на предварение выпуска, происходящее при опускающемся поршне от момента открытия выпускного отверстия до и. м. т., т. е. в течение 40—80°, при перемещении поршня от н. м.т. до закрытия выпускного отверстия, т. е. в течение 200—220° поворота коленчатого вала.
Предварение выпуска. Во время предварения выпуска поршень опускается и удалять из цилиндра отработавшие газы не может. Однако в начале предварении выпуска при работе двшателя с полной нагрузкой давление в цилиндре равно примерно 4 кГ/см2. Поэтому отработавшие газы за счет собственного избыточного давления с критическими скоростями, достигающими 400—500 м/сек, выбрасываются из цилиндра.
Истечение газов с такими большими скоростями всегда сопровождается характерным звуковым эффектом, для поглощения которого устанавливают глушители.
На основании известных термодинамических соотношений критическую скорость истечения отработавших газов можно определить по формуле
(23)
Для отработавших газов при температурах 800—1200° К w — = 500—600 м/сек.
При подходе поршня к и. м. т. давление и температура газа в цилиндре понижаются и скорость истечения отработавших газов падает.
Основной выпуск. Когда поршень подойдет к н. м. т., давление в цилиндре понизится примерно до 2 кГ/см2 (точнее, до 1,9 кГ/см2). При этом критическое истечение окончится и начнется основной выпуск.
Истечение газов во время основного выпуска происходит с меньшими скоростями, достигающими в конце выпуска 60—100 м/сек.
134
Таким образом, предварение выпуска менее продолжительно, но скорости газов очень велики, а основной выпуск примерно в три раза продолжительнее, но газы в это время выходят из цилиндра с меньшими скоростями. Поэтому количества газов, выходящих из цилиндра во время предварения выпуска и основного выпуска, примерно одинаковы.
По мере дросселирования, как уже ранее указывалось, уменьшаются все давления цикла, а следовательно, и давления в момент открытия выпускного отверстия (см. рис. 87). Поэтому при дросселировании сокращается, а при некоторых режимах (при сильно прикрытых дроссельных заслонках) совершенно пропадает истечение газов с критическими скоростями, характерными для предварения выпуска (рис. 87, б). Внешне это проявляется тем, что при сильно прикрытых дроссельных заслонках, даже в случае работы двигателя без глушителя, характерный шум выпуска отсутствует.
Температура газов в трубопроводе по углу поворота кривошипа меняется от максимальной в начале выпуска до минимальной в конце его (рис. 88).
Эта температура при увеличении степени сжатия н уменьшении открытия дроссельной заслонки понижается и в значительной мере зависит от угла предварения зажигания в карбюраторных двигателях:
Угол опережения зажигания в градусах 0 10 20 30
Температура отработавших газов, °C... 730 650 615 590
Предварение открытия выпускного отверстия несколько уменьшает полезную площадь индикаторной диаграммы. Однако более позднее открытие этого отверстия вызовет задержку газов с давлением 2—3 кГ/см2 в цилиндре и на их удаление при перемещении поршня придется затратить дополнительную работу.
Небольшое опаздывание закрытия выпускного отверстия создает возможность использования инерции выпускных газов, ранее вышедших из цилиндра, для лучшей очистки цилиндра от сгоревших газов. Несмотря на это, часть продуктов сгорания неизбежно остается в головке цилиндра, переходя от каждого данного цикла к последующему в виде остаточных газов.
ГЛАВА X
ИНДИКАТОРНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ
§ 53. Индикаторная работа
В результате осуществления рабочего цикла часть тепла, выделяющегося при сгорании топлива, удается превратить в полезную механическую работу. Эту работу, развиваемую газами в цилиндрах двигателей, называют индикаторной и определяют ио площади, заключенной внутри контура индикаторной диаграммы, снятой индикатором с работающего двигателя.
При отсутствии реальной индикаторной диаграммы она может быть построена по данным теплового расчета двигателя, однако
Рис. 89. Действительная и расчетная индикаторные диаграммы
диаграмм действительной эффициентом р полноты
реальная и теоретическая индикаторные диаграммы несколько различаются (рис. 89).
Площадь, заключенная внутри контура действительной диаграммы Гд, меньше площади теоретической диаграммы Ат на 5—6%. Это объясняется тем, что вследствие опережения зажигания или впрыска топлива линия сжатия плавно переходит в линию сгорания. При этом часть площади (площадь /, рис. 89) теряется. Потери площадей 2 и 3 объясняются соответственно немгновенным сгоранием и предварением открытия выпускного отверстия. Отношение площадей индикаторных к теоретической Fr называют ко-диаграммы,
~~Fr'
Величина р близка к 0,95. Кроме этого, следует учесть, что часть индикаторной работы ДА,- затрачивается на осуществление процессов впуска и выпуска, т. е. на процессы газообмена. Потери ДА, эквивалентны площади индикаторной диаграммы, заключенной между линиями впуска и выпуска (площадь 4, рис. 89).
Таким образом, индикаторная работа
А, = рАщ1КЛ ДА/.
§ 54. Среднее индикаторное давление
Для удобства расчетов и сравнения разных двигателей между 5 собой можно площадь, заключенную внутри контура индикаторной диаграммы, превратить в равновеликий прямоугольник, построит-
136
ный на том же основании. Указанное построение выполнено на рис. 4 под индикаторной диаграммой.
Высота этого прямоугольника, очевидно, равна средней высоте индикаторной диаграммы, или среднему индикаторному давлению, обозначаемому через р,.
Среднее индикаторное давление является фиктивным постоянным давлением, условно действующим на поршень при его перемещении от в.м.т. до н. м. т. При этом количества получаемой полезной работы в результате осуществления реального цикла двигателя с переменным давлением и с постоянным средним индикаторным давлением должны быть одинаковыми.
Среднее индикаторное давление р/ представляет собой работу газов или индикаторную работу L; кГя, отнесенную к рабочему объему Vh л<3 двигателя, т. с. работу, снимаемую с единицы рабочего объема,
р/=^ кг/м3-
В соответствии с этим, используя зависимость для определения индикаторной работы, среднее индикаторное давление
р,=нр;—Др,,
где Др, — часть среднего индикаторного давления, затрачиваемого на процессы газообмена.
Для аналитического определения среднего индикаторного давления pi, соответствующего псскруглсннной диаграмме, при показателях политропы сжатия и расширения, соответственно равных пл и л2> на основании известных термодинамических соотношений могут быть предложены следующие зависимости:
для смешанного цикла
р-‘=а [мр -1)+л|ь о -fS) - 0 - в^)] = (24)
для цикла с сообщением тепла при V = const
(25)
Величина среднего индикаторного давления в основном зависит от количества тепла, выделяющегося при сгорании топлива, и совершенства протекания тепловых процессов в данном двигателе.
Количество выделяющегося тепла определяется нагрузкой и наполнением двигателя, а совершенство протекания тепловых процессов зависит от степени сжатия и величины тепловых потерь, неизбежных при осуществлении цикла.
У Двигателя, работающего с полной нагрузкой, среднее индикаторное давление на разных числах оборотов не остается постоянным (рис. 90).
137
При малых числах оборотов, составляющих около 25% (при работе без регулятора) или до 40’о (при его наличии) от номинальных, из-за обратного выброса весовое наполнение не достигает максимума и поэтому в ограниченном количестве воздуха нельзя сжигать максимальные количества топлива. Одновременно вследствие малых скоростей поршня тепловые потери достигают наибольших значений, поэтому па малых оборотах давления цикла и
Рис. 90. Индикаторные диаграммы и средние индикаторные давления при полной нагрузке двигателя и разных числах оборотов вала
среднее индикаторное давление р/ никогда не достигают максимума.
При средних оборотах, близких к 50% от номинальных, цикловое наполнение достигает наибольшей величины и в этих количествах воздуха топлива можно сжигать больше. Одновременно тепловые потери каждого цикла, осуществляемого в более короткое время, становятся меньше. Поэтому па средних оборотах давления цикла и индикаторное давление pt достигают максимума.
При дальнейшем повышении оборотов цикловые наполнения постепенно сокращаются и тепловыделение в процессе сгорания уменьшается. Тепловые
потери постепенно также делаются меньше, но насосные потери, т. е. затраты на процессы газообмена, возрастают. В итоге по мере роста оборотов все давления цикла и среднее индикаторное давление постепенно понижаются.
Для карбюраторных серийных двигателей, работающих с полной нагрузкой, среднее индикаторное давление достигает 12 кПсм~, а в дизелях — 10 кГ1см-, однако в новых моделях эти величины из года в год увеличиваются. В двигателях спортивных автомобилей
средние давления значительно выше.
§ 55. Индикаторная мощность двигателя
Индикаторная мощность — это мощность, развиваемая газами в цилиндрах двигателя. Обычно ее определяют путем обработки индикаторных диаграмм, полученных при испытании двигателя.
Индикаторная мощность двигателя Ni может быть также определена через среднее индикаторное давление ph рабочий объем двигателя (так как произведение этих двух величин равно индикаторной работе цикла и число оборотов вала п:
138
для четырехтактных двигателей
= рУн ’ 60Т75 л- с-» или
9000 Л‘ С'
В (26) pi должно быть выражено в кГ/м2, Vh — в л<3. Если эти величины подставить соответственно в кГ/см- и л, то
АГ. -Pi* Г.*
900 Л’ с' Ь
В двухтактных двигателях при том же числе оборотов число циклов в единицу времени удваивается, вследствие чего соответственно
н
Согласно этим зависимостям индикаторная мощность прямо пропорциональна среднему давлению, рабочему объему и числу оборотов коленчатого вала.
Для сравнения разных двигателей часто используют понятие о литровой индикаторной мощности, т. е. нндикаторно! мощности, снимаемой с литра рабочего объема двигателя. Литровая индикаторная мощность двигателей современных легковых автомобилей достигает 35—75 л. с.\ у двигателей спортивных автомобилей литровая мощность значительно выше и превышает 100 л. с. без применения наддува. Двигатели грузовых автомобилей более тихоходны и часто имеют несколько меньшую степень сжатия, вследствие чего их литровая индикаторная мощность меньше и колеблется от 30 до 50 л. с. Индикаторная мощность тракторных дизелей еще ниже и редко превышает 15—20 л. с.
§ 56. Расходы топлива
Расход топлива на 1 цикл. Для работы двигателей внутреннего сгорания в их цилиндры необходимо вводить топливо и воздух. В карбюраторные двигатели во время впуска поступает горючая смесь в количестве СЦ|!КЛ, состоящая из одной части топлива и х/0 частей воздуха. С каждым впуском в цилиндр входит горючей смеси
р ______Ро V h_ ,.
'-'ЦИКЛ-PTq *
139
I
в которой вес топлива составляет долю, равную —т—., отсюда
“J" I
р _____ ^цнКл о V h Ч v
т ц,,кд “ alQ + 1 “ RT0 ’ а/0 4- 1 ’
Таким образом, в карбюраторных двигателях топливо составляет известную долю от количества смеси, поступающей в цилиндры.
В дизелях топливо впрыскивают в конце сжатия, и его цикловая подача, определяемая размерами топливной аппаратуры, не связана с количествами воздуха, проходящими в цилиндр. Однако количества топлива и воздуха, поступающие в дизель, должны быть органически взаимосвязаны для получения полного сгорания, и расход топлива составляет от веса воздуха (7ПОЗД долю, равную 1/се/0,
GT. цПКЛ - aZoj - ть — кГ/цикл. (27)
Расход топлива на 1 цикл для двигателя с рабочим объемом 1 л удобнее выражать не в кГ, а в мг, этот расход при полной нагрузке составляет 50—80 мг!цикл л. При уменьшении нагрузки цикловой расход уменьшают до 15—25 мг/цикл л на холостом ходу двигателя.
Расход топлива в час. Для определения расходов топлива в час 6Т.Ч надо расход на один цикл умножить на количество циклов в 1 ч, т. е. для четырехтактного двигателя:
Ст. ч = Ст. цикл у 60 = 30 Ст. циклп кГ/ч или
GT,.=30^^ КГ/ч.
Эту зависимость можно использовать для определения расходов топлива в карбюраторных двигателях и в дизелях, но в последнем случае в знаменателе надо вместо а/0 4- 1 подставить а/0.
Расход топлива в час зависит от рабочего объема Vh двигателя и от числа оборотов вала л. В небольших мотоциклетных двигателях он составляет около 1 кГ, а в больших автомобильных достигает 100 к Г в час и даже больше.
Удельные расходы топлива. Расходы топлива, отнесенные к 1 л. с.-ч, называют удельными расходами топлива на одну индикаторную силу в час gi и определяют, как частное от деления расходов топлива бт ч на индикаторную мощность Np.
ё>=С^кГ/л. с.-ч.
Подставляя значения часовых расходов топлива и индикаторной мощности Ni, получаем
30 п
gi = —<0 + 1 = 270000 •
PiVhn RT0(al0+l)Pi
9000
140
Среднее индикаторное давление р, в карбюраторных двигателях связано с коэффициентом наполнения q:„ поэтому зависимость, определяющую gL, можно написать так:
& =270000 лтйанП) • % кГ1л- с '1- <28>
поскольку pi и 1] органически взаимосвязаны.
Удельные индикаторные расходы при полной нагрузке для карбюраторных двигателей близки к 170 г!л.с.-ч., а для дизелей они меньше и приближаются к 140 а/л. с. - ч. Для одного и того же двигателя удельный расход топлива не остается постоянным, изменяясь в зависимости от числа оборотов вала и нагрузки двигателя: чем совершеннее рабочий цикл и чем меньше тепловые потери в стенки головки и цилиндра и с выпускными газами, тем меньше удельный расход топлива.
В том случае, если бы двигатель имел только потери тепла, определяемые вторым законом термодинамики, то соответствующие удельные расходы топлива в зависимости от степени сжатия (при работе на стехиометрической смеси) определялись бы следующими данными:
Степень сжатия..............6 8 10 12 14
Удельный расход топлива, г/л.с. • ч . . 152 136 126 120 115
В действительности тепловые потери примерно на 2О*'о больше, вследствие чего и расходы топлива на индикаторную силу в час выше.
§ 57. Основные индикаторные показатели двигателя, работающего с полной нагрузкой на разных числах оборотов
Индикаторная мощность и соответствующий ей удельный расход топлива определяют основные индикаторные показатели двигателя. Эти показатели при полной нагрузке карбюраторных двигателей и дизелей не остаются постоянными, существенно изменяясь по мере изменения скоростей поршня или чисел оборотов. Это объясняется тем, что характер протекания отдельных процессов, образующих рабочие циклы, в сильной степени зависит от скоростного режима работы двигателя.
Индикаторная мощность двигателя Ni прямо пропорциональна . среднему индикаторному двигателю pi, числу оборотов п и рабочему объему Vh, так как
м _PiVh'1
1 9000 *
Поэ ому характер изменения кривой индикаторной мощности на разных числах оборотов всецело определяется изменением среднего индикаторного давления.
141
В случае, если бы на всех числах оборотов среднее индикаторное давление оставалось бы неизменным, то для данного двигателя
PiVh — const
и мощности
Рис 91. Среднее индикаторное давление при разных числах обо} отов и кривая индикаторной мощности
Ni — сп.
В соответствии с полученным уравнением прямой индикаторная мощность изображалась бы в координатах Л\л прямой, проведенной из начала координат.
Поэтому постоянным величинам среднего индикаторного давления рп численно равным 6, 7,8 и9л/7аи2 и показанным па верхней части рис. 91 в виде штриховых горизонтальных прямых, должны соответствовать индикаторные мощности, изображенные также штриховыми, но наклонными прямыми, представленными на нижней части рис. 91.
Однако среднее индикаторное давление карбюраторных двигателей и дизелей, работающих с полной нагрузкой, не остается постоянным на разных числах оборотов, а, как уже отмечалось ранее в § 54, изменяется так, как это показано сплошной кривой 1/ 2х, 3', 4х, 5х на верхней части рис. 91. Этой кривой среднего индикаторного давления соответствует кривая /, 2, 3, 4, 5 индикаторной мощности, представленной на инжнен части рис. 91.
Характерным для всех двигателей является постепенное по мере роста числа оборотов увеличение
индикаторной мощности, которая достигает максимума па определенном для каждой модели двигателя числе оборотов.
Очевидно, что увеличение мощности возможно только до того момента, при котором относительное, убывание среднего индикаторного давления меньше относительного прироста числа оборотов коленчатого вала. До наступления этого момента падение среднего давления компенсируется увеличением скорости вращения.
В табл. 18 указаны значения чисел оборотов и средних индикаторных давлений в соответствии с рис. 92, а также изменение этих величин в процентах. Данные таблицы позволяют заключить, что максимальная мощность двигателя имеет место в интервале оборотов от 3000 до 3500 в минуту (рис. 92).
14°
Таблица 18
Индикаторная мощность двигателя при разных числах оборотов
Число оборотов мда в минутУ Среднее индикаторное давление, кПси* Иачсненне в процентах Мощность, л. с.
числа оборотов среднего давления
500 7,4 — 4,1
1000 8.1 -100 - 9,5 8,0
1500 8.5 -50 - 5.0 14,2
'ЮОО 8.8 -34 - 3,5 12,6
2500 8.4 -25 - 4,5 23,4
3000 7,8 -20 - 7,0 26,0
3500 6,0 Нб -23,0 23,3
Действительно, в этом интервале оборотов среднее индикаторное давление падает на 23%, в то время как обороты увеличиваются
Рис. 92. Кривая индикаторной мощности карбюраторного двигателя
Рас. 93. Кривые индикаторной мощности и удельных расходов топлива при полной нагрузке двигателя и разных числах оборотов
Сдельный индикаторный расход топлива одного и того же двигателя, работающего с полной нагрузкой при разных числах оборотов, не остается постоянным (рис. 93). Увеличение удельного расхода при малых числах оборотов — результат замедленного сгорания и увеличенной теплоотдачи в стенки, а при больших числах оборотов — в основном возрастания насосных потерь двигателя.
143
§ 58. Основные индикаторные показатели при разных числах оборотов и частичной нагрузке
Автомобильные двигатели часто, а тракторные двигатели реже работают с неполными, или частичными, нагрузками.
При принятой регулировке топливной аппаратуры, обеспечивающей получение наибольших средних давлений, кривая индикаторной мощности при полной нагрузке может быть только одна, в то время как аналогичных кривых при неполных нагрузках может быть не-
б)
п,об/мин
Рис. 94 Кривые индикаторной мощности и удельных расходов топлива при разных нагрузках и числах оборотов
сколько, каждая из которых будет соответствовать уменьшенной подаче горючей смеси в карбюраторный двигатель пли дизельного топлива в цилиндры дизеля. Кривые индикаторных мощностей при полной нагрузке и две при частичных нагрузках в 60 н 30% показаны на рис. 94, а. При уменьшении нагрузки точки максимумов кривых частичных мощностей перемещаются в сторону меньших оборотов, если нет ограничителя максимальных оборотов В случае, если он включается в систему питания двигателя, то максимальные мощности на средних и больших нагрузках наблюдаются на одних и тех же оборотах и только при малых нагрузках смещаются в сторону меньших чисел оборотов (см штриховые кривые на рис. 94, а).
Меньшие мощности, развиваемые двигателем при его работе
с частичными нагрузками, объясняются уменьшенными количест-
вами топлива, сжигаемыми в его цилиндрах.
С уменьшением нагрузки двигатель работает менееэкономично,что характеризуется увеличением удельных расходов топлива (рис. 94, б). В карбюраторных двигателях это объясняется большей относительной теплоотдачей в стенки, возрастанием насосных потерь, замедленным процессом сгорания (из-за увеличения относительного количества остаточных газов) и некоторым обогащением горючей смеси.
В дизелях ухудшение экономичности при небольших уменьшениях нагрузки не всегда заметно, так как при этом в цилиндрах сжигают более бедную смесь, температуры сгорания понижаются, а теплоотдача в стенки немного уменьшается. Ухудшение экономичности дизеля проявляется только при сильном уменьшении нагрузки.
ГЛАВА XI
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ ДВИГАТЕЛЯ
§ 59. Общие положения
При работе двигателя часть его индикаторной мощности затрачивается на преодоление трения и приведение в действие вспомогательных механизмов. Эту часть мощности при дальнейшем изложении будем называть мощностью механических потерь
Таким образом, только разность между индикаторной мощностью ft. и мощностью механических потерь ДГмеХ передается трансмиссии автомобиля пли трактора и называется опа эффективной мощностью двигателя Ne:
Механические потери двигателя можно разделить на две группы: к первой относятся потери, связанные с трением, а ко второй — потери, связанные с приведением в действие вспомогательных механизмов.
1. Потери на трение в двигателе составляют около 70% от всех механических потерь, к ним относятся:
трение поршня и колец, перемещающихся но стенке цилиндра, покрытой маслом. Возникающее при этом трение переходит в тепло, которое через стенку цилиндра передается в систему охлаждения и частично в систему смазки.
Трение поршней в дизелях примерно на 50% больше, чем в карбюраторных двигателях, вследствие значительно больших поверхностей трения. Это может быть подтверждено данными, приведенными в табл. 19;
Таблица 19
Механические потери в карбюраторных двигателях и дизелях
Виды потерь Карбюраторный двигатель Дизель
кГ/см* % кГ.'смЗ %
Трение: а) поршней и поршневых колец 0,56 100 0,88 157
б) коренных и шатунных подшипников .... 0,27 100 0,42 156
Вспомогательные механизмы: а) газораспределение 0,10 100 0,10 100
б) насосы водяной, масляный и топливный 0,07 100 0,10 142
В с е г о 1,00 100 1,50 150
115
трение в шатунных н коренных подшипниках, которое зависит от силы давления газов на поршень, передающейся на подшипники, и от силы инерции поршня и шатуна, возрастающей пропорционально квадрату числа оборотов коленчатого вала. Эта потеря составляет около 25% от всех потерь. Трение в подшипниках дизелей примерно на 50?о больше, чем в карбюраторных двигателях.
2. Потери на приведение в д е й с т в и е вспомогательных механизмов, составляющих около 30% от всех механических потерь, складываются из затрат энергии на вращение механизма газораспределения, водяного, масляного и топливного насосов, а также вентилятора, электрического генератора и распределителя.
Рис. 95. Среднее давление механических потерь карбюраторных двигателей и дизелей
Затраты на приведение в действие водяного, топливного и масляного насосов, а также вентилятора и электрического генератора не зависят от силы давления газов в цилиндре и возрастают по мере увеличения чисел оборотов вала.
В дизелях эта потеря несколько выше, чем в карбюраторных двигателях, что объясняется большей затратой энергии па вращение топливного насоса.
Распределение механических потерь по отдельным видам при малых числах оборотов вала приведено в табл. 19.
Мощность механических потерь двигателя всида определяют путем опытов, так как расчеты пока не дают достаточной точности.
Имеются три основных способа экспериментального определения мощности механических потерь.
1. Определение искомой величины как разности индикаторной и эффективной мощностей.
2. Определение величины механических потерь двигателя путем выключения отдельных цилиндров. Этот метод основан на предположении, что индикаторная мощность и мощность механических потерь каждого из цилиндров одинаковы. Поэтому при выключении
116
отдельных цилиндров путем сопоставлении можно определить мощность трения.
3. Прокручивание коленчатого вала двигателя ит электромотора.
Точное определение величины механических потерь пока невозможно, так как каждый из упомянутых трех способов их определения имеет свои характерные неточности.
Имеющиеся экспериментальные данные позволяют заключить, что величина механических потерь зависит от:
1) скорости перемещения деталей трущихся пар, связанных со скоростью поршня и числом оборотов коленчатого вала;
2) давления газов на поршень, т. е. ог нагрузки двигателя;
3) вязкости масла, разделяющего трущиеся детали;
4) технологии изготовления и качества сборки.
Величины среднего давления, затрачиваемого на механические потери для карбюраторных двигателей —кривая / и дизелей — кривая 2, показаны на рис. 95.
По данным опытов, эти величины можно определить следующими эмпирическими зависимостями:
для карбюраторных двигателей
рмсх = 0,5 4-0,13^,, кГ/см\ (29)
для дизелей
Рмех = 0,8 4- 0,1 7оу(1 кГ/см2, где — скорость поршня, лт/сек.
§ 60. Механический к. п. д.
Механические потери двигателя удобнее выражать не в абсолютных единицах (т. е. в кГ/см2 или л. с.), а в относительных, для чего вводят понятие о механическом к. п. д. Пмех» представляющем собой отношение эффективной мощности двигателя к индикаторной,
Ni’
Так как то n = 1 — Ччех — 1 jV{ ’
При постоянном открытии дроссельной заслонки карбюраторного Двигателя или неизменном положении рейки топливного насоса Дизеля на малых числах оборотов коленчатого вала механические потери обычно минимальны, но они сравнительно быстро возрастают при увеличении числа оборотов вала двигателя.
Следовательно, при полной нагрузке величина механического к- п. д. имеет наибольшее значение при малых числах оборотов
117
и постепенно понижается по мере их увеличения. На рис. 96 показаны кривые изменения механических к. п. д. в зависимости от числа оборотов карбюраторных двигателей — кривая / и дизелей —
Рис. 96. Механический к. п. д. автомобильных карбюраторных двигателей (/) и тракторных дизелей (2)
кривая 2. Для карбюраторных двигателей иа малых оборотах величина механического к. п. д. приближается к 0,9» а на больших— уменьшается примерно до 0,75—0,80.
Рис. 97. Механический к. п. д. при уменьшении нагрузки
Рис. 98. Среднее давление механических потерь двигателя <Москвич» при температуре охлаждающей воды, равной 45ь С (/) и 70° С (2)
Дизели с повышенными механическими потерями имеют меньшие значения механического к. п. д.» на малых оборотах не превышающие 0,8, а на больших — 0,7.
С уменьшением нагрузки двигателя на постоянном числе оборотов уменьшается индикаторная мощность. Величина же механиче
148
ских потерь, в основном определяемая скоростью взаимного перемещения трущихся деталей, изменяется незначительно.
Согласно ранее доказанному
откуда следует, что при постоянстве механических потерь и большей индикаторной мощности механический к. п. д. достигает максимума. При уменьшении индикаторной мощности механический к. п. д. падает и достигает нуля, когда мощности механических потерь и индикаторная становятся равными. На этом режиме, называемом холостым ходом двигателя, вся развиваемая индикаторная мощность идет на преодоление трения и вращение вспомогательных механизмов двигателя. На рис. 97 показана кривая изменения механического к. п. д. при дросселировании двигателя на постоянных оборотах вала, равных 1000 в минуту.
Трение в двигателях с алюминиевыми поршнями меньше, чем в двигателях с чугунными поршнями. Более легкие поршни имеют меньшие силы инерции и потому меньшие потери на трение.
Температура охлаждающей воды влияет на температуру масла, находящегося па стенках цилиндра. С повышением температуры масла его вязкость, а следовательно, и величина механических потерь уменьшаются (рис. 98).
В заключение следует указать, что по мере роста механических потерь экономичность двигателя ухудшается. Особенно заметным это становится на небольших нагрузках двигателя, когда индикаторная мощность сравнительно невелика.
ГЛАВА XII
ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ
§ 61. Общие положения
Эффективная мощность Ne равна индикаторной, уменьшенной на величину мощности, соответствующей механическим потерям:
Обычно эффективную мощность определяют в лаборатории, испытывая двигатель и замеряя Ne тем или иным тормозным приспособлением.
Ранее была определена зависимость между индикаторной мощностью четырехтактного двигателя, средним индикаторным давлением, его рабочим объемом и числом оборотов вала:
АГ — Р/Р/1» * 9000 '
Умножив обе части уравнения на механический к.п.д. 1|иех получим
ДГ «I __Р/Лмех
'¥,,1мех 9000 ’
откуда
(30) где
Ре РР1мех»
ре — среднее эффективное давление, т. е. фиктивная величина среднего давления газов, используемая для приведения в действие силовой передачи автомобиля или трактора.
Для двухтактных двигателей эффективную мощность по аналогии с четырехтактными можно определить соотношением
д/ _PcVhn
4500 ‘
Среднее эффективное давление характеризует напряженность рабочего цикла и зависит от ряда факторов, среди которых основными являются степень сжатия, состав горючей смеси, наполнение и механические потери двигателя.
Величина среднего эффективного давления при полной нагрузке карбюраторного двигателя на средних оборотах достигает 12 кГ/см2, а в дизелях, работающих на более бедных смесях, — 8 кГ/см2. При уменьшении нагрузки среднее эффективное давление «падает» до «нуля» на холостом ходу двигателя.
Расходы топлива на одну эффективную лошадиную силу в час ge всегда больше удельных расходов на одну индикаторную силу в час:
150
Расход на 1 э. л. с. • ч
Г 30 ЮТ ’ЬП J- 1
g’=ii7= =2700(X)^ran)-^Krzj-с-4-
9000
(31)
Удельные расходы дизелей определяют теми же зависимостями, но в знаменателе вместо <z/0 + 1 подставляют а/0.
Удельные расходы топлива для карбюраторных двигателей и дизелей заметно различаются: для карбюраторных двигателей при полной нагрузке он колеблется в зависимости от степени сжатия и состава горючей смеси от 200 до 250 е/э. л. с. • ч, а для дизелей — от 170 до 220 г/э. л.с. ч.
При уменьшении нагрузки удельные расходы топлива карбюраторных двигателей заметно увеличиваются, у дизелей — изменяются менее незначительно, так как они работают в этих случаях па более бедных смесях и при пониженных температурах газов в цилиндрах, при которых тепловые потери в стенки сокращаются.
§ 62. Внешняя скоростная характеристика двигателя
Стационарные двигатели внутреннего сгорания работают на строго определенных числах оборотов при любых изменениях внешних нагрузок.
В отличие от стационарных двигателей автомобильные и в меньшей степени тракторные двигатели в условиях эксплуатации работают с нагрузками п числами оборотов коленчатого вала, изменяющимися в самых широких пределах. Поэтому для автомобильных и тракторных двигателей большое значение имеют величины эффективных мощностей при разных нагрузках и числах оборотов коленчатого вала.
При этом особенно важны максимальные для каждого числа оборотов эффективные мощности, так как они при прочих равных условиях определяют динамические качества автомобиля или трактора. Часовые и удельные расходы топлива, соответствующие эффективным мощностям, развиваемым при полных нагрузках, определяют экономические показатели двигателя, а следовательно, в известном мерс автомобиля или трактора, на котором он установлен.
и акнм образом, для автомобиля и трактора наибольшее значение ^•юют эффективные мощности и соответствующие им расходы топ-ва двигателя при полных нагрузках на разных числах оборотов.
(мчиаВНСИМ0СТЬ ОС1,ОВНЫХ параметров — эффективной мощности крутящего момента) п расхода топлива, а иногда и других
151
параметров—or скорости вращения коленчатого вала называют скоростной характеристикой двигателя.
Если скоростная характеристика определена при полной нагрузке (т. е. при полном открытии дроссельной заслонки или доведенной до упора рейки топливного насоса), то ее называют внешней скоростной характеристикой.
Таким образом, внешняя скоростная характеристика показывает изменение основных параметров, например эффективной мощности
или соответствующего крутящего момента, часовых и удельных расходов топлива и некоторых других параметров при полной нагрузке от числа оборотов коленчатого вала.
По аналогии с внешними характеристиками имеются частичные скоростные характеристики, которые определяют те же зависимости, но при частичных нагрузках.
Характер внешней скоростной харак? теристикн двигателя зависит от изменения индикаторной мощности и мощности механических потерь и часовых расходов топлива при полной нагрузке на разных числах оборотов.
Кривые часового расхода топлива <?г>ч, мощностей индикаторной и эффективной Nc, а также соответствующие
Рис. 99. Внешняя скорост- кривые удельных расходов топлива g{ ная характеристика карбю- и g, при полной нагрузке двигателя по-раторного двигателя казаны на рис. 99. Кривая индикаторной мощности Л\- имеет точку максимума примерно при 4500 об/мин, когда мощность двигателя достигает 33 л. с., а удельный индикаторный расход топлива близок к 220 а/и.л.с.-ч, причем он не остается постоянным на разных числах оборотов.
Для перехода от индикаторной мощности к эффективной надо учесть механические потери, постепенно увеличивающиеся с ростом числа оборотов. Из-за наличия механических потерь кривая эффективной мощности располагается ниже, а кривая удельного эффективного расхода топлива — выше аналогичных кривых, определяющих те же индикаторные зависимости. Максимум кривой эффективной мощности Ne имеет место при оборотах пг, которые часто называют номинальными. Эти обороты примерно на 2О°о ниже оборотов, соответствующих максимуму кривой индикаторной мощности, вследствие возрастания механических потерь при больших скоростях поршня.
Удельный эффективный расход топлива этого двигателя изменяется в пределах от 250 до 280 г/э. л. с. - ч. Наименьший удельный
152
расход обычно наблюдается при средних оборотах, примерно равных половине от номинального числа оборотов п,, соответствующего наибольшей эффективной мощности. Повышение удельных расходов топлива (индикаторного и эффективного) при малых числах оборотов объясняется замедленным сгорание?.! и большой теплопередачей
в стенки, а повышение их при больших числах оборотов — в основном увеличением насосных и механических потерь. Поэтому при больших числах оборотов удельный эффективный расход увеличивается значительно быстрее, чем индикаторный. В подавляющем большинстве случаев дизели и карбюраторные двигатели, устанавливаемые на грузовые автомобили, имеют ограничители числа оборотов, для чего в систему питания, как уже отмечалось ранее, включают регулятор, уменьшающий подачу топлива при числе оборотов, заданном конструктором. В карбюраторных двигателях регулятор воздействует на дроссельную заслонку, а в дизе
Рис 100 Внешняя скоростная характеристика с ограничителем максимальных оборотов и без него
лях — иа рейку топливного насоса Дизели, устанавливаемые на тракторы, имеют регуляторы и обычно
эксплуатируют при мощности, определяемой «регуляторной ветвью».
При регуляторе внешняя скоростная характеристика выглядит так, как показано на рис. 100. В данном случае двигатель может работать при числе оборотов, не превышающем 3000 в минуту. По достижении указанного числа оборотов подача топлива резко
сокращается и мощность двигателя падает.
§ 63. Частичные скоростные характеристики двигателя
Частичными скоростными характеристиками называют кривые, связывающие эффективные мощности, развиваемые двигателем при неполных его нагрузках, и соответствующие расходы топлива, а иногда и другие параметры, с числами оборотов коленчатого вала. Каждая частичная характеристика соответствует определенной нагРУзке, т. е. определенному положению дроссельной заслонки или рейки насоса, вследствие чего их может быть любое количество, в то время как внешняя скоростная характеристика бывает только одна.
153
Протекание рабочих циклов карбюраторных двигателей н| при-. крытых дроссельных застонках связано с понижением всех давлений цикла, уменьшением количеств выделяющегося тепла при сгорании и более медленном его протекании. Одновременно с этим при меньших нагрузках возрастают относительные величины насосных
тепловых и механических потерь.
В соответствии с этим изменяется характер скоростных характеристик, на рис. 101 показаны внешняя скоростная характеристика (кривая /), три частичные скоростные характеристики (кривые 2, 3 и 4), т. е. мощности и соответствующие им удельные расходы топлива при открытии дроссельной заслонки на 100, 60, 40 и 20%.
Рис. 101. Эффективные мощности и соответствующие им удельные расходы топлива при разных числах оборотов
Чем больше прикрыта дроссельная заслонка, тем сильнее падают давления цикла и заметнее возрастает по относительной величине (т. е. в процентах) сумма ранее указанных потерь.
Поэтому максимумы кривых эффективных мощностей по мере прикрытия дросселя сдвигаются в сторону меньших чисел оборотов, а удельные расходы возрастают сильнее. Действительно, если при 100% открытия дроссельной заслонки масимум кривой мощности имел место при 3000 об/Мин, то при 60% эта точка сдвигается к 2500 об/мин, при 40% — к 1500 и 20% — к 1000 об/мин.
Дизели имеют регуляторы, определяющие номинальные числа оборотов, при которых одновременно и индикаторная и эф
фективная мощности достигают наибольших значений. При умень-
шении нагрузки дизель работает на более бедной смеси, вследствие
чего температуры газов в цилиндрах понижаются и тепловые потери в стенки сокращаются, а насосные потери при уменьшении нагрузок остаются почти без изменения. Однако большие, чем в карбюраторных двигателях, механические потерн при уменьшении нагрузки быстрее возрастают по относительной величине, несколько ухудшая топливную экономичность дизеля при его малых
нагрузках.
Числа оборотов, соответствующие наибольшим эффективным мощностям дизелей при частичных нагрузках и наличии регулятора, сдвигаются в сторону меньших оборотов только при сильном их уменьшении.
151
§ 64. Относительная внешняя скоростная характеристика мощности
За все время существования автомобилей и тракторов было выпушено около 30 тыс. моделей разных автомобильных и тракторных двигателей. Все эти модели двигателей имели разные рабочие объемы, эффективные мощности и номинальные числа оборотов коленчатых валов. У этих двигателей максимальные эффективные мощности могут различаться в сотни раз, а номинальные числа оборотов, соответствующие максимуму кривой мощности, —в десятки раз.
В частности, если у первых бензиновых двигателей мощности н обороты были близки к 1,5л. с. и 600 об Iмин, то у некоторых современных двигателей мощности и обороты достигают 500 л. с. и 12000 об!мин.
Однако несмотря на столь значительное отличие мощностей, оборотов и рабочих объемов разных двигателей, характер кривых мощностей при полной нагрузке, т. с. протекание внешних скоростных характеристик мощности, имеет много общего, так как базируется на одних и тех же теоретических обоснованиях.
Это объясняется тем, что у подавляющего большинства двигателей, работающих при полной нагрузке, с примерно постоянным составом горючей смеси и мало различающимися фазами газораспределения по мере увеличения числа оборотов вала закономерности изменения: 1) весового наполнения; 2) тепловых и насосных потерь; 3) механических потерь близки, так как физические явления, с ними связанные, в разных двигателях подобны.
Вследствие этого у подавляющего большинства двигателей:
1) при увеличении чисел оборотов от малых до средних относительный прирост мощности больше относительного прироста оборотов. Действительно, при увеличении чисел оборотов с 20 (от номинальных) до 60% мощность возрастает с 20 до 73%;
2) при дальнейшем увеличении относительных чисел оборотов от средних до номинальных относительный прирост мощности замедляется. Например, при повышении оборотов от 60 до 100% мощность увеличивается с 73 до 100%, т. е. всего на 27%;
3) при некотором числе оборотов, называемом номинальным, величина которого зависит в основном от наполнения, мощность достигает максимума и при дальнейшем повышении оборотов понижается.
Такое протекание внешних скоростных характеристик мощности двигателя является типичным для всех автомобильных, мотоциклетных и тракторных двигателей. В соответствии с этим характер крн-ьой эффективной мощности и точка ее максимума зависят от того, как с ростом числа оборотов изменяются интенсивности:
1) уменьшения весового наполнения двигателя;
4: сокращения тепловых потерь;
3) возрастания насосных и механических потерь.
155
Аналитически учесть влияние перечисленных факторов пока затруднительно. Однако в разных двигателях с увеличением скоростей поршней уменьшение наполнения и тепловых потерь, увеличение насосных и механических потерь подчиняются одним и тем же закономерностям. Поэтому при примерно постоянном составе горючей смеси кривые эффективных мощностей разных двигателей должны быть подобными.
На рис. 102 показаны кривые мощностей ряда карбюраторных двигателей, имеющих резко различающиеся максимальные мощности
Рис. 102. Внешние скоростные характеристики ряда двигателей
в номинальные числа оборотов. Принимая точку максимума каждой из этих кривых мощности за 100°6 мощности и 100% оборотов, определяем параметры промежуточных точек этих кривых в относительных единицах, например в процентах Nc и п, и строим кривые в безразмерных координатах. Это построение выполнено на рис. 103.
Для ряда карбюраторных автомобильных двигателей, резко различающихся по максимальным мощностям и поминальным числам оборотов, на рис. 104 нанесены точки и построена кривая относительных мощностей на относительных числах оборотов. Несмотря на большое различие мощностей и чисел оборотов на максимумах кривых мощностей разных карбюраторных двигателей, использованных для построения по промежуточным их точкам (см. рис. 104), для всех их можно провести единую относительную внешнюю скоростную характеристику мощности двигателей. Эту кривую называют относительной внешней скоростной характеристикой мощности.
Следовательно, с достаточной для практических расчетов точностью можно принять, что карбюраторные четырехтактные двигатели имеют единую относительную внешнюю скоростную характеристику эффективной мощности, которая с очень небольшой долей погрешности определяется следующими данными:
п, %...................20 40 60 80 100 120
Ne, °/0............... 20 50 73 92 100 92
Возможные отклонения от рекомендуемой единой относительной внешней скоростной характеристики мощности крайне незначи-
156
Рис. 103. Относительная внешняя скоростная характеристика карбюраторных двигателей, построенная по данным рис. 102
Рис. 104. Относительная внешняя скоростная характеристика ряда карбюраторных четырехтактных двигателей
157
Рис. 105. Относительная внешняя скоростная характеристика карбюраторных двухтактных двигателей
тельцы, они могут явиться результатом изменения состава смеси, зависящего от принципиальной схемы и регулировки карбюратора^ или неправильной установки опережения зажигания. Однако при одинаковом обеднении или обогащении горючей смеси на всех числах оборотов внешняя относительная скоростная характеристика мощности двигателя изменяется незначительно.
Протекание рабочих циклов разных карбюраторных двухтактных двигателей с кривошипно-камерной продувкой сильнее различается, чем рабочие циклы четырехтактных двигателей. Это объясняется* более сложными процессами наполнения, продувки и выпуска, а также тем, что эти процессы зависят от степени сжатия кривошипной камеры, не одинаковой у разных двигателей.
Поэтому кривые мощности карбюраторных двухтактных двигателей сильнее отличаются друг от друга и определенная для них единая относительная внешняя скоростная характеристика мощности двухтактных двигателей с кривошипно-камерной продувкой будет менее точной.
Такое построение показано на рис. 105, где приведена единая относительная внешняя скоростная
характеристика мощности мотоциклетных двухтактных двигателей, которую можно строить по следующим приближенным данным:
л, о/о.................................... 40 60 80 100
Nc> о/0 ........................... 13 37 G0 87 100
В четырехтактных дизелях, работающих с полной нагрузкой при разных числах оборотов, соотношение между количествами воздуха и топлива у различных двигателей меняется по-разному в зависимости от принятой системы смесеобразования и конструкции топливоподающей аппаратуры. Поэтому относительная внешняя скоростная характеристика мощности дизелей может быть менее точной, т. е. отклонения от единой кривой могут быть более значительные, чем у карбюраторных четырехтактных двигателей.
158
Несмотря на сделанные замечания, относительную внешнюю скоростную характеристику мощности дизелей можно определить по следующим данным:
Относительная внешняя скоростная характеристика мощности четырехтактных дизелей показана па рис. 106.
§ 65. Влияние различных факторов на внешние скоростные характеристики карбюраторных двигателей
Методика снятия внешней скоростной характеристики. Данные для построения внешней скоростной характеристики, как уже отмечалось, определяют испытаниями двигателя в лаборатории. Поэтому от методики проведения испытаний существенно зависят замеряемые величины эффективных мощностей двигателя, им соответствующих расходов топлива и некоторых других величин. В СССР в лабораториях двигатели испытывают согласно правилам, определенным ГОСТом.
По ГОСТу двигатель, установленный в лаборатории, должен быть снабжен вспомогательным оборудованием: водяным, масляным и топливным насосами, вентилятором, электрическим генератором и распределителем. Подогрев горючей смеси должен соответствовать оинятому для данной модели двигателя. При проведении испытаний на двигатель следует устанавливать воздухоочиститель и глушитель стандартного типа. При проведении испытании в Европе применяется аналогичная методика, определяемая положениями DJN.
В США при испытании двигателя с него снимают вентилятор и воздушный фильтр, выключают подогрев впускного трубопровода
159
(так называемый «холодный карбюратор»), устанавливают стандартные выпускные патрубки, переходящие в большие ресиверы; генератор при измерении мощности работает вхолостую. Такая методика была утверждена обществом американских инженеров SAE. В итоге этого замеренная мощность двигателя оказывается несколько большей, чем та, которую практически может развить двигатель в условиях эксплуатации. Поэтому многие фирмы за границей сообщают покупателям две мощности по DJN и по SAE (рис. 107). Приближенно можно считать, что мощности одного и того же двига-
ростные характеристики двигателя «Шевроле»:
/ — мощность по SA Е;
2 — мощность по DJN
теля, замеряемые указанными двумя способами, отличаются па 15%, т. е. Nsae = = 1,15/Vr djn. В соответствии с этим американские фирмы указывают в каталогах и проспектах несколько завышенную мощность двигателей, определяя ее по своей методике.
Мощности и рабочие объемы двигателей. Мощности двигателей определяются в основном типом автомобиля пли трактора, для которого они предназначены.
В настоящее время количество эксплуатируемых в мире автомобилей приближается к 200 млн. единиц, а ширина городских проездов большинства городов, особенно старых, изменилась весьма незначительно. Поэтому проезд по некоторым городским улицам, особенно центральным, в часы «пик» оказывается крайне затрудненным. Для разгрузки городских улиц от автомобилей надо уменьшить время каждой ездки автомобиля, т. е. поднять среднюю скорость
его движения. Это возможно за счет повышения динамических качеств автомобиля, для чего необходимо либо уменьшить вес авто-
мобиля, либо увеличить мощность двигателя.
Уменьшение веса автомобиля — проблема сложная и трудно решаемая. Поэтому развитие автомобильной техники и в вропе и особенно в Америке пошло в основном по линии увеличения мощности двигателей, т. е. по линии их форсирования.
Первые автомобильные двигатели имели малую мощность, всего
несколько л. с.
В период 1910—1915 гг. мощность автомобильных двигателей уже достигала 20—30 л. с. и в дальнейшем постепенно увеличивалась, причем резкого различия показателей двигателей европейских и американских автомобилей еще не наблюдалось.
В начале 20-х годов, т. е. после первой мировой войны (1914— 1918 гг.), линии развития конструкций двигателей и автомобилей в Европе и Америке стали различными. В Европе мощности двига
160
телей медленно увеличивались, причем там впервые появились малолитражные автомобили, т. е. автомобили с двигателями небольшого рабочего объема (литража) и, следовательно, небольшой мощности 20—25 л. с.
Развитие показателей европейских двигателей можно проследить на примере двигателей легковых автомобилей отечественного производства. За истекшие 50 лет мощности по автомобилям одного класса возросли примерно в 8 раз, числа оборотов — в 1 раза, литровые мощности —почти в 10 раз (табл. 20).
Табл и ц а 20
Основные показатели двигателей отечественных легковых автомобилей
Год пи-пуска Нлнменозаплс автомобиля Мощность Л> л. с. Рабочий объем 1л Число оборотов. об! мин 5* л Среднее эффективное лапле-ннс. кГ/см* Степень сжатия «
1912 Русско-балтийский 12 2,2 5.45 Около 1200 1,37 — —
1932 ГАЗ-А 40 3,28 12.8 2200 1,10 5,0 4,2
1936 ГАЗ-М 50 3.28 15,2 . 2800 1,10 4,9 4.6
1916 ГАЗ-20 52 2,12 21,5 3600 1.22 6,1 6,2
1956 ГАЗ-21 75 2.44 30,0 4000 1 6,9 6,7
1968 ГАЗ-24 92 2,44 37,7 45<Ю 1 7,6 7,8
1968 «Москвичка» 75 1,48 50,0 5800 0,Ь6 7,8 9,0
• 5 н <! — соигвеп nteiuio
ход и диаметр поршня.
Выпущенные в 1966 г. в Европе двигатели легковых автомобилей сильно различаются по мощностям, рабочим объемам и другим показателям. Поэтому провести строгую классификацию на отдельные группы всех двигателей, выпускаемых в разных странах разными заводами, трудно. Однако если проанализировать основные показатели этих двигателей, то можно их объединить в четыре группы и связать с весом автомобилей, на которых они установлены. Эти данные приведены в табл. 21, однако часть моделей автомобильных двигателей в эти три группы не укладывается.
Таким образом, в соответствии с предложенной классификацией: на автомобилях с д в и г а т е л я м и м и н и м а л ь-н о г о рабочего объема используют двух- и четырехцилиндровые четырехтактные модели и очень редко двухтактные. Охлаждение этих двигателей в основном жидкостное и реже воздушное, их рабочий объем находится в пределах от 0,6 до 1,2 л мощностью от 30 до 60 л. с. В СССР к таким двигателям относится «Запорожец», выпускаемый Мелитопольским моторным заводом;
на автомобилях с двигателями малого рабочего объема (малолитражных) применяют
6 Зак. 2S7
161
четырехтактные, четырехцилиндровые двигатели с рабочим объемом or 1,2 до 2,0 л, мощностью от 60 до 110 л. е., с жидкостным охлаждением. Типичным представителем этой группы являются двигатели АЗЛК;
Таблиц л 21
Основные показатели двигателей европейских легковых автомобилей 1966 г.
Рабочий «бьем днпгателн Вес антомобн-ли. к Г Мощность двигатели, .1. с. Рабочий объем, .1 Тактпость Число цианид* ров —— — Охлаждение
Минимальный 600 900 30-60 0,6—1,2 1 2 мало 1 1 много 2 4 Воздушное мало, жидкостное много
.Малый 900—1200 60-110 1,2-2,0 1 * 4 Жидкостное
Средний 1200—1600 110—170 2,0—3,0 4 6 >
Большой Свыше 1600 Свыше 170 Свыше 3.0 4 6 и 8 »
на автомобилях с двигателями среднего рабочего объема мощности должны быть несколько больше, т. е. от 110 до 170 л. с., в соответствии с чем рабочий объем их лежит в пределах от 2.0 до 3,0 л. Это двигатели четырехтактные, четырех-п чаще шестицилипдровые жидкостного охлаждения, расположенные над передней осью автомобиля;
на автомобилях с двигателями большого рабочего объема, выпускаемых в ограниченных количествах, устанавливают четырехтактные, шести- и восьми цилиндровые двигатели жидкостного охлаждения мощностью до 250 и даже до 300 л. с. с рабочим объемом свыше 3 л.
Число оборотов коленчатых валов всех перечисленных типов двигателей на перегибе внешней скоростной характеристики изменяется в пределах 4000—6000 об!мин.
Двигатели американских легковых автомобилей по мощности и рабочем}' объему значительно отличаются от аналогичных европейских. Подавляющее большинство европейских двигателей, как уже указывалось, имеют рабочий объем и мощности, не превышающие соответственно 3,0 л и 170 л. с.
Американские двигатели в подавляющем большинстве случаев V-образные восьми цилиндровые и реже рядные шестицилиндровые, выпуск четырехцилиндровых двигателей сейчас прекращен. Рабочий объем этих двигателей близок к 4 л, а в ряде моделей достигает 7 л,
162
в соответствии с этим мощности американских двигателей обычно бывают не ниже 180 л. с., но иногда достигают и даже превышают 400 л. с.
Меньшие мощности и рабочие объемы имеют двигатели американских небольших автомобилей, часто называемых компактными. В этих двигателях объемы близки к 2,5 л, а мощности — к 120 — 150 л. с. Все американские автомобильные двигатели, за очень редким исключением, четырехтактные, жидкостного охлаждения, их устанавливают в передней части автомобиля.
Установка на шасси автомобиля двигателя повышенной мощности, часто практикуемая в Америке, повышает среднюю скорость движения автомобиля, уменьшает его взносы и шумность работы, но ухудшает топливную экономичность. Последнее объясняется тем, что в двигателях большей мощности и большего рабочего объема при работе на малых нагрузках возрастает относительная величина тепловых, насосных и механических потерь.
В начале 50-х годов в Америке три крупнейших автомобильных концерна стали сильно увеличивать мощность двигателей легковых автомобилей, началась так называемая «гонка мощностей», которая не вызывалась какими-либо техническими необходимостями .
Повышение мощностей обычно достигалось (о чем уже упоминалось ранее) увеличением степени сжатия е, совершенствованием рабочих циклов, характеризуемых средним эффективным давлением д, и повышенном номинальных чисел оборотов вала пг.
Гонка мощностей продолжалась с 1950 по 1958 г., она может характеризоваться следующими данными двигателей «среднего американского автомобиля», определяемыми статистическими данными (табл. 22).
Таблица 22
Показатели двигателей «среднего американского автомобиля»
Годи * иеличеные за год
степеней сжатия среднего эффективного давления чисел оборотов
1930—1950 0,09 0,05 30
1950—1958 0,20 0,26 90
1958—1966 0,07 0,05 3
В период гонки мощности приросты степеней сжатия, чисел оборотов и среднего давления были в 2—5 раз больше, чем в обычные годы.
После 1958 г. также наблюдается небольшой рост показателей американских двигателей, но он значительно менее интенсивен, чем в период «гонки мощности».
6-
163
На грузовых автомобилях небольшой гр у. зоподъемности в Европе и в Америке часто устанавливают карбюраторные двигатели легковых автомобилей, чтобы не создавать новых производств и не нести связанного с этим расхода. При использовании двигателей легковых автомобилей на шасси грузовых их обычно «дефорснруютъ, т. е. несколько уменьшают мощность. Для достижения этого понижают на 10— 20°о максимальные числа оборотов, устанавливая ограничитель, и несколько (примерно на 10%) уменьшают степень сжатия. Уменьшение степеней сжатия и чисел оборотов необходимо вследствие более напряженной работы (на больших открытиях дроссельной заслонки) двигателя на шасси грузового автомобиля и возможного появления детонации.
На грузовых автомобилях большой грузоподъемности и автобусах устанавливают специально выпускаемые мощные карбюраторные двигатели, но чаще дизели с большими рабочими объемами и менее быстроходные, т. е. с меньшими числами оборотов. Мощности этих двигателей доходят до 200—300 и даже 400 л. с., их рабочий объем достигает 20 л, а число оборотов обычно не превышает 2500 -3500 в минуту. Масштабы производства таких двигателей сравнительно невелики по сравнению с выпуском других типов двигателей.
Числа оборотов коленчатых валов двигателей современных легковых автомобилей достигают па перегибе внешней скоростной характеристики 4000—6000 в минуту. Числа оборотов двигателей грузовых автомобилей ниже, обычно их ограничивают регуляторами, и они редко превышают 3000—3500 в минуту.
Ранее указывалось, что номинальные числа оборотов вала в основном определяются площадью впускного отверстия, отнесенной к единице рабочего объема цилиндра, фазами газораспределения и сопротивлениями впускной системы. Обычно, желая повысить мощность двигателя и его обороты, т. е. форсировать двигатель, повышают степень сжатия, увеличивают площадь впускного отверстия, расширяют фазы газораспределения и уменьшают сопротивления впускной и часто выпускной систем.
Этим методом часто пользуются на автомобильных заводах, в частности, в свое время в результате форсирования двигателя грузового автомобиля ГАЗ-51 был выпущен двигатель легкового автомобиля ЗИМ-12. При форсировании двигателя ГАЗ-51 увеличили фазы газораспределения, уменьшили сопротивление впускного трубопровода, установили сдвоенный карбюратор и несколько повысили степень сжатия (с 6,2 до 6,7). В итоге кривую мощности, соответствующую скоростной характеристике двигателя ЗИМ, удалось поднять (рис. 108) и перенести точку ее максимума в сторону ббльши: оборотов.
В последние годы конструкторы многих автомобильных двигателей впускные трубы стали делать несколько длиннее, стараясь использовать инерционный наддув. В частности, на одной из моделей
164
американского V-образпого двигателя длина впускного трубопровода доведена до 700 я.н, для чего карбюратор левого блока располагают справа, а карбюратор правого блока—слева. По данным одной из американских фирм, использование инерционного наддува позволило заметно увеличить крутящий момент двигателя (рис. 109). Наи
больший эффект от применения инерционного наддува был получен на средних числах оборотов.
Переход от нижних клапанов к верхним обеспечил заметное повышение мощности двигателя па больших числах оборотов. По данным одной из фирм, у двигателя с рабочим объемом 2,78 л переход на верхние подвесные клапаны позволил поднять мощность с 90 до 112 л. с. (рис.
Рис. 108. Внешние скоростные характеристики двигателей ГАЗ-51 и 311M-J2
ПО).
Степень сжатия. Повышение степени сжатия двигателя обеспечивает повышение экономичности и мощности карбюраторного дви
гателя.
Рис. 109. Крутящий момент двигателя с инерционным наддувом (/) и без него (2)
Рис. ПО Внешние скоростные характеристики двигателя:
1 — с верхним и 2 — с ннжннм клапанами
165
Рис. Ill. Внешние скоростные характеристики карбюраторного двигателя при разных степенях сжатия
С повышением степени сжатия двигателя, как уже ранее отмечалось:
1) повышаются давления и сокращается продолжительность процесса сгорания;
2) уменьшается поверхность охлаждения камеры сгорания;
3) увеличивается степень расширения продуктов сгорания;
4) несколько увеличивается механический к. п. д., так как величина механических потерь возрастает медленнее, чем ип-
дикаторная работа.
В итоге при заданной эффективной мощности
можно уменьшить рабочий объем двигателя, что дает дополнительное сокращение тепловых и механических потерь.
Т а б л и и а 23
Данные испытаний двух двигателей с разными степенями сжатия
Параметры Степень сжатии Относительное изменение, %
Г».5 12,5
Мощность в л. с. при числе оборотов в мин 85/3400 95/3600
Клапаны 11и)кние Верхние —
Числи цилиндров 6 8
Рабочий объем, л 3.9 3,0 -23
Литровая мощность, .7. с. 1л .... 22 31,5 4-4 J
Среднее эффективное давление, к Г см3 5,8 7,9 4-36
Эффективный удельный расход, г э. 1. с ‘Ч . . . . 212 180 -25
Максимальное давление цикла, кПсм3 (при //=2000 об1, мин) .... 37,0 80.0 —|—1217
.Мощность механических потерь, л. с 1 1.0 10,5 —28
Теплоотдача в воду. % 100 70 — 30
В табл. 23 приведены результаты испытаний двух двигателей примерно одинаковой мощности и быстроходности, но второй двигатель имел значительно более высокую степень сжатия, меньший
166
(па 30%) рабочий объем, связанную с этим меньшую мощность механических потерь (на 23%), но более высокую топливную экономичность.
По данным опытов, при повышении степени сжатия кривые мощности карбюраторного двигателя, работающего на разных числах оборотов, поднимаются (рис. 111), а соответствующие им кривые удельных расходов должны опуститься.
Рис. 112. Внешние п частичные скоростные характеристики карбюраторного двигателя при углах опережения зажигания:
I — наивыгоднейшее; 2 — 6=15°; 3 — 0 = 10° н 4 — 0 = 5°
Для приближенного определения среднего эффективного давления и удельного расхода бензина можно использовать эмпирические зависимости, которые были ранее приведены в гл. VI:
г» n s /*~ 0.46
P'iim ^2,2/е- И
I е
Опережение зажигания. При правильно подобранном угле опережения зажигания процесс сгорания оканчивается при положении поршня, близком к в. м. т. В этом случае давление газов в конце сгорания оказывается максимальным, что обеспечивает получение
167
наибольших мощностей, а продукты сгорания расширяются в наибольшее количество раз, вследствие чего удельные расходы топлива понижаются.
При полной нагрузке двигателя, работающего на разных числах оборотов, угол опережения зажигания 0° по мерс роста оборотов необходимо постепенно увеличивать (рис. 112). В этом случае эффективная мощность на всех оборотах достигает максимума и будет определяться верхней кривой мощности (см. рис. 112). При установке постоянного угла опережения, равного 15; 10 и 5°, двигатель не сможет развивать достаточной мощности, что подтверж-
Рис. 113. Внешние скоростные характеристики автомобильного двигателя:
1 н 2 — со свободным впуском и без глушителя; 3 и 4 — с глушителем и воздухоочистителем
дается данными того же рисунка. В соответствии с этим удельные расходы топлива, не показанные на рисунке, должны увеличиваться.
Воздухоочистители и глушители. В городах 1 лг‘ воздуха содержит от 1 до 3 мг пыли, отсюда следует, что при сжигании 1 кГ бензина в цилиндры вместе с 12 м3 воздуха пройдет от 12 до 36 мг пыли. Воздухоочистители очищают воздух, поступающий в карбюратор, впускные трубы и цилиндры двигателя — от механических примесей, что заметно сокращает изно-сы поршневой группы, цилиндров и подшипников. Одновременно с этим наличие воздухоочистителей и патрубков поглощает шум впуска. Однако воздухоочистители увеличивают сопротивление впускной системы и уменьшают весовое на
полнение двигателя, следствием чего является понижение индикаторной и эффективной мощностей. На малых числах оборотов, т. е. при малых скоростях воздуха во впускном трубопроводе, снижение мощности малозаметно, но оно постепенно возрастает, достигая на больших числах оборотов 5—7% мощности.
Глушители уменьшают или почти полностью поглощают шум, создаваемый отработавшими газами, выходящими из двигателя, но увеличивают сопротивление выпускной системы, вследствие чего мощность двигателя понижается на 2—3°о.
Таким образом, установка воздухоочистителя и глушителя ухудшает мощностные и экономические показатели двигателя.
Внешние скоростные характеристики двигателя со свободным впуском воздуха и выпуском продуктов сгорания (кривые 1 и 2) и с воздухоочистителем и глушителем (кривые 3 и 4) показаны на рис. 113.
168
§ 66. Внешние скоростные характеристики газовых двигателей
В последние годы в связи с резким увеличением автомобильного транспорта газовое топливо начинает находить более широкое применение, заменяя бензин. На газовое топливо обычно переводят бензиновые карбюраторные двигатели путем небольшого их переконструирования.
При переводе карбюраторных двигателей с бензина на нефтяной газ рабочие циклы изменяются незначительно. Коэффициент наполнения остается почти без изменения, так как газовое топливо занимает несколько больший объем, по для испарения не нуждается в подогреве. Скорость сгорания газо-воздушпых смесей несколько ниже, чем бен зиновоздушных, но это легко можно компенсировать небольшим увеличением угла опережения зажигания.
Теплотвор но ст ь газо- и бензиновоздуш-ных смесей при коэффициенте избытка воздуха
а — 1,0 (отнесенная к 1 .и3) и прочих равных условиях определяет мощность двигателя и может характеризоваться следующими данными:
Бензин Метан Пропан Бутан
Теилотзорность смеси, 850 770 826 835
Мощность, %................... 100 91 97 98
Рис. 114. Внешние скоростные характеристики двигателя ГЛЗ-53, работающего на бензине при е = 6,7 (/), нефтяном газе е = 6,7 (2) и газе е = 8,43 (3)
Небопыное снижение мощности бензинового двигателя при переводе его на нефтяное газовое топливо можно компенсировать повышением сжатия, так как газовые топлива имеют более высокие октановые числа, достигающие 90—100 единиц.
В соответствии с этими положениями при неизменной степени сжатия кривая мощности двигателя ГАЗ-53, испытанного в НАМИ, при работе на газе (кривая 2) располагается ниже, чем при работе на бензине (кривая /, рис. 114). При повышении степени сжатия
169
с 6,7 до 8,43 кривая мощности повышается (кривая 3), а удельные расходы понижаются. Вследствие более медленного горения при работе па газе углы опережения зажигания надо делать примерно на 10 больше, чем при работе на бензине.
В прежние годы иногда в качестве моторного топлива использовали генераторный газ, для чего на грузовых автомобилях устанавливали специальную газогенераторную установку. Генераторный газ обладал значительно меньшей калорийностью, чем бензин, и потому снижение мощности двигателей достигало. 40%, что резко ухудшало динамические качества автомобилей и тракторов. В настоящее время эти установки, за единичными исключениями, не применяются .
§ 67. Внешние скоростные характеристики дизелей
Автомобильные дизели. Первые попытки использовать дизели на шасси грузовых автомобилей относятся к середине 20-х годов. Замена карбюраторных двигателей дизелями позволяет расходовать меньшое количество дизельного топлива, более дешевого, чем бензин.
В настоящее время дизели находят применение па грузовых автомобилях с тоннажем более 2—3 т и автобусах. Мощности этих дизелей достигают 200—400 л. с., в соответствии с чем их рабочие объемы обычно не меньше 10 л и редко превышают 20 л. Дизели более тихоходны, чем карбюраторные двигатели, и регуляторы ограничивают их максимальные числа оборотов (2000—3000 в минуту). Однако отдельные дизели имеют максимальные числа оборотов, достигающие и реже превышающие 4000 в минуту.
На легковых автомобилях дизели, за редким исключением, не используются
Удельные расходы топлива в дизелях па 20—30% ниже, чем у карбюраторных двигателей, и не так резко увеличиваются при уменьшении нагрузки.
Тракторные дизели. Режим работы этих двигателей значительно тяжелее, чем автомобильных, так как тракторные дизели большую часть времени работают с почти полной нагрузкой при числах оборотов их коленчатых валов, близких к 2000—2500 в минуту. В соответствии с этим средняя скорость поршня тракторного дизеля 6—8 м/сек, т. е. примерно равна аналогичной величине у двигателей легковых и грузовых автомобилей при их движении со скоростью 50—60 км/ч.
Мощность тракторных дизелей определяется типами тракторов, на которых они устанавливаются, основная масса их им ст мощность от 30 до 100 л. с., но мощность некоторых дизелей достигает 200, 300 и даже 400 л. с.
Дизели, как ранее указывалось, обычно работают с большими избытками воздуха, достигающими 20—30% при полной нагрузке.
170
Рис. 115. Внешние скоростные характеристики дизеля и нм соответствующие часовые и удельные расходы топлива
Вследствие этого среднее эффективное давление их меньше, чем в карбюраторных двигателях.
Наибольшая величина среднего эффективного давления четырехтактных дизелей без наддува колеблется от 5,5 до 6,5 кПсм\ поднимаясь в редких случаях до 8,0 к Г см-. Аналогичная величина в двухтактных дизелях меньше и обычно не превышает 6,0— 7,0 кПслг.
Литровые мощности тракторных дизелей вследствие невысоких средних давлении и сравнительной тихоходности высокими быть не могут, они находятся в пределах от 10 до 25 л. с. без наддува и заметно отстают от мощностей, снимаемых с литра рабочего объема карбюраторных двигателей.
При небольших литровых мощностях рабочие объемы тракторных дизелей довольно велики и составляют от 1,5 до 15 л, достигая больших величин только в наиболее мощных моделях.
Внешние скоростные характеристики дизелей. Внешнюю скоростную характеристику карбюраторного двигателя получают после его испытания при разных числах оборотов и работе на богатой смеси с полностью открытой дроссельной заслонкой.
Аналогичную характеристику дизеля также получают после его испытания при разных числах оборотов, но в зависимости от установки рейки топливного насоса могут быть получены три
несколько различающиеся между собой скоростные .характеристики.
1. Предельная скоростная характер ист н-к а. Такая характеристика дизеля может быть получена, если устанавливать для каждого числа оборотов вала рейку топливного Насоса в положение, обеспечивающее получение наибольшей эффективной мощности (рис. 115, кривые /).
В рабочий объем цилиндра, равный 1 л, при впуске поступает примерно 1000 мг воздуха на цикл, для получения наибольшей эффективной мощности в него вводят около 60 мг дизельного топ-р>Нва: Эту величину следует рассматривать как приближенную. В Действительности она зависит от принятой системы смесеобразо
171
вания, чисел оборотов вала, качества распиливания топлива и других факторов.
При введении 60 мг/цикл л топлива в 1000 мг воздуха состав смеси будет характеризоваться а = 1,1. Работая на такой смеси, топливо полностью не сгорает, дизель сильно дымит, удельные расходы, близкие к 250 г/л. с.-ч, превышают расходы карбюраторных двигателей, но зато дизель развивает предельную мощность.
В условиях эксплуатации длительная работа дизеля по предельной характеристике не допускается, так как в камере сгорания откладывается нагар, дизель перегревается, а в атмосферу выбрасываются сильно дымящие выпускные газы.
Предельная характеристика ценна тем, что ола определяет максимально возможные мощностные показатели дизеля.
2. Скоростная характеристика но пределу дымления. Эти скоростные характеристики определяют также путем испытания дизеля, устанавливая для каждого числа оборотов рейку топливного насоса в положение (близкое к максимальному), при котором начинается едва заметное дымление выпускных газов; при этом дизель работает значительно более экономично. Практическое получение таких цикловых расходов топлива обеспечивается работой корректора, изменяющего подачу топлива в соответствии с оборотами вала. При снятии этой характеристики цикловые расходы дизельного топлива меньше ранее определяемых на 15—20% и обычно близки к 45—50 мг!цикл л на 1000 мг воздуха. В соответствии с этим кривые часовых и удельных расходов топлива (см. рис. 115, кривые 2) н эффективной мощности располагаются ниже аналогичных кривых, определявших предельную скоростную характеристику, и работа дизеля характеризуется более высоким теплоиснользованисм.
3. Внешняя (э к с п л у а т а ц и о и и а я) скоростная характеристика. При получении этой характеристики дизель испытывают на номинальных числах оборотов, определяемых регулятором, рейку топливного насоса устанавливают в положение, при котором начинается едва заметное дымление выпускных газов. Таким образом, рейку на номинальном числе оборотов устанавливают в то же положение, что и при снятии скоростной характеристики по пределу дымления (п. 2) и внешней эксплуатационной (п. 3). Поэтому на номинальном числе оборотов мощности н соответствующие им расходы для этих двух характеристик одинаковы.
Далее испытывают дизель на разных числах оборотов, не изменяя положения рейки. При этом по мере уменьшения чисел оборотов подача воздуха в цилиндры дизеля увеличивается, и он начинает работать на более бедной смеси. Следствием этого является (см. рис. 115, кривые 3) снижение мощности, часовых и удельных расходов топлива, свидетельствующее о более экономичной работе дизеля в условиях эксплуатации.
172
Указанные вп. 1,2, 3 цикловые подачи топлива на литр рабочего объема носят иллюстративный характер и заметно изменяются от принятой для данного двигателя системы смесеобразования и особенностей топливной аппаратуры.
§ 68. Регуляторные характеристики дизелей
В условиях эксплуатации тракторов в сельском хозяйстве или на транспорте их нагрузка изменяется в широких пределах из-за неоднородности обрабатываемой почвы или дорожных покрытий. При неподвижном рычаге или педали, управляющими подачей топлива, изменение внешней нагрузки вызовет колебания скорости движения трактора. В этих случаях для сохранения скорости, постоянной при изменении внешней нагрузки, необходимо соответственно изменять мощность дизеля, что возможно за счет разных количеств впрыскиваемого дизельного топлива.
Таким образом, при регулировании мощности дизеля и приведении ее в соответствие с внешней нагрузкой необходимо автоматически изменять цикловую подачу топлива, дтя чего в систему питания включают регулятор. В соответствии.с этим для оценки параметров, характеризующих работу дизеля с регулятором, используют регуляторную характеристику, определяющую зависимость чисел оборотов, часовых и удельных расходов топлива и других параметров от эффективной мощности, при воздействии регулятора на орган подачи топлива.
Регуляторную характеристику снимают, испытывая дизель в лаборатории, причем согласно ГОСТ 491-55 снятие регуляторной характеристики должно производиться при постоянном положении органа управления регулятором путем постепенного увеличения нагрузки от .холостого хода до полной при числах оборотов, изменяющихся от максимальных, определяемых регулятором, до оборотов меньших, при которых крутящий момент дизеля достигает максимума. В соответствии с. этим при увеличении внешней нагрузки повышенно мощности дизеля должно быть получено автоматически за счет возрастания цикловых подач дизельного топлива.
Регуляторная характеристика дизеля представлена на рис. 116, а, а внешняя скоростная характеристика его с регулятором — на рис. 116, б. Обозначения точек на обеих характеристиках совпадают, но только точки скоростных характеристик имеют значки «'». При малых нагрузках, близких к холостому ходу, цикловые подачи близки к минимальным (например, 30 мг!цикл л — см. точку fL рис. 116, а). На этом режиме дизель развивает небольшую мощность, а число оборотов, ограничиваемое регулятором, близко к максимальному (точка /2). В соответствии с этим часовые расходы топлива (точка /3) невелики, но удельные (точка /.,) — достигают максимума.
173
При увеличении внешней нагрузки регулятор автоматически увеличивает цикловую подачу топлива (например, до 40 и 50 мг!цикл л
^т.цикл >
КГ/ЦЦКП Л
50 -
40
J-------1-----1______L
&Т.ЦЦКЛ’ мг/цикпл. , 50\- %!
40
30
bt cf df о-------О---------О—--- Q
е;
30
Рис. 116 Характеристики дизеля: а — регуляторная; б — внешняя скоростная;
ioo
1200 1600 п, об/мин
— см. точки и dt), вследствие чего расходы топлива в час возрастают (см. точки е3 и ds). На этих режимах мощности возрастают, а числа оборотов немного понижаются, что объясняется особенности
174
мн работы регулятора (точки е2 и d>}, соответствующие удельные расходы топлива понижаются (см. точки ел и
При дальнейшем увеличении нагрузки в рассматр1гваемом случае увеличить цикловую подачу топлива нельзя (см. точки и д,), и дизель начинает работать с перегрузкой, вследствие чего обороты его вала и мощность понижаются (см. точки с», Ь2 и сц), но в точке Ь., крутящий момент достигает максимума. На этих режимах часовые
Рис. 117. Характеристики тракторного дизеля при работе с всережнмным регулятором
расходы топлива понижаются (точки с3, Ь3 и пч), а удельные изменяются незначительно (точки с4, Ьл и tr,).
Регуляторная характеристика имеет ветвь регуляторную, показанную штриховыми линиями, и ветвь полных нагрузок, изображенную сплошными линиями. Регуляторная характеристика одного из отечественных дизелей показана на рис. 117.
Скоростная и регуляторная характеристики дизеля, топливный насос которого управляется всережнмным регулятором, приведены соответственно на рис. 118, а и б. Такие характеристики получают, перестанавливая рычаги управления регулятором в разные положения для того, чтобы дизель работал при заданных числах оборотов. В рассматриваемом случае для получения регуляторных ветвей
175
характеристик рычаг управления регулятором устанавливали в 6 разных положений (кривые 1, 2, 3, 4,5, 6).
В автомобильных дизелях органом подачи топлива управляет водитель с помощью педали. Поэтому устанавливать сложный по
Рис. 118. Регуляторная характеристика тракторного дизеля
конструкции всережнмный регулятор, обычно используемый на тракторных дизелях,нецелесообразно и его заменяют двухрежимным регулятором.
Этот регулятор, воздействуя на цикловую подачу, обеспечивает работу дизеля только на максимальных и минимальных оборотах.
§ 69. Регулировочные характеристики карбюраторных двигателей по составу смеси
Мощность и экономичность автомобильных карбюраторных двигателей зависят от состава горючей смеси, па которой они работают. Эту зависимость определяют с помощью регулировочных характеристик по составу смеси.
Для определения регулировочной характеристики испытывают двигатель, поддерживая неизменным число оборотов коленчатого вала, положение дроссельной заслонки и температуру охлаждающей воды. При испытаниях изменяют только регулировку карбюратора, устанавливая последовательно топливные жиклеры с разными пропускными способностями или изменяя расход бензина через жиклеры с помощью регулировочной иглы.
При стабильном числе оборотов коленчатого вала и неизменном положении дроссельном заслонки количество воздуха, поступающего в двигатель, остается постоянным, поэтому в этих условиях изменение пропускной способности жиклеров обеспечивает обеднение или обогащение состава горючей смеси, на которой работает двигатель. Количество тепла, которое должно выделяться при полном
17G
сгорании топлива, уменьшается как при обеднении смеси» так и при ее обогащении, учитывая химическую неполноту сгорания:
Коэффициент избытка воз-
духа а.................... 0,7 0.8 0,9 1,0 1,1 1,2 1,3
Тепловыделение при сгора-
нии, ккал цикл л.......... 0.57 0,63 0,67 0,70 0,63 0,58 0,54
То же, %................. 82 90 95 100 90 83 77
При уменьшении тепловыделения в процессе сгорания понижаются максимальные температуры и давления цикла, теплопере-
Рис. 119. Регулировочная характеристика карбюраторного двигателя по коэффициенту избытка воздуха
Регулировочная характеристика двигателя, определяющая зависимости мощностей и удельных расходов топлива от состава смеси, строится двояко:
1) обычно по горизонтальной оси откладывают составы смеси пли им соответствующие часовые расходы топлива, а по вертикальным осям — мощности и удельные расходы топлива (рис. 119);
2) однако для анализа регулировочных характеристик можно рекомендовать по горизонтальной оси откладывать тепловыделение при сгорании с учетом химической неполноты сгорания (рис. 120), а по вертикальным осям — те же мощности и удельные расходы топлива.
Анализ регулировочной характеристики,показанной на рис. 120 позволяет заключить, что:
1. Мощность двигателя для одного и того же количества тепла, выделяющегося в процессе и изменяющегося от 0,55 до 0,70 ккал/цикл л при работе на богатых смесях (изменение а
177
т 1,0 до ОJ) больше, чем при работе на бедных (изменение а от 1 до 1,15) на величину (на рисунке она заштрихована). Это объясняется повышенным весовым наполнением двигателя, более высокими скоростями сгорания и большим приростом молекул в результате химической реакции. На бедных смесях мощность снижается пропорционально уменьшению тепловыделения.
2. Экономичность двигателя, характеризуемая удельными расходами топлива при одинаковых количествах тепла, выделяющегося
Рис. 120. Регулировочная характеристика карбюра торного двигателя по тепловыделению
при сгорании топлива на бедных и богатых смесях, неодинакова. Расходы топлива на бедных смесях, меньшие на величину Agt. (заштрихованную па рисунке), при одинаковых тепловыделениях в камерах сгорания следует объяснить в основном меньшей теплоемкостью продуктов сгорания и отсутствием химической неполноты сгорания.
Смеси переобедненные (при а >1,15) и переобогащенпые (при сс<0,8) связаны с понижением мощности и возрастанием удельных расходов топлива, а потому их использовать при эксплуатации двигателя недопустимо.
§ 70. Двигатели, работающие с наддувом
Наполнение карбюраторных двигателей горючей смесью или дизелей воздухом осуществляют за счет перемещения поршня и связанного с этим понижения давления в цилиндре в процессе впуска.
178
Это понижение влечет за собой снижение всех давлении цикла и, следовательно, среднего индикаторного давления н индикаторной мощности.
В случае, если бы удалось тем или иным путем повысить давление впуска и ввести в цилиндры больше горючей смеси, то давления цикла и индикаторная мощность возросли бы.
Для повышения давления горючей смеси или воздуха, поступающих в цилиндры двигателя, иногда используют небольшие компактные компрессоры, обычно называемые нагнетателями, для приведения в действие которых надо затрачивать часть мощности двигателя.
Нагнетатели впервые были применены и получили широкое применение на авиационных двигателях. По мере подъема на высоту вследствие уменьшения плотности воздуха мощность, развиваемая авиационным двигателем, падает, что недопустимо. Для компенсации мощности на высоте 2000—3000 ж включал и. цагнетателщ-ДЬЕорючая / х смесь под избыточным давлением проходила в цилиндры авиационного двигателя, компенсируя снижение мощности.
В начале 20-х годов были сделаны первые попытки устанавливать нагнетатели на автомобильные двигатели. Цель, которую при этом преследовали, — при том же рабочем объеме двигателя повысить его максимальную мощность, и, следовательно, динамические качества автомобиля.
При использовании нагнетателей на автомобильных двигателях и работе их на неполных открытиях дроссельных заслонок нагнетатель в работу не включался. Когда дроссельную заслонку открывали полностью, то после дальнейшего нажатия на педаль, ею управляющую, включался нагнетатель. При этом горючая смесь под избыточным давлением и в больших весовых количествах поступала в двигатель, мощность которого повышалась.
Попыток использовать наддув как средство повышения мощности транспортных двигателей было сделано несколько, ио широкого применения он не получил. Одной из основных причин этого является необходимость либо понижать степень сжатия карбюраторного двигателя, либо переходить на использование бензина с более высоким октановым числом и потому стоящего дороже. Кроме того, при наддуве увеличивается стоимость и шумность работы двигателя и усложняется его обслуживание.
Применение наддува для дизелей более перспективно, так как в них отсутствует детонация и, следовательно, пет необходимости в понижении степени сжатия двигателя или использования более дорогого топлива.
Нагнетатели карбюраторных двигателей можно включать в систему питания двумя способами, т. е. так, чтобы они:
1) сжимали воздух, который далее последовательно передается в карбюратор и цилиндры двигателя, или
2) сжимали горючую смесь, которая поступает в него из карбюратора и далее передается в цилиндры двигателя.
179
Оба способа включения нагнетателя имеют свои небольшие достоинства и недостатки и практически примерно равноценны.
Конструкции автомобильных нагнетателей должны быть по возможности более компактными. В конструкции с двумя вращающимися роторами (рис. 121) воздух входит через отверстие 1, попадает в объем между корпусом 2 и роторами 3 и 4 и выходит через отверстие 5. В этом нагнетателе почти отсутствуют трущиеся детали, но для обработки вращающихся роторов и корпуса нагнетателя требуется специальное оборудование. Конструкция нагне-
тателя с пластинами показана на 1 вращается ротор 2. В последнем имеются шесть прорезей 3, в которые входят пластины 4. При вращении ротора пласти-
рис. 122: в неподвижном корпусе
Рис. 122. Схема нагнетателя с ротором и пластинами
Рис. 121. Схема нагнетателя с двухлопастными роторами
ны 4 под действием центробежных сил прижимаются к втулке 5, скользят по пен и захватывают поступающий через впускной патрубок 6 воздух.
При поворачивании ротора объем воздуха между двумя пластинами уменьшается, вследствие чего его давление повышается. Сжатый таким образом воздух пли смесь через канал 7 проходит во впускной патрубок и позднее в двигатель.
Желание довести до минимума габаритные размеры, вес компрессоров и механические потери в них привело к созданию специальных центробежных нагнетателей (рис. 123).
Получение сжатого воздуха в центробежных нагнетателях возможно лишь в том случае, если числа оборотов ротора достигают 30 000—40 000 об!мин.
Для сжатия воздуха или горючей смеси в нагнетателе необходимо затратить определенное количество энергии, получаемой от двигателя.
Роторы нагнетателей ранее приводились во вращение от распределительных шестерен двигателя.
В настоящее время значительно более перспективным является приведение во вращение роторов нагнетателей маленькой газовой турбиной, в которой используют тепло отработавших газов. Для
180
этого в выпускном трубопроводе двигателя (рис. 12!) устанавливают небольшую газовую турбину, рабочее колесо которой укреп-
лено на одном валу с ротором центробежного нагнетателя, расположенным во впускном трубопроводе.
Отработавшие газы, выбрасываемые цилиндров с большой скоростью.
из
Рис. 123. Схема центробежного нагнетателя
Рис. 124. Схема турбонагнетателя
проходя по выпускному трубопроводу, вращают рабочее колесо газовой турбины, а вместе с ним и ротор нагнетателя. Давление
Рис. 125. Развернутые индикаторные диаграммы при разных давлениях наддува:
У- Р„ = 700 мм рт. ст.'. 2 - рн = Ь00 мм рт. ст..
3 — Ри ~ 900 мм рт. ст.
Впуска при этом повышается так же, как и вес заряда, поступающего в цилиндры двигателя.
181
При установке турбонагнетателя увеличивается сопротивление выпускного трубопровода, и относительное количество остаточных газов несколько возрастает. Однако это не имеет серьезных последствий, так как одновременно увеличивается весовое наполнение двигателя.
При работе двигателя с нагнетателем в процессе впуска в цилиндры поступает горючая смесь или воздух с избыточным давлением,
поэтому весовое наполнение двигателя увеличивается примерно пропорционально давлению наддува и в процессе сгорания сжи-
Рис. 127. Внешние скоростные ха ра ктер исти к и восьм и ни л и ядрового двигателя с наддувом (/) и без него (2)
Рис. 126. Внешние скоростные характеристики двигателя ЗИЛ-130 с турбонаддувом и без него:
/ — давление наддува дн; 2 и 3 — мощности и удельные расходы без турбонаддува; 4 и 5 — мощности и удельные расходы с турбонаддувом
гается большее количество топлива. Следствием этого является повышение всех давлений цикла, что подтверждается развернутыми индикаторными диаграммами (рис. 125), полученными при разных давлениях наддува. Повышение максимального давления газов неизбежно сопряжено с увеличением нагрузок на поршни и подшипники двигателя и, если не приняты специальные меры, то износи этих детален могут сильно увеличиться.
Расчеты и испытания показывают, что при повышении давления впуска на 0,1 кПсм- мощность двигателя возрастает примерно на 10%. Эта зависимость справедлива при давлениях наддува, не превышающих 1,5 кГ см2.
182
Внешние скоростные характеристики двигателя ЗИЛ-130 при турбонаддуве и без него показаны на рис. 126, где также приведены давления наддува изменяющиеся в зависимости от числа оборотов от 0,05 до 0,48 атм избыточных. При турбонаддуве мощность этого двигателя при 3200 об мин повышается со 160 до 240 л. с., т. е. на 50%. Это существенное повышение мощностных показателей двигателя.
Внешние скоростные характеристики американского двигателя, работающего с нагнетателем при степени сжатия е= 10,4, показаны на рис. 127, причем во избежание детонации во впускную трубу впрыскивали специальную жидкость.
В заключение необходимо отметить, что в некоторых случаях нагнетатель следует устанавливать не только для повышения динамических качеств легковых автомобилей. При эксплуатации автомобилей и тракторов в горных местностях, расположенных выше 2000 л над уровнем моря, в двигатели поступает горючая смесь или воздух с меньшей плотностью, вследствие чего падает весовое наполнение двигателя, а следовательно, и его мощность.
Величина атмосферного давления на разных высотах от уровня моря приведена ниже:
Высота над уровнем моря, м.................... 0
Давление воздуха,.pm cm 760
Плотность воздуха, % . . 100
1000 2000 3000 4000 5000
674 596 525 452 405
91 82 74 68 60
При понижении весового наполнения одновременно с уменьшением мощности двигателя происходит постепенное обогащение горючей смеси, что ведет к ухудшению экономичности и дополнительному снижению мощности. Поэтому использование нагнетателей для двигателей грузовых автомобилей и тракторов, работающих в высокогорных условиях, представляется весьма целесообразным.
ГЛАВА XIII
КОЭФФИЦИЕНТЫ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
§ 71. Термический к. п. д. разомкнутого цикла
Топливо, поданное в карбюраторные двигатели или дизели, сгорает, выделяя тепло, часть которого удается превратить в полезную работу, необходимую для движения автомобиля или трактора.
Ранее рассматривалось (см. гл. 1) превращение тепловой энергии в механическую работу в теоретическом тепловом двигателе, работавшем по замкнутому теоретическому циклу. В этом двигателе сгорания топлива не было, оно заменялось сообщением тепла от внешнего источника.
Вследствие отсутствия сгорания отпадали процессы впуска и выпуска п потому этот теоретический замкнутый цикл был весьма далеким от реального; числовые значения различных параметров теоретического и реального циклов сильно между собой различались.
Для решения некоторых вопросов целесообразно рассматривать теоретический двигатель, в котором происходили те же процессы, что и в реальных двигателях.
При рассмотрении таких теоретических двигателей полагают:
1) горючая смесь или воздух проходят в цилиндр без сопротивлении;
2) сжатие смеси или воздуха осуществляется без тепловых потерь, так как стенки цилиндра петеплопроводны;
3) топливо сгорает полностью, в состав продуктов сгорания входят также трехатомные газы; а не только двухатомные;
4) расширение продуктов сгорания также лишено тепловых потерь;
5) выпускная система не имеет сопротивления;
6) теплоемкость рабочего тела возрастает при повышении температуры.
При таких условиях каждый новый теоретический цикл осуществляется систематически сменяемым новым количеством горючей смеси. Поэтому такие циклы называют теоретическими разомкнутыми в отличие от замкнутых, осуществляемых несменяемыми количествами газа.
В замкнутых теоретических циклах теплоиспользование выше, чем в циклах разомкнутых. Это объясняется тем, что в разомкнутых циклах после сгорания появляются продукты сгорания, содержащие трехатомные газы с теплоемкостью, большей, чем у двухатом-ных газов, и при повышении температуры теплоемкость возрастает. * В результате при тех же количествах подводимого тепла максимальные температуры и давления газов в разомкнутом цикле понижаются, полезная работа уменьшается п теплоиспользование ухудшается.
184
Термический к. п. д. теоретического разомкнутого цикла представляет отношение тепла, превращенного в работу, к затраченному теплу:
(32)
где Qj —тепло, которое может выделиться при полном сгорании топлива;
Фариз — тепло, которое не может быть использовано в теоретическом разомкнутом цикле; это принципиально неустранимая потеря теоретического цикла.
Термический к. и. д. разомкнутого никла ц, раз меньше, чем термический к. п. д. замкнутого цикла ц , примерно на 25% и также зависит от степени сжатия двигателя, что подтверждается следующими данными:
Степень сжатия.................................6 8 ’О
T|z замкнутого цикла, %..................... 51,0 56,5 60,0
’к раз разомкнутого цикла, %................ 39,5 44,0 47,5
Теплоиспользование теоретического разомкнутого цикла определяет максимально возможное индикаторное теплоиспользование реального рабочего цикла, а поэтому представляет практический интерес при сопоставлении с ним теплоиспользования реальных двигателей.
При сжигании горючих смесей разных составов, харак!еризу-емых коэффициентом избытка воздуха а, изменяется состав продуктов сгорания, т. е. газов, получающихся по окончании процесса сгорапия, что отражается на величине термического к. п. д. разомкнутого цикла.
В табл. 24 привечены по расчетным данным составы продуктов сгорания 1 кГ нефтяного топлива, содержащего по весу 85,5°о углерода и 14,5% водорода. Состав продуктов сгорания определен в предположении, что при недостатке воздуха водород топлива сгорает полностью. Данные таблицы показывают, что в составе продуктов сгорания содержался как двух-, так и трехатомные газы,
Т а б л к ц а 24
Состав продуктов сгорания I кГ бензина
Коэффициент избытка пов-духа « Состав продуктов сгорания в процентах по в -су
со. НЛО СО о- всего двухатомных газон трехагом-пых газов
0,8 9,62 10,10 70,96 9.32 80,28 19.72
1,0 19.72 8,21 72,07 —— —- 7*2,07 27,93
1,2 16,60 6,91 72,81 — 3,65 76,49 23,51
185
причем величины теплоемкостей трехатомных газов несколько выше, чем двухатомных, а это имеет практическое значение и объясняется следующим образом.
Количество тепла Q2pan не используемое в теоретическом разомкнутом цикле, прямо пропорционально количеству газа, выходящего из цилиндра, теплоемкости и соответствующей разности температур Поэтому для уменьшения тепловых потерь надо уда-
Т а б л и ц а 25
лять из цилиндра газы с возможно меньшей температурой
Значения термического к. и. д. разомкнутого цикла со сгоранием бензина при разных составах смеси и степенях сжатия
Коэффициент избы пел воздуха а Степени сжатии s
6 7
0,8 0,30 0,32 0,34
0,9 0,35 0,37 0,39
1,0 0,39 0,42 0,44
1,1 0,40 0,43 0,45
На
богатых смесях двигатель
и теплоемкостью.
11аимеиьшую теплоемкость и более низкую температуру имеют продукты сгорания богатых (а = 0,8) и бедных (а = 1,2) горючих смесей, вследствие чего величина Q2p33 сокращается.
Поэтому при работе па бедных смесях теоретический двигатель работает более экономично, в реальном двигателе наряду с этим происходит бо-
лее полное сгорание топлива, должен был бы также работать
экономично, но появляется химическая неполнота сгорания и потому, несмотря на повышенный процент двухатомных газов, экономичность хорошей быть не может.
В заключение в табл. 25 приведены значения термического к. п. д. разомкнутого цикла при разных составах горючей смеси
и степенях сжатия.
Эги данные показывают, что даже в теоретических двигателях доля теряемого тепла не бывает ниже 55°о.
§ 72. Индикаторный к. п. д.
В цилиндрах реальных двигателей в индикаторную работу удается превратить тепла меньше, чем в воображаемом теоретическом двигателе, работающем по разомкнутому теоретическому циклу. Это объясняется тем, что в теоретическом двигателе имеются только принципиально неустранимые потери тепла Ф2раз, а в реальных двигателях к этим потерям добавляется дополнительная, принципиально устранимая тепловая потеря AQTfn.i-
Индикаторный к. п. д. гр- представляет отношение тепла, пре вращенного в индикаторную работу L/, к теплу топлива Qlt которое могло бы выделиться при полном его сгорании:
А
’li= qT
186
или
. фзра?4~ ^Qren.i
Л* • — 1 <^<7тепл» (33)
Дополнительная потеря тепла \Q ,пл значительно меньше потери Q2pai и составляет от нее 10—20%.
Дополнительные потери тепла вызываются следующими причинами:
I. Топливо сгорает не полностью из-за недостаточно хорошего перемешивания с воздухом (физическая неполнота сгорания).
2. Процесс сгорания затягивается, что также увеличивает тепловые потерн. Дополнительная теплопередача вызывается и тем, что часть продуктов сгорания диссоциирует и окисление переходит на процесс расширения.
3. Стенки цилиндра и головки реального двигателя теплопроводны и передают тепло от более горячих газов холодильному агенту. Однако эта потеря сравнительно невелика и незначительно ухудшает общее теплоиспользовапне, так как одновременно с передачей тепла от горячих газов стенкам сильно сокращается количество тепла, уносимого с выпускными газами вследствие понижения их температуры.
4. Часть тепла AQTena затрачивается на процессы газообмена.
Отсюда следует, что тепловые потери реального двигателя как бы состоят из двух частей:
1) потери тепла, принципиально неустранимой Q2pa«> 11
2) потери тепла, принципиально устранимой AQTeru» связанной с несовершенством работы реального двигателя.
Если бы в реальном двигателе за счет совершенствования рабочего цикла и конструкции удалось бы довести дополнительную потерю тепла до пуля, то тсплонспользование реального и теоретического двигателей было бы одинаковым.
Индикаторный к. п, д. двигателя не остается постоянным на разных числах оборотов. При полной нагрузке и малых числах оборотов потери на процессы газообмена очень невелики, но тепловые потери в стенки достигают максимума.
Поэтому на малых числах оборотов, или, точнее, малых скоростях поршня, рабочий цикл всех двигателей осуществляется в йенам выгоднейших условиях, и индикаторный к. и. д. не может достигнуть наибольших значений.
На средних числах оборотов (пли более высоких скоростях поршня) тепловые потерн в стенки сокращаются, но несколько возрастают потери тепла с выпускными газами. В сумме тепловые потери в этом случае сокращаются, и индикаторное теплоисполь-зоваиие достигает максимума.
На больших числах оборотов тепловые потери в стенки становятся еще меньше, но потери тепла с выпускными газами немного возрастают, так же как и насосные потери. В результате этого ин
187
дикаторное использование начинает немного понижаться. Это подтверждается результатами испытаний двух быстроходных карбюраторных двигателей:
Число оборотов вала в мин............2000 3600 5200 6SQ0
т;/ первого двигателя с е = 9,1 .... 0,26 0,3 ! 0,33 0,32
г}/ второго двигателя с е = 10...... 0,29 0,31 033 0,33
У дизелей, обычно работающих с ограничителями или регуляторами, понижение индикаторного теплоиспользовапня на больших оборотах менее заметно.
Величина индикаторного к. п. д. при полной нагрузке для карбюраторного двигателя достигает 35%, для дизелей —45%.
При уменьшении нагрузки карбюраторного двигателя возрастают затраты энергии на процессы газообмена (вследствие прикрытия дроссельной заслонки) и увеличивается относительная теплоотдача в стенки, поэтому индикаторный к. и. д. несколько понижается.
В дизелях при уменьшении нагрузки сокращают подачу топлива и рабочий цикл осуществляют на более бедных смесях, поэтому индикаторный к. п. д. повышается, что можно подтвердить следующими данными:
Коэффициент избытка воздуха а . . . 1,2 1,6 2,0 2,5
Индикаторный к. п. д., %.........44 48 50 52
§ 73. Относительный к. п. Д.
Для определения того, насколько близко индикаторное тепло-использование подходит к термическому, вводим понятие об относительном к. п. д. t]A., представляющем собой отношение тепла, превращенного в индикаторную работу Lit к теплу, превращаемому в работу, в разомкнутом теоретическом цикле L . ряз:
“ Г7 раз
ИЛИ
(34)
В некоторых случаях вместо тепла, превращаемого в работу в разомкнутом теоретическом цикле Lt раз, в эти соотношения вводят работу, получаемую в замкнутом теоретическом цикле Lt, имеющую большую величину. При таком методе расчета величина относительного к. п. д. получается меньше.
Сопоставление коэффициентов индикаторного i]fl найденного в результате испытаний двигателя, и термического ч , полученного расчетным путем, показывает, что для удачно спроектированных и хорошо изготовленных карбюраторных двигателей относитель
188
I
ный к. п. д. достигает 80—90%, т. е. индикаторное использование меньше термического на 10—20%.
Относительный к. п. д. дизелей несколько ниже, чем у карбюраторных двигателей, и изменяется в пределах от 60 до 80%. Для
одного и того же двигателя он не остается постоянным, изменяясь от нагрузки, чисел оборотов вала, регулировки топливной аппаратуры и условий эксплуатации двигателя.
При работе двигателя с полной нагрузкой на разных числах оборотов совершенство протекания рабочих циклов неодинаково, поэтому дополнительные тепловые потери реального цикла AQTtnj) и, следовательно, относительный к. п. д. % изменяются довольно заметно.
Кривые изменений коэффициентов полезного действия терми
Коэффиииепты полезного карбюраторного двнга-при полной нагрузке
Рис. 128. действия теля
ческого гр, индикаторного ц,- и относительного карбюраторного двигателя показаны на рис. 128, они подтверждают, что наибольшее сближение кривых тр и ip, характеризуемое максимальным значением наблюдается при средних числах оборотов вала.
§ 74. Эффективный к. п. д.
Эффективная работа двигателя всегда меньше индикаторной из-за механических потерь.
Эффективный к. п. д. i] оценивает общее теплоиспользование реального двигателя с учетом тепловых и механических потерь; он представляет отношение тепла, превращаемого в эффективную работу ALet к теплу, которое могло бы выделиться при полном сгорании топлива Qi,
В теоретическом двигателе в полезную работу превращается максимальная доля тепла, определяемая термическим к. п. д. В индикаторную работу превращается тепла меньше, а в эффективную работу — еще меньше. Таким образом, тр гр 1Т-
Если термический к. п. д.
Qz
Qi
189
и индикаторный к. п. д.
.. _ 1 Фя4“-^Фтепа
4Z-1 ,
то эффективный к. п. д.
п 1 ____Qs 4~ ^Фтепл 4~ AQwex
Q, пли в относительных единицах
•h = 1 — <72.
Л* 1 Я2 * А(/гепл»
Лг 1 Я% А^ТсПЗ А^мгХ,
где Q2 и <72 — принципиально неустранимые потери теоретического цикла;
AQrenj 11 А^тепл —дополнительные принципиально устранимые тепловые потери реального двигателя;
AQ4ex и А<7м.х—дополнительные тепловые потери, соответствующие механическим потерям.
Тепловые и механические потери реального двигателя внутреннего сгорания складываются из потерь аналогичного теоретического двигателя Q2, дополнительной тепловой потери AQrcna и механической потери AQMcX реального двигателя.
Средн этих потерь наибольшую величину имеет принципиально неустранимая потеря Q.2.
• Эффективный к. п. д. rje можно выразить через индикаторный и механический
~ Л г Лмех» 4
а также через термический тр и относительный
Лг = Л/П?1мех-
Величина эффективного к. п. д. при полной нагрузке карбюраторных двигателей, работающих со степенью сжатия около 7, обычно нс превышает 30%, а у дизелей со степенью сжатия около 16—17 — близка к 40%.
На малых оборотах механические потери невелики, а потому величины эффективного и индикаторного к. п. д. сближаются. С повышением чисел оборотов механические потери возрастают и эффективное использование сильнее отстает от индикаторного.С уменьшением нагрузки эффективный к. п. д. уменьшается вследствие возрастания относительной величины тепловых и механических потерь.
На холостом ходу двигателей эффективной работы нет, а потому эффективный к. п. д. равен нулю.
Каждый из коэффициентов полезного действия может быть связан с расходами топлива на 1 л. с. ч; чем выше использование теп
190
f
ла, тем меньше должны быть удельные расходы топлива:
632
11 ghn ’
где 6о2 = ----термический эквивалент 1 л. с.-ч;
g — удельный расход топлива, кГ/л. с. • ч;
Л„ — теплотворная способность топлива.
При различных значениях величин коэффициента полезного действия i| определяем удельный расход топлива, принимая для моторного топлива hH — 10500 ккал!кГ:
i;, %......... 10 2(1 30 40 50 00
g. zj. с. .ч . . 600 300 200 150 120 100
Эти данные показывают, что величины теплоиспользования, определяемого тем или иным коэффициентом полезного действия, и удельные расходы всегда взаимосвязаны.
ABA XIV
ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ
§ 75. Общие положения
Тепло, выделяемое при горении топлива, не может быть пол постью трансформировано в полезную работу, так как даже в теоретическом двигателе часть от введенного тепла неизбежно должна быть отдана холодному источнику. В реальном двигателе потерь по сравнению с двигателем теоретическим больше. Поэтому увеличение экономичности реального двигателя возможно только за счет сокращения тепловых потерь, а для этого необходимо установить, куда расходуется тепло, не превращаемое в полезную работу, т. е. определить тепловой баланс двигателя.
Тепло топлива. Тепло QT, которое может выделиться при полном сгорании топлива, находится по его расходу и по теплотворной способности.
Если при испытании двигатель расходовал на данном режиме GT>4 кГ топлива в час с теплотворной способностью ha ккал/кГ, то в двигателе теоретически могло бы выделиться тепла в час:
Qi = &т.ЧЛ« ккал ч.
При составлении теплового баланса в относительных единицах тецло топлива обычно принимают за 100%.
Тепло, превращаемое в полезную эффективную работу Qe. Тепло, превращаемое в работу, может быть определено по термическому эквиваленту 1 л. с. • ч, равному 632 ккал, и эффективной мощности двигателя Ne, измеряемой тем или иным тормозным приспособлением.
Таким образом, тепло, превращаемое в полезную эффективную работу,
Q =632.Vr ккал/ч,
или в процентах по отношению к теплу, выделяющемуся при сгорании топлива,
П & ^63277,
* Qt. ч Ст. ч^и
Полученное выражение определяет эффективный к. п. д., так как
_632
Тепло, передаваемое в стенки. В стенки цилиндров передастся тепло: от горячих газов и трения поршня, которое также переходит в тепло, а в стенки головки—только тепло от горячих газов. Для определения количеств тепла, передаваемых через стенки в охлаждающую среду, испытательная установка должна быть оборудована приспособлен нем для измерения количества жидкости или воздуха, циркулирующих в системе охлаждения, и термометрами
192 \
Измеряя количество жидкости (или воздуха), проходящей через рубашки в единицу времени, и температуры ее на входе и выходе из цилиндра двигателя, можно определить количество тепла, передаваемого в систему охлаждения,
Qoxa ~ (^вых *вх) ККОЛ */,
где 0ОХЛ — количество жидкости (или воздуха) в лТ, проходящей через двигатель в час,
t их и А<* — температура жидкости (или воздуха), выходящей и входящей в двигатель, ° С;
с — теплоемкость жидкости (или воздуха), ккал!кГ - град.
Эту же величину можно выразить в относительных единицах, для чего количество тепла, передаваемого в стенки, следует отнести к теплу, выделяющемуся при сгорании топлива,
В автомобильных двигателях теплоотдача в стенки составляет 20 — 35% от тепла топлива. В этом количестве тепла основную массу составляют потери, принципиально неустранимые, и только значительно меньшую долю — дополнительные тепловые потери действительного цикла.
Тепло, уносимое с выпускными газами. Уходящие из цилиндра отработавшие газы в основном также содержат тепло, которое в теоретическом двигателе, согласно второму закону термодинамики, должно быть передано холодному источнику. Следовательно, только значительно меньшая доля тепла отработавших газов может быть отнесена к дополнительной тепловой потере реального двигателя.
Испытания двигателей показали, что с отработавшими газами уносится из двигателя от 30 до 40% тепла топлива.
Для определения этой теплоотдачи испытательная установка должна быть оборудована каким-либо устройством для измерения количества воздуха, поступающего в двигатель. Если известно количество воздуха или смеси GCM, поступающих в двигатель в единицу времени, то по составу горючей смеси можно подсчитать состав продуктов сгорания и их теплоемкость £рп.сг. Измеряя температуру отработавших газов /вып. газ. покидающих двигатель, и температуру горючей смеси или воздуха, поступающих в него /вх.см, можно определить теплоотдачу как разность теплосодержаний отработавших газов и свежего заряда:
,, nii Quuu (Ср сг /вып. газ Qr г. с ^вх. см) ККС1Л[Ч
^вып — q • 4fT. ч
Тепло, уносимое с отработавшими газами, можно также определить при помощи калориметров, в которых отработавшие газы
7 Зак 287 193
отдают часть своей внутренней энергии воде, их охлаждающей. По понижению температуры отработавших газов и количеству отданного калориметру тепла со значительной точностью определяется теплоотдача с выпускными газами.
Тепло, теряемое вследствие химической неполноты сгорания. Автомобильные карбюраторные двигатели сравнительно часто работают на несколько обогащенных горючих смесях, т. е. при 1,0. При сгорании топлива с недостатком воздуха полного окисления быть не может, вследствие чего часть тепла топлива не выделяется:
Д//м — 14 600 (1 — а) ккал!кГ.
В соответствии с этим
Q хни. неп “ Gr. ч А Лн — GT ц 14600 (1 — <х) ккил]ч или
п _______Qxiim. неп
Чхнм. неп —~~ “-•
Чт. ч
Прочие потери двигателя. Остальные потери двигателя, каждая в отдельности, не могут быть учтены с достаточной точностью, поэтому целесообразно определять их суммарно остаточным членом теплового баланса.
Остаточный член QOCT теплового баланса двигателя включает следующие тепловые потери, связанные с:
1) физической неполнотой сгорания, являющейся результатом недостаточно хорошего перемешивания топлива с воздухом;
2) работой вспомогательных механизмов;
3) трением в подшипниках коленчатого вала;
4) прочими неучтенными потерями и неточностями теплового баланса.
Таким образом, основными членами теплового баланса являются:
1) тепло, превращаемое в полезную эффективную работу;
2) потеря тепла в стенки, т. е. с охлаждающей жидкостью или воздухом, включающая тепло, возникающее в результате трения поршня о стенки цилиндра;
3) потеря тепла, уносимого с выпускными газами;
4) потеря тепла вследствие химической неполноты сгорания;
5) остаточный член теплового баланса.
По данным испытаний, каждая модель двигателя имеет свой характерный для нее тепловой баланс.
§ 76. Тепловой баланс карбюраторного двигателя при полной нагрузке и разных числах оборотов
Тепловой баланс автомобильного карбюраторного двигателя со степенью сжатия 7,4, работавшего с полной нагрузкой при разных числах оборотов, приведен в табл. 26 и на рис. 129.
191
Таблица 26
Тепловой баланс карбюраторного двигателя при полной нагрузке и разных числах оборотов
Составляющие теплового баланса в процентах
Тепло, превращенное в эффективною работу. .
Тепловая потеря в стенки ................
Тепловая потеря с выпускными газами . . . .
Тепловая потеря от химической неполноты сго-
рания .....................................
Остаточный член..........................
Числа оборотов вала в минуту
1000 2000 3000 4000
23,8 25,6 24,4 22.5
28,0 27,7 23,0 22.0
21,3 25,6 28,4 27,5
14,3 12,6 13,5 12,7
9,6 8,5 10,7 15,3
Этот тепловой баланс характерен для карбюраторных двигате-
лей. Тепловая потеря в стенки при малых оборотах вала всегда
достигает максимума,
что объясняется медленным движением
поршня и более длительным соприкосновением горячих газов с более холодными стенками. По мере увеличения оборотов вала двигателя
теплоотдача в стенки сокращается, достигая минимума при больших числах оборотов.
Потеря с выпускными газами при увеличении оборотов вала постепенно возрастает, что объясняется уменьшением количества тепла, передаваемого в систему охлаждения. Поэтому к моменту открытия выпускного отверстия выпускные газы оказываются более горячими н уносят с собой бопь-
Рнс. 129. Тепловой баланс карбюраторного двигателя с полной па-грузкой при разных числах оборотов
ше тепла.
Тепловая потеря от неполноты сгорания зависит от регулировки карбюратора, который при полностью открытой дроссельной заслонке и включенном экономайзере приготавливает обогащенную смесь.
Максимальное количество тепла, превращаемого в эффективную работу, всегда наблюдается при средних оборотах вала, когда тепловые потери в стенки с выпускными газами и на преодоление механических потерь в сумме достигают минимума. В этом двигателе в эффективную работу превращается около 25% тепла.
В том случае, если бы этот двигатель работал по теоретическому циклу с тон же степенью сжатия и на том же составе горючей смеси, то по проведенному расчету его теплоиспользование было бы равно оо, а не как в реальном двигателе.
7
195
При термическом к. п. д. гр = 38% тепловая потеря теоретического цикла Q2 составляет 62%. Тепловая потеря реального
Рис. 130. Тепловой баланс карбюраторного V-образного двигателя ЗИЛ-130
на рис. 130, он подтверждает
двигателя, естественно, выше и при т],. = 25% должна составлять 75 о. Сопоставляя тепловые потери теоретического цикла, равные 62%, и потери реального двигателя, равные 75%, можно заключить, что последние в основном (т. е. на 62 75= 0,83) состоят из потерь теоретического цикла. При совершенствовании конструкции и улучшении протекания рабочего цикла двигателя тепловые потери в стенки, с выпускными газами и на преодоление механических потерь должны делаться меньше, а потому теплоиспользование реального двигателя будет приближаться к теплоиспользова-
зависимости баланса от числа оборотов вала.
нпю теоретического цикла.
Тепловой баланс V-образного двигателя грузового автомобиля ЗИЛ-130 представлен ранее высказанные положения
§ 77. Тепловой баланс карбюраторного двигателя при разной нагрузке и постоянном числе оборотов
При работе карбюраторного двигателя с постоянным числом оборотов и постепенном уменьшении открытия дроссельнои заслонки в цилиндры поступает меньшее количество горючей смеси и пропорционально этому сокращаются количества тепла, выделяющиеся при горении топлива.
Вследствие этого температуры и особенно давления газов в цилиндрах понижаются, что, естественно, влияет на тепловой баланс двигателя, приведенный в табл. 27 и на рис. 131.
Тепловая потеря в стенки по мере дросселирования по абсолютной величине уменьшается, но значительно медленнее, чем расходы топлива. Поэтому относительная потеря тепла в стенки постепенно увеличивается, достигая максимума на холостом ходу двигателя.
Тепловая потеря с выпускными газами при дросселировании по абсолютной величине также уменьшается, а по относительной — сокращается, но незначительно. При дросселировании горючую
196
Таблица 27
Тепловой баланс карбюраторного двигателя при разной нагрузке и постоянном числе оборотов
Составляющие теплового баланса в процентах большая Нагрузка холостой ход
средпяа малая
Тепло, превращаемое в эффективную работу 26 23 20 0
Тепловая потеря в систему охлажде-ния 28 31 33 46
Тепловая потеря с выпускными газами 32 31 30 28
Тепловая, потеря от неполноты сгорания 8 8 8 14
Остаточный член 6 7 9 12
смесь немного обогащают, вследствие чего наблюдалась химическая неполнота сгорания, наибольшая по величине на холостом ходу
двигателя.
Таким образом, при дросселировании доля тепла, превращаемого в полезную работу, сокращается, а потери увеличиваются, достигая 100°о на холостом ходу двигателя.
Рис. 132. Тепловой баланс карбюраторного быстроходного двигателя на малых числах оборотов при разных степенях сжатия
197
§ 78. Тепловой баланс карбюраторного двигателя при разных степенях сжатия
Тепловой баланс карбюраторного двигателя при повышении степени сжатия существенно видоизменяется: возрастает доля тепла, превращаемого в полезную работу, а относительные тепловые потери сокращаются. Это подтверждается данными, приведенными в табл. 28 и на рис. 132.
Таблица 28
Тепловой баланс карбюраторного двигателя при разных степенях сжатия
Степени сжатия
Составляющие теплового баланса в (роцентах
6 7 8
Г< uno, превращенное в эффективную работу . . . . Тепло, переданное в систему охлаждения .......
Тепло, унесенное с выпускными газами..........
Тепловая потеря от химической неполноты сгорания Остаточный член...............................
23,5 25 26
21 23 99
28 26 25
20 20 20
4,5 6 7
Указанный баланс тепла соответствует тем теоретическим предпосылкам, которые были сделаны ранее при рассмотрении рабочего цикла двигателей.
§ 79. Тепловой баланс карбюраторного двигателя при разных составах смеси
Работа двигателя с неизменяемым открытием дроссельной заслонки и постоянным числом оборотов, но на разных составах горючей смеси, всегда сопря
Рис. 133. Тепловой баланс карбюраторного двигателя, работающего на разных составах горючей смеси
жена с изменением теплового баланса, а следовательно, мощности и экономичности двигателя (рис. 133). При изменении состава горючей смеси меняются ее теплотворная способность и скорости горения топлива.
На обогащенных горючих смесях тепловые потери в стенки с выпускными газами уменьшаются, но общее использование тепЛа снижается из-за химической неполноты сгорания По мере обеднения горю-
198
чей смеси химическая неполнота сгорания уменьшается, но одновременно с этим возрастают потери в стенки и с выпускными газами. На экономичных смесях при а. — 1,10 суммарные тепловые потери достигают минимальных значений, что объясняется понижением температур цикла, уменьшением теплоемкости продуктов сгорания, незначительным снижением Тжоростей горения и малой диссоциацией. Переобеднение и переобогащение горючих смесей неприемлемы вследствие возрастания тепловых потерь и понижения мощности двигателя.
§ 80. Тепловой баланс дизеля
Автомобильные и тракторные дизели работают по смешанному циклу, который при одинаковых степенях сжатия и составах смеси уступает по экономичности циклу карбюраторных двигателей.
Однако дизели работают с более высокими степенями сжатия, иногда достигающими 20, и на более бедных горючих смесях, особенно при частичных нагрузках.
Рис. 134. Тепловой баланс дизеля ЯМЗ-236
1срмическии к. п. д. смешанного цикла при степени сжатия е = 16,5 и избытке воздуха 25% при полной нагрузке достигает 55%, атермический к.п. д. цикла карбюраторнот о двигателя при 8 = 7 не превышает 40%. В соответствии с этим принципиально неустранимые потери оказываются соответственно равными дл < дизелей 45%,
а для карбюраторных двигателей — 60%. Поэтому баланс тепла дизелей должен характеризоваться меньшими потерями, чем у карбюраторных двигателей.
Индикаторный к. п. д. дизелей, поданным обработанных индикаторных диаграмм, примерно равен 45%, в соответствии с чем дополнительная, принципиально устранимая потеря реального цикла составляет около 10%, несколько увеличиваясь при менее совершенном протекании процесса сгорания.
После учета механических потерй дизеля, обычно несколько >льших, чем у карбюраторных двигателей, эффективное использование тепла при полной нагрузке оказывается близкой к 35%, (рисПТз4)еРЖАаСТСЯ РезУльтатамп испытаний двигателя ЯМЗ-236
До. пла, превращаемого в эффективную работу, в рассматри-мом I и ?рвалс оборотов от 900 до 2100 в мин изменяется незна
199
чительно, но паилучшсе теплоиспользование, как обычно, наблюдается на средних числах оборотов. В случае, если бы двигатель ЯМЗ-236 испытывали на больших оборотах, доля тепла, превращаемого в полезную работу, была бы несколько меньше, что объясняется возрастанием механических и в меньшей мере насосных потерь.
Таким образом, доля тепла, превращаемого в эффективную работу, в дизелях (около 35%) больше, чем в карбюраторных двигателях (где она обычно не превышает 30%). Увеличение этой доли тепла возможно только за счет сокращения тепловых потерь в стенки с выпускными газами и отсутствия потерь вследствие химической неполноты сгорания.
В дизелях, так же как в карбюраторных двигателях, при полной нагрузке и увеличении чисел оборотов доля тепла, передаваемого через стенки в систему охлаждения, несколько сокращается, что подтверждается данными испытаний дизеля ЯМЗ-236, приведенными па рис. 134. Тепло, уносимое с выпускными газами, при повышении чисел оборотов также несколько сокращается, причем к указанному количеству тепла прибавлено тепло остаточного члена теплового баланса.
Механические потери дизелей больше, чем у карбюраторных двигателей; с повышением скорости поршня механические потери возрастают, что несколько уменьшает долю тепла, превращаемого в эффективную работу.
ГЛАВА XV
РОТОРНО-ПОРШНЕВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
§ 81. Общие положения
Поршневые двигатели внутреннего сгорания обладают высокой топливной экономичностью, но имеют существенный недостаток, связанный с преобразованием поступательного движения поршня во вращательное движение коленчатого вала. Движение поршня между его мертвыми точками происходит с переменной скоростью, которая неизбежно свя
зана с ускорениями и, следовательно, с возникновением инерционных сил, порождающих вибрации поршневых двигателей. Поэтому вполне понятны попытки создания двигателей внутреннего сгорания, работающих по весьма совершенным рабочим циклам, но с поршнем, не совершающим возвратно-поступательного движения, что позволило бы избежать появления инерционных сил.
Однако ранее сделанные предложения обладали техническими недостатками и практического применения не по
Рис. 135. Протекание рабочего цикла в роторно-поршневом двигателе
лучили.
Только несколько лет тому назад инженер Феликс Ванкель после двадцатилетней работы предложил двигатель оригинальной и интересном конструкции. Этот двигатель работает по тому же циклу, что и карбюраторные двигатели, но конструктивное оформление его совершенно иное.
Конструктивный разрез предложенного двигателя, называемого роторно-поршневым, показан на рис. 135 при четырех положениях К Н, III, IV) поршня, имеющего, если смотреть на него с торца,
>му криволинейного треугольника.
Корпус / роторно-поршневого двигателя, аналогичный цилиндру обычного поршневого двигателя, неподвижен и наружные его стенки охлаждаются какой-либо жидкостью. Внутренние стенки корпуса выполняют по кривой, называемой эпитрохоидой.
201
У роторно-поршневого двигателя клапанного механизма газораспределения нет, для впуска горючей смеси и выпуска продуктов сгорания имеются окна 4 и 3, открываемые и закрываемые роторным поршнем примерно так же, как в двухтактных двигателях.
Роторный поршень 2 жестко связан с шестерней 5 внутреннего зацепления, которая при работе двигателя обкатывается по центрально расположенной шестерне 6 меньшего диаметра. Таким образом, роторный поршень совершает сложное движение, вращаясь вокруг своей осп, которая в свою очередь перемещается при обкатывании большей шестерни 5 по меньшей 6.
При движении роторного поршня между его стенками и стенками неподвижного корпуса образуются три объема, соответствующих отдельным цилиндрам обычного поршневого двигателя. Величина каждого из этих трех объемов по мере перемещения роторного поршня изменяется от минимального до максимального и от максимального до минимального так же, как изменяется объем надпорш-невого пространства в поршневых двигателях.
Перемещение трех вершин роторного поршня происходит по сложной кривой — эпитрохоиде, по которой должна быть обработана внутренняя поверхность неподвижного корпуса.
Во избежание перетекания газов из одной полости в другую введены уплотняющие пластины, соответствующие поршневым кольцам поршневого двигателя. Три радиальные пластины располагают в пазах, находящихся в вершинах углов Л, В, и С роторного поршня, при его вращении они перемещаются ио внутренней поверхности корпуса.
Торцовые пластины, также необходимые для уплотнения, устанавливают в пазах, находящихся в торцовых поверхностях роторного поршня.
§ 82. Рабочий цикл роторно-поршновых двигателей
Протекание отдельных процессов рабочего цикла в роторнопоршневом двигателе (см. рис. 135) имеет свои характерные отличия от процессов в обычных поршневых двигателях. Это прежде всего объясняется температурами поршня и стенок цилиндров. В дальнейшем изложении условимся называть роторно-поршневые двигатели роторными, а обычные двигатели — поршневыми.
Температуры днищ поршней двигателей поршневого и роторного не сильно различаются (разумеется, в сопоставимых условиях), так как оба они соприкасаются с рабочим телом, изменяющим свою температуру примерно в одинаковых пределах от минимальной в конце впуска, равной примерно 50—100 С, до максимальной в конце сгорания, равной 2000—2200 С.
Температуры стенок цилиндра поршневого и стенок корпус? роторною двигателей сильно различаются. В поршневом двигателе стенки цилиндра омываются рабочим телом, изменяющим свою
202
температуру от минимальной до максимальной так же, как днище поршня. В роторном двигателе стенки корпуса омываются газами с разными температурами, характерными для того процесса, который в том или ином месте корпуса осуществляется. В той части корпуса, где происходит впуск и начало сжатия, стенка его имеет температуру наиболее низкую, не превышающую 100 С. В тех же местах корпуса, где происходят воспламенение, сгорание и расширение, температура его постепенно увеличивается до 300 С и далее опять понижается до 100 С.
Различные температуры корпуса роторного и стенок цилиндра поршневого двигателей, естественно, влияют на характер протекания отдельных процессов рабочего цикла.
Процесс впуска. Величины открытия впускных отверстий по времени, по углу поворота ротора или коленчатого вала соответственно в роторных и поршневых двигателях существенно различаются.
В поршневых двигателях клапан постепенно открывает впускное отверстие в течение примерно 120—140° поворота коленчатого вала и так же постепенно его закрывает. При этом средняя за время впуска площадь открытия впускного отверстия обычно не превышает 60% от максимальной.
В роторных двигателях впускное отверстие поворачивающийся ротор открывает почти мгновенно и так же быстро его закрывает.
В обоих типах двигателей объемы, освобождаемые поршнями по мере поворота коленчатого вала или соответственно ротора во время открытия впускного отверстия, очень близки. Поэтому если в роторном двигателе впускное отверстие открывается быстрее, чем в поршневом, то скорость смеси, проходящей через впускное отверстие, должна быть меньше, это обеспечит лучшее наполнение роторных двигателей.
Этому должно способствовать то, что во впускной трубе роторного двигателя при определенных нагрузке и скоростном режиме устанавливается непрерывный поток горючей смеси, так как все три секции двигателя получают питание через одно впускное отверстие, подходя к нему поочередно. Во впускной трубе многоци-тиндрового поршневого двигателя такой единый поток смеси образуется только на прямом участке трубы от карбюратора до места разветвления трубы, после которого смесь подводится к отдельным цилиндрам или их парам.
Поэтому вследствие непрерывности потока горючей смеси, быстро двигающейся во впускном трубопроводе роторного двигателя, можно рассчитывать на предзарядку, для получения которой часто открывают впускное отверстие несколько раньше, чем в поршневых двигателях.
Процессы дозарядки и обратного выброса после н. м. т. в роторных двигателях пока еще не исследованы. Однако газодинамические явления при опаздывании закрытия впускного отверстия
203
осложняются тем, что в это время у впускною канала появляется ребро треугольного роторного поршня, возмущающее поток горючей смеси, двигающейся в двигатель. По-видимому, это сильно уменьшает возможную дозарядку и поэтому углы опаздывания закрытия впускных отверстий в роторных двигателях несколько меньше, чем в поршневых
Согласно конструктивным данным площадь впускного отверстия [ у роторных двигателей, открываемая при увеличении над-поршнсвого объема от минимального до максимального, составляет около 75% от всей площади /сум впускного отверстия; рабочие объемы Т л, обороты nfpOT, соответствующие наибольшей эффективной мощности, и удельная площадь впускного отверстия по данным замеров приводятся ниже:
Двигатель л пе рот» об! мин /сум» CMS /, см1 рот Ю00 см3
’ л ЮООоб/мин
К КМ-502 0,50 2330 7,1 5,3 4,55
ККМ-150 0,15 2330 2,0 1,5 4,30
РП Д-750 0,75 2000 10,0 7,5 5,00
Для роторных двигателей удельная площадь впускного отверстия
f____= 4 7______of2
^«ерот/ЮОО ’ л 1000 об/мин •
Эта же величина для поршневых двигателей меньше и равна f _ о 45 с,ц2
V^/IOOO “ л 1000 об/мин ‘
Большая, чем у поршневых двигателей, удельная площадь впускного отверстия у роторных объясняется в основном в два раза меньшей продолжительностью процесса впуска, считая изменение надпоршневого объема от минимального до максимального.
Процесс сжатия. В роторных двигателях стенки корпуса в том месте, где происходит сжатие, имеют температуру более низкую, чем средняя температура стенок цилиндра поршневого двигателя. Поэтому температура сжимаемых газов возрастает медленнее, а степень сжатия для заданного топлива может быть установлена более высокой, чем у обычных двигателей. На допустимую степень сжатия также влияет отсутствие теплопередачи между сжимаемой смесью и очень горячей головкой выпускного клапана, что позволяет дополнительно несколько повысить сжатие.
Процесс сгорания. Запальная свеча роторного двигателя никогда не омывается холодной горючей смесью, поступающей в него в процессах впуска и начала сжатия, поэтому температура ее выше, чем в поршневом двигателе. Камера сгорания в этих двигателях имеет удлиненную форму и изменять ее по желанию конструктора можно только в узких пределах, так как она образуется между корпусом
204
и роторным поршнем. До настоящего времени подробные исследования рабочего цикла роторных двигателей не опубликованы, а потому можно только предположить, что процессы сгорания и расширения протекают примерно так же, как и в поршневых двигателях, и зависят от тех же факторов, к числу которых следует отнести состав горючей смеси, се качество, турбулентность, теплопередачу и др.
Процесс выпуска. Особенность этого процесса по сравнению с выпуском в поршневых двигателях сводится к тому, что в выпускной трубе от самого ее начала и до конца устанавливается быстро двигающийся поток выпускных газов. Поэтому к моменту окончания процесса выпуска из одной секции, когда количество газов, выбрасываемых в единицу временя, несколько сокращается, в части выпускной трубы, примыкающей к корпусу, возникает кратковременное разрежение, способствующее лучшей очистке от продуктов сгорания следующей секции роторного двигателя.
В поршневых двигателях этого не наблюдается, так как индивидуальные патрубки каждого из цилиндров или каждой их пары демпфируют возникающее на короткое время разрежение. Поэтому очистка роторных двигателей от продуктов сгорания происходит несколько лучше, чем поршневых.
§ 83. Характеристики роторно-поршневых двигателей
Исследование внешних скоростных характеристик мощности роторных двигателей и их сравнение с поршневыми рационально провести по двум относительным внешним скоростным характерн-
ее. 136. Относительные внешние скоростные характеристики:
/ — карбюраторных четырехтактных; 2 — роторно поршневых дпнгателеП
205
стикам мощности: одной для четырехтактных карбюраторных поршневых двигателей и другой для роторных.
В этих характеристиках по вертикальной оси откладывают эффективную мощность в %, а по горизонтальной — числа оборо-
Рис. 137. Относительные величины средних эффекгивных давлений:
1 — поршневых и 2 — роторно-поршневых двигателей. Устойчивые обороты для двигателей роторно-поршневых (с) от 70 до 100% и поршневых (б) — от 50 до 100%
тов также в %. За 100% мощности и оборотов принимают точку максимума внешней скоростной характеристики (рис. 136).
Для четырехтактных карбюраторных двигателей внешние скоростные характеристики большого количества испытанных двигателей, как уже отмечалось, дают очень хорошее совпадение и ложатся на единую относительную внешнюю скоростную характеристику мощности. Для роторных двигателей! единая относительная внешняя скоростная характеристика менее точна, так как построена только по данным испытаний четырех двигателей (см. рис. 136). По данным этих двух относительных внешних скоростных характеристик можно построить кривые (рис. 137) соответствующих средних эффективных давлений для поршневых и роторных двигателей и этот материал представить в виде табл. 29.
Таблица 24
Относительные внешние скоростные характеристики
Параметры Тип двигателя Число оборотов вала или ротора. %
20 40 со 80 100
Эффективная мощ- 1 лость Ng, % Роторный Четырехтактный новой порш- 10 20 38 50 67 73 91 92 100 100
Среднее эффективное давление ре или момент крутящий Л1кр» '7о Роторный Четырехтактный невой порш- 50 100 97 125 112 121 IN 115 1Q0 100
206
При уменьшении чисел оборотов от максимальных, т. е. по мере увеличения продолжительности цикла, среднее эффективное давление и соответствующая мощность роторных двигателей ниже аналогичных величин у двигателей поршневых. По-видимому, это можно объяснить перетеканием газов с большим давлением из одной секции в другую, где давление меньше.
Согласно данным табл. 29 и рис. 137 понижение среднего эффективного давления, а следовательно, и крутящего момента у роторных двигателей начинается при 70% оборотов от а у поршневых — только при 50%. Отсюда следует, что зона устойчивых оборотов у поршневых двшателей шире, а у роторных уже; это неблагоприятно отразится на динамических качествах автомобиля и вызовет более частое переключение передач, особенно при движении в городских условиях.
Удельный вес. Удельный вес и габариты роторных двигателей значительно меньше, чем поршневых, что является их большим п неоспоримым достоинством.
Удельные веса роторных двигателей можно иллюстрировать с л еду ющ и м и данными:
Мощность двигателя, л. с. Пес, кГ Удельный вес, кГ{i. с.
260 100 0,38
515 140 0,27
С увеличением мощности двигателей их удельный вес удастся сделать еще меньше.
Уплотнения секций в роторных двигателях — сложнейший вопрос, в основном технологического порядка, до настоящего времени полностью не разрешенный. После устранения этого недостатка роторио-лоршневые двигатели могут получить более широкое распространение.
4
।
ГЛАВА XVI
ВНЕШНИЕ СКОРОСТНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ РАЗНЫХ ТИПОВ ДВИГАТЕЛЕЙ И ИХ ВЛИЯНИЕ НА ДИНАМИЧЕСКИЕ КАЧЕСТВА АВТОМОБИЛЯ
§ 84. Общие положения
Совокупность способности автомобиля быстро разгоняться, преодолевать большие дорожные сопротивления и иметь высокую максимальную скорость называют динамическими качествами автомобиля.
На современных автомобилях устанавливают двигатели:
1) карбюраторные четырехтактные;
2) карбюраторные двухтактные;
3) карбюраторные роторно-поршневые;
4) дизели четырехтактные.
Перечисленные двигатели, в число которых не включены двухтактные дизели как редко применяемые, имеют свои специфические особенности протекания процессов рабочего цикла, особенно наполнения и сгорания. Вследствие этого внешние скоростные характеристики данных типов двигателей, при одинаковых максимальной мощности и числе оборотов, протекают по-разному. Поэтому при установке на одно и то же шасси разных типов двигателей динамические качества автомобиля будут неодинаковыми.
Определить путем опытов динамические качества автомобиля с разными типами двигателей затруднительно, так как каждый из них имеет свои характерные особенности.
Относительные внешние скоростные характеристики эффективной мощности карбюраторных поршневых и роторно-поршневых двигателей и дизелей с известной степенью точности учитывают характерные особенности каждого из перечисленных типов двигателей и поэтому позволяют провести такое сравнение. Относительные внешние скоростные характеристики эффективной мощности разных типов двигателей строятся по данным, приведенным в табл. 30.
Таблица 30
Эффективная мощность Nc в % при разных числах оборотов
Двигатели Мощности N (%) для оборотов в минуту (%)
20 40 60 S0 100 120'
Карбюраторный: четырехтактный 20 50 73 92 100 '92
двухтактный 13 37 60 87 100
роторно-поршневой 10 38 67 91 100 — »
Дизель четырехтактный 17 41 67 87 100 •
208
§ 85. Эффективные мощности разных типов двигателей
Для определения динамических качеств автомобиля в зависимости от протекания внешней скоростной характеристики эффективной мощности рассматриваем легковой пятиместный автомобиль, имеющий вес с пассажирами Ga„T = 1760 кГ, площадь лобового сопротивления F=2,25 лг, коэффициент обтекаемости К = 0,025 и едущий по асфальту, характеризуемому коэффициентом сопротивления качению /=0,016.
Рис. 138. Баланс мощности:
/ н 2 — карбюраторных соответственно четырехтактного и двухтактного; 3 — к, рбюраторного роторно поршневого;
4 — дизельного четырехтактного
На шасси этого автомобиля последовательно в целях сравнения устанавливают двигатели карбюраторные поршневые четырех- и двухтактный, роторно-поршневой, а также дизель, причем максимальную мощность каждого из этих двшателей полагают равной л. с. при числе оборотов коленчатого вала пли ротора, равном 4000 в минуту.
Эффективные мощности по внешней скоростной характеристике Для этих двигателей при одинаковой для всех максимальной мощности, равной 70 л. с., были определены по данным относительных скоростных характеристик и приведены в табл. 31 и на рис. 138.
Имея по данным табл. 31 мощности двигателей на разных числах оборотов, надо определить скорости, с которыми будет ехать автомобиль при этих числах оборотов
209
Таблица 31
Эффективная мощность Ne в л. с. при разных числах оборотов
Двигатели Мощность Л в ./. с. для чисел оборотов в минуту Кривая на рнс. 138
800*/20 IG00J40 2400/60 3200/80 4000/100 4800/120
Карбюраторный:
четырехтактный . . . 14 51 61 70 64 1
дв}хтактный 9 26 27 42 61 70 — 9 Л-
роторно-поршневой Дизель четырехтакт- 7 12 47 61 70 — 3
29
ный 47 6I 70 — 4
• Числитель — об/мин знаменатель —то ле в %.
Зависимость между числом оборотов вала и скоростью автомобиля па прямой передаче следующая:
-3,6 = 0.38^ км/ч.
где /к — радиус колеса с учетом деформации покрышки,гк = 343 хлг;
i, — передаточное число в главной передаче, /0 = 4,55.
Зависимости скорости автомобиля от числа оборотов вала приведены в табл. 32 и 33 и на рис. 138.
§ 86. Сопротивления движению автомобиля
Сопротивления в силовой передаче автомобиля. Часть эффективной мощности Nc. „ двигателя теряется в силовой передаче автомобиля. Эта потеря сравнительно невелика и составляет приблизительно от 7 до 15 % от эффективной мощности двигателя:
Nc. п ~ NсПс. п > где т)с.п—коэффициент полезного действия силовой передачи, в данном случае равный 0,93.
Па разных числах оборотов полагаем Nc,n изменяющейся линейно (см. рис. 138 и табл. 32).
Сопротивления качению. При установившемся движении автомобиля часть мощности, подведенной к ведущим колесам автомобиля, затрачивается на деформацию дороги и покрышек, а также на трение в рессорах, рессорных сережках, пальцах и подшипниках передних колес.
Перечисленные потери в сумме называют сопротивлением качению автомобиля. Согласно данным опытов, мощность N затрачиваемая на преодоление сопротивлений качению, пропорциональна весу автомобиля, его скорости и зависит от качества дорожного
210
покрытия, характеризуемого коэффициентом /:
A'Z=/G.BI ^ л. с.,
где иавт — скорость автомобиля, м сек.
На рис. 138 мощность, затрачиваемая па качение, отложена не от горизонтальной оси, а от прямой, изображающей мощность, теряемую в силовой передаче автомобиля. Эта мощность приведена также в табл. 32.
Сопротивление воздуха. Движение автомобиля всегда связано с преодолением сопротивлений воздуха.
Мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивлений воздуха N\x’, согласно экспериментальным наблюдениям, пропорциональна площади лобового сопротивления автомобиля F, коэффициенту обтекаемости К и скорости движения ааит в третьей степени:
NK, = KF-b- л. с.
/ о
Следовательно, мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивлений воздуха, ничтожно малая на небольших скоростях автомобиля, резко возрастает при их повышении и становится особенно заметной, когда скорость превышает 50 км/ч.
Мощности, затрачиваемые на преодоление сопротивлений воздуха, даны в табл. 32 и на рис. 138, где они отложены от наклонной прямой, определяющей суммарные потери мощности па сопротивления в силовой передаче и на качение автомобиля.
Для определения мощности двигателя, затрачиваемой на преодоление ранее перечисленных сопротивлений, суммируем их:
^сопр == Мс_ п М/ ~i" и результат представим в табл. 32.
Таблица 32
Сопротивления движению легкового автомобиля в л. с.
Мощность Обороты в минуту
800 1600 2400 3200 4000 4800
Скорость ?'авт. км/ч
20 40 60 80 100 120
Л7 Мг 1,0 2,0 «Л 2,0 4.0 1,0 3,0 ао 3,5 4,0 8.0 8,2 5.0 10,0 16,0 6,0 12,0 27,6
Мсопр 3.1 7,0 12,5 20,2 31,0 45,6
Таким образом, при установившемся движении автомобиля по горизонтально! дороге всегда имеют место затраты эффективной
211
мощности двигателя на преодоление сопротивлений трансмиссии, качения и воздуха.
Указанная мощность на рис. 138 представлена кривой Лгс п 4-4- Afy 4- Nw = Wconp» носящей название кривой суммарных сопротивлений движению автомобиля.
§ 87. Динамические качества автомобиля с разными двигателями
Сопоставление кривой суммарных сопротивлений движению автомобиля с четырьмя внешними скоростными характеристиками эффективных мощностей двигателей (см. рис. 138) позволяет констатировать, что почти на всех участках диаграммы мощность всех двигателей больше мощности, необходимой для движения автомобиля.
Разность мощностей по внешней скоростной характеристике эффективной мощности и по кривой суммарных сопротивлений, заштрихованная вертикальными линиями на рис. 138, носит название запаса мощности.
Запасы мощности рассматриваемого автомобиля при установке на него четырех двигателей разных типов приведены в табл. 33 и на рис. 138.
Таблица 33 Запасы мощности в л. с.
Обороты в минуту
SOU 1600 2400 3*J00 4000 4SO0
Двигатели Скорость ®авт.
20 40 60 «0 100 120
Карбюраторный: 10,9 28,0 38,5 43,8 39,0 18.4
четырехтактный
двухтактный • 5,9 19,0 29,5 40,8 39.0 —
роторно-поршневой 39 20,0 34,5 43,8 39,0 —
Дизель четырехтактный 8,9 22,0 34,5 40,8 39,0 ~ —
В точке пересечения внешней скоростной характеристики с кривой суммарных сопротивлений запас мощности отсутствует и, следовательно, ускорение автомобиля равно нулю. Точка встречи этих двух кривых, спроектированная на горизонтальную ось, определит максимальную скорость движения автомобиля по данной дороге, в данном случае иавт. max = 135 км ч.
Для движения автомобиля с меньшими скоростями необходимо прикрыть дроссель, т. е. перейти с внешней характеристики на внутреннюю. Вполне естественно, что для суждения о динамических качествах автомобиля решающим фактором является внешняя, а не внутренние характеристики.
Запас мощности может быть израсходован при преодолении автомобилем подъемов или на его ускорение. С увеличением запаса
212
мощности, получаемого за счет установки более мощного двигателя, увеличиваются преодолеваемые автомобилем подъемы или его ускорения.
Рис. 139. Подъемы, преодолеваемые автомобилем с разными типами двигателей
Аналитические зависимости между запасом мощности автомобиля и преодолеваемым максимальным подъемом, или ускорением, на прямой передаче
Nh = sinaGaBT-*|- и / о
V __ Г С, °апт X
J — / авт'-'авт g gj. yg
213
По запасам мощности, приведенным в табл. 33, были определены углы аавт, преодолеваемые автомобилем, и его ускорения / на прямой передаче, а также зоны (д, б, в, г) устойчивых оборотов при установке на него двигателей равных типов. Эти данные показаны на рис. 139 и 140 (зону устойчивых оборотов можно точнее определить по кривым крутящего момента). Кривые па рис. 139 и 110 построены для тех типов двигателей, которые рассмотрены на рис. 138.
§ 88. Выводы
Приведенные примерные расчеты позволяют заключить, что при установке па данный легковой автомобиль последовательно четырех разных типов двигателей с одинаковой максимальной мощностью н одинаковыми соответствующими числами оборотов:
I. Автомобиль с четырехтактным карбюраторным двигателем будет:
1) преодолевать на прямой передаче максимальное сопротивление дороги или, в частности, наибольший подъем;
2) наиболее быстро разгоняться, что обеспечит наибольшую среднюю скорость движения;
3) четырехтактный двигатель сможет устойчиво работать в широком интервале чисел оборотов, начинающемся примерно при 50% и оканчивающемся при 135% от номинальных, при которых скорость автомобиля достигает максимума (см. рис. 139, а).
Таким образом, при прочих равных условиях автомобили с четырехтактными карбюраторными двигателями будут иметь наивысшие динамические качества (п. 1 и 2) и можно будет реже переключать передачи (и. 3). В настоящее время почти на всех легковых автомобилях и большинстве грузовых используют четырехтактные карбюраторные двигатели.
II. Автомобиль с двухтактным карбюраторным двигателем и кривошипно-камерной продувкой по сравнению с другими двигателями на прямой передаче будет:
1) преодолевать минимальное сопротивление дороги и, в частности, наименьший подъем;
2) разгоняться наиболее медленно, что обеспечит наименьшую среднюю скорость движения;
3) двухтактный двигатель сможет устойчиво работать только в узком интервале чисел оборотов, начинающемся при 75% и оканчивающемся при 135% от номинальных (см. рис. 139, г).
Таким образом, при прочих равных условиях автомобили с карбюраторными двухтактными двигателями имеют значительно худшие динамические качества (п. 1 и 2) по сравнению с автомобилями, снабженными четырехтактными двигателями. Вследствие более узкого интервала устойчивых оборотов при движении автомобиля, особенно в городских условиях, придется чаще переключать передачи (п. 3).
214
В настоящее время автомобили с карбюраторными двухтактными двигателями, имеющими кривошипно-камерную продувку, выпускаются очень редко: помимо ранее указанных недостатков, их экономические показатели значительно ниже, чем у автомобилей с карбюраторными четырехтактными двигателями.
III. Автомобиль с карбюраторным роторно-поршневым двигателем или дизелем будет:
1) преодолевать на прямой передаче подъемы, меньшие, чем с карбюраторным четырехтактным двигателем, но большие, чем с двухтактным;
2) аналогичное положение будет и с ускорениями;
3) роторно-поршневые двигатели и дизели устойчиво работают в интервале оборотов примерно от 60 до 135% от поминальных, т. е. интервале более узком, чем двигатели четырехтактные, и более широком, чем двухтактные.
Экономичности роторно-поршневых двигателей и обычных поршневых двигателей при тон же степени сжатия равноценны. Экономичность дизелей несколько выше.
Высказанные положения базируются на относительных внешних скоростных характеристиках, последние для роторно-поршневых двигателей менее достоверны вследствие малого количества моделе! таких двигателей. Для дизелей эти характеристики зависят от топливоподающей аппаратуры и поэтому они менее стабильны, чем у карбюраторных двигателей. Поэтому высказанные положения относительно разных типов двигателей рассматривать следует как приближенные, которые могут быть уточнены в дальнейшем
РАЗДЕЛ ВТОРОЙ
СИСТЕМЫ ТОПЛИВОПОДАЧИ ДВИГАТЕЛЕЙ
ГЛАВА XVII
ОБРАЗОВАНИЕ ГОРЮЧЕЙ СМЕСИ В КАРБЮРАТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ
§ 89. Требования к карбюраторам
В цилиндры карбюраторных двигателей при впуске подают горючую смесь, состоящую из влажных паров топлива, перемешанных с воздухом в определенных пропорциях.
Комплекс процессов, необходимых для образования горючей смеси и связанных с дозированием топлива, его распиливанием, перемешиванием с воздухом и испарением, называют карбюрацией.
Карбюраторами называют приборы, в которых, производят дозирование топлива и где начинаются процессы образования горючей смеси.
Современные карбюраторы представляют собой сложные приборы, которые должны удовлетзорять следующим основным требованиям:
1-е требование. Карбюратор должен обеспечивать точное дозирование топлива, проходящего из поплавковой камеры через жиклеры в цилиндры двигателя. Эти количества топлива должны быть минимальными, по достаточными для:
1) быстрого пуска двигателя при любых температурах окружающей среды;
2) экономичной работы двигателя при неполных нагрузках на любых числах оборотов вала;
3) быстрого увеличения нагрузки двигателя;
4) получения максимальной мощности двигателя при полных открытиях дроссельной заслонки.
2-е требование. Карбюратор должен обеспечивать возможно более высокое паросодержание горючей смеси, поступающей в цилиндры двигателя. Это требование связано с тем, что, по данным опытов, горючие смеси с высоким паросодержаиием горят быстрее, обеспечивая более рациональное использование тепла топлива, сжигаемого в двигателе. Кроме указанного, при работе двигателя на горючих смесях с высоким паросодержаиием несколько уменьшаются взносы стенок цилиндров. Это объясняется тем, что горю-
216
чая смесь входит в цилиндры с очень большими скоростями» достигающими 150 м!сек, и ударяется о стенку цилиндра, расположенную против выпускного отверстия. Если смесь содержит неиспарившийся бензин, то он, ударяясь о стенку, остается на ней, разжижая смазку. Взносы в этом месте заметно увеличиваются. Поэтому топливо должно быть возможно лучше раздроблено, перемешано с воздухом и испарено.
3-е требование. Последнее требование представляет собой скорее комплекс требований, предъявляемых к карбюратору, заключающийся в полной автоматичности его работы, технологичности и простоте конструкции, удобстве регулировки и монтажа.
§ 90. Одножиклерный карбюратор
на большинстве
Рис. 141. Схема одножиклерпого карбюратора
Первые карбюраторы с жиклером-распылителем и поплавковой камерой начали устанавливать на карбюраторных двигателях в самом начале XX в. С тех пор эти карбюраторы значительно усовершенствовались, и сейчас они представляют сложные механизмы, обеспечивающие рациональное питание двигателей режимов работы. Несмотря на сложность современных карбюраторов, в основе их лежит простой одножиклерный карбюратор.
Схема простейшего одножнк-лерного карбюратора представлена на рис. 141. Топливо поступает в поплавковую камеру 1. По мере ее заполнения поплавок 2 всплывает и, поднимая игольчатый клапан <?, закрывает отверстие для притока топлива. Поплавковая камера служит для похтержапия постоянства уровня топлива перед распылителем. Для дозирования топлива, вытекающего из поплавковой камеры, в канале 5 устанавливают деталь с калиброванным отверстием 4, называемую жиклером. Жиклер может быть установлен в начале канала 5. В этом случае трубка (распылитель) 6, подающая топливо в смесительную камеру 7, называется распылителем. Во избежание переливания топлива из распылителя во время остановки (особенно в том случае, если автомобиль или трактор остановлены на неровной дороге и т. д.) верхняя кромка распылителя делается на 2,0 3,0 мм выше уровня топлива в поплавковой камере.
Для лучшего испарения и перемешивания с воздухом целесообразно топливо, подаваемое в смесительную камеру, распылить
217
возможно мельче для увеличения поверхности испарения топлива. При улучшении распиливания повышается паросодержание смеси, поступающей в цилиндры двигателя. Известное представление о поверхности капель, с которых происходит испарение, и их количестве дает следующий пример.
Одинаковый объем топлива, равный 1 с.и3, может содержаться: 1) в одной капле диаметром 12,4 лыт, наружная поверхность которой равна 484 мм2;
2) в тысяче капель диаметром 1,24 мм каждая, с суммарной наружной поверхностью, равной 4840 Ш12.
Поверхность испарения тысячи капель оказывается в 10 раз большей, чем такая же поверхность одной капли.
Для лучшего распиливания увеличивают разности скоростей воздуха и топлива в момент их встречи в смесительной камере. Эю достигается тем, что в смесительной камере карбюратора устанавливают диффузор 8, представляющий собой короткий патрубок с переменным внутренним диаметром, в который вводят распылитель. Самая узкая часть диффузора, по которой воздух проходит с наибольшей скоростью, должна находиться около распылителя 6 (см. рис. 141).
Для изменения мощности двигателя меняют количество горючей смеси, поступающей из карбюратора в цилиндры двигателя. С этой целью в смесительной камере устанавливают дроссельную заслонку S', укрепленную на оси 10, вместе с которой опа поворачивается, увеличивая или уменьшая площадь для прохода смеси.
Жидкое топливо вытекает из распылителя со скоростью, примерно в 25 раз меньшей, чем скорость воздуха, протекающего в горловине диффузора. При встрече медленно вытекающего из распылителя топлива с быстро двигающимся по диффузору воздухом струя топлива распиливается па мелкие капли со средним радиусом около 0,1—0,3 мм. Капли топлива подхватываются воздухом и при протекании их по карбюратору и по впускным трубам с их поверхности происходит испарение. Однако одновременно с испарением происходит оседание значительной части капель па стенках смесительной камеры карбюратора и впускного трубопровода двигателя, в результате чего на них образуется жидкая пленка топлива, медленно движущаяся по направлению к цилиндру двигателя.
По данным опытов, скорость пленки при движении по полированному трубопроводу примерно в 50 раз меньше скорости воздуха, а по чугунному — еще ниже.
С поверхности движущейся пленки также происходит испарение, чему способствует вихревое движение воздуха, в результате которого движущаяся пленка принимает волнообразный характер.
При работе двигателя стенки смесительной камеры карбюратора и впускного трубопровода всегда покрыты топливной пленкой и только в местах соприкосновения впускного трубопровода с выпуск
218
ным, т. е. в месте подогрева, количество пленки сильно уменьшается. При испарении топлива образуются влажные пары серого цвета, постепенно перемешивающиеся с воздухом, движущимся по направлению к цилиндрам.
При движении горючей смеси из карбюратора в цилиндры двигателя в начале впускного трубопровода испаряются наиболее легкие фракции, а средние и особенно более тяжелые перейдут в парообразное состояние позднее, когда смесь войдет в цилиндр во время процесса впуска, сжатия и даже во время сгорания.
§ 91. Бензины для карбюраторных двигателей
Топливом для карбюраторных автомобильных двигателей является бензин, а для тракторных ранее использовали лигроин и керосин. Однако в связи с дизелизацией тракторного парка последние два топлива не используются. Перечисленные топлива — многокомпонентные жидкости, в состав которых входят различные углеводороды с разными молекулярными весами и различными температурами кипения и другими техническими характеристиками.
Процесс испарения простой однокомпонентной жидкости при постоянном давлении происходит при неизменной температуре. Температура кипения каждого углеводорода зависит в основном от числа атомов углерода и водорода, образующих молекулу.
Однако топлива для двигателей представляют механическую смесь углеводородов с различными числами атомов углерода и водорода и, следовательно, разными температурами испарения. Поэтому при нагревании топлива под постоянным давлением из него испаряются сначала углеводороды наиболее легкие с малыми молекулярными весами, а постепенно по мере повышения температуры — углеводороды более тяжелые, молекулы которых содержат больше атомов углерода и водорода. Поэтому чем больше топливо содержит легких углеводородов, тем ниже температура начала его кипения и тем ниже температуры, при которых испаряется 10 и 50% топлива. Количество тяжелых фракций определяет температуру, при которой испаряется 90 и 98% топлива, последнюю называют температурой конца перегонки.
Автомобильные бензины представляют неоднородные жидкости с температурой начала кипения от 30 до 50° С и с концом кипения от 170 до 205 С в зависимости от сорта бензина.
Кривые перегонки автомобильных бензинов А-66 (кривая У), А-74 (кривая 2) и А-72 (кривая 3) представлены на рис. 142. Согласно этим данным бензин А-72 по сравнению с бензином А-66 при - юбой температуре дает большее количество перегнанного топлива, это обеспечит поступление в двигатель более сухой смеси, вследствие чего экономичность двигателя будет выше, а износи стенок — меньше.
219
Процесс перегонки карбюраторных топлив характеризуется следующими температурами, обычно нормируемыми и указываемыми в соответствующих ГОСТах:
1) температура начала перегонки данного топлива /11>п в ° С;
2) температуры, при которых соответственно перегоняются 10, 50 и 90% топлива, /10%, 4о% и /90%;
3) температура конца перегонки для бензинов /КеП.
Рис. 142. Кривые перегонки автомобильных бензинов
В табл. 34 приведены указанные характерные точки для бензинов и для сравнения — аналогичные данные для дизельного топлива.
Таблица 34
Характерные точки процесса перегонки топлив
Наименование топлив Начало перегонки, С> 'ю% '50% '90% Конец перегонки, °C
Авиационные бензины Автомобильные бензины Дизельное топливо . . 40—50 30—50 65-85 60-80 200—210 95—115 125—145 275—290 130—150 175—195 335—350 не выше 180 190-205
Температура /10%, при которой перегоняется 10°6 топлива, и в меньшей мере температура 4о% существенно влияют на процесс пуска двигателя: чем ниже эти температуры, тем больше легких пусковых фракций содержит топливо и тем легче пускается двигатель (табл. 35).
Для облегчения пуска холодного двигателя желательно, чтобы температура /10%, при которой перегоняется 10°6 бензина, не превышала 75° С. В случае, если эта температура будет выше, легких фракций окажется меньше, пуск двигателя затруднится и придется применять подогрев.
220
Температуры, при которых перегоняют 90% топлива и заканчивают разгонку, оказывают существенное влияние на износы двигателя. Для обеспечения полного испарения бензина желательно, чтобы эти температуры не превышали соответственно 180 и 205° С. В случае, если тяжелые фракции бензина перегоняются при более высоких температурах, горючая смесь будет содержать неиспарив-шийся бензин, который может разжижать масляную пленку на стенках цилиндра, увеличивая их износы. Одновременно с этим уменьшится скорость горения, что вызовет ухудшение экономичности двигателя.
Таблица 35
Характеристика пуска холодного двигателя
Фракционный состав бензинов Характеристика пуска при —16’ С
'10% '50%
80 140 210 Очень трудно
75 125 185 Трудно
/э 105 145 Легко
65 90 120 Очень легко
Зависимость между температурой конца перегонки, величиной износа и расходом горючего, полученная в результате опытов, приведена в табл. 36.
Таблица 36
Влияние температуры конца перегонки бензина на расход горючего и износ двигателя
Температуря конца перегонки. Износ, % Расход горючего, %
175 97 98
200 100 100
225 200 107
250 500 140
Эти данные подтверждают, что температура конца перегонки не должна превышать 175—200 С во избежание резкого возрастания износа стенок цилиндра двигателя и увеличения расходов топлива.
ГЛАВА XVIII
ХАРАКТЕРИСТИКА ОДНОЖИКЛЕРНОГО КАРБЮРАТОРА
§ 92. Протекание воздуха по карбюратору
Расходы воздуха. Количество воздуха, проходящего через карбюратор л поступающего в двигатель, определяется рабочим объемом цилиндров двигателя, скоростью вращения коленчатого вала и степенью открытия дроссельной заслонки.
Секундный расход воздуха, поступающего в двигатель, бвозд==рзо УлЧоТволдЛ* кГ/сек, (35)
где Vh — рабочий объем цилиндра двигателя, л?;
Тьо.чд — удельный вес воздуха при температуре и давлении окружающей среды, кГ/м3.
ip, — коэффициент наполнения двигателя;
п — число оборотов коленчатого вала в минуту;
i — число цилиндров двигателя, обслуживаемых данным карбюратором.
Секундный расход воздуха, проходящего через диффузор карбюратора и далее поступающего в двигатель,
^ВОЗД - Нднф^диф г 'Ро Рднф) Твозд
~ Рдиф^*днф АРдиф Твозд кГ/сек, (36)
где пД|ф — коэффициент расхода, учитывающий сопротивление воздушного патрубка карбюратора и части диффузора до его горловины, в которой замеряется разрежение;
ЛД11ф — площадь поперечного сечения горловины диффузора, л2;
Рд„Ф—давление у стенки горловины диффузора, замеряемое с помощью вакуумметра и пересчитываемое в абсолютное давление, кГ1м~.
Уравнение секундного расхода выведено для несжимаемых жидкостей, но разрежения в диффузорах карбюраторов очень редко превышают 1000 мм вод. ст., поэтому этим уравнением можно пользоваться при расчете карбюраторов, так как ошибка при его использовании не превысит 1—2%.
Разрежение в диффузоре. Воздух проходит через диффузор карбюратора со сравнительно большими скоростями, поэтому давления в нем заметно понижаются.
Наименьшее давление или наибольшее разрежение в горловине диффузора карбюратора наблюдается при максимальных скоростях и расходах воздуха. Отсюда следует, что разрежения в диффузоре должны возрастать по мерс увеличения открытия дросселя и числа оборотов вала двигателя.
222
Их можно определить, приравнивая уравнения (35) и (36) секундных расходов воздуха:
120 ^лТЬТвоздЛ£ = дцф J 2g Дрднф Увозд »
откуда
Дрдпф == Ро Рдиф рЯргТ F*T / Y»O3M •
I“u /диф/ Ндиф
Полагая, что
Увозя — 1>^ /Жа,
получаем
АРднф — Ро Рд|.‘ф —
п-
21 • 10<
Ин Пь
17 J о •
* Днф / Н“диф
(37)
Разрежение в диффузоре, равное разности давлений окружающей среды и в диффузоре (р0 — рД11ф), увеличивается по мере возрастания числа оборотов вала п, степени открытия дроссельной характеристики (характеризуемой цР) и уменьшения площади горловины дшрфузора при данном рабочем объеме цилиндров двигателя, обслуживаемых карбюратором.
Площадь горловины диффузора подбирают так, чтобы:
1) на малых числах оборотов и неполных открытиях дроссельной заслонки скорости воздуха были не ниже 40—50 м/сек во избежание плохого распиливания топлива и связанного с ним увеличения удельных расходов топлива;
2) па больших числах оборотов и при полном открытии дроссельной заслонки скорость воздуха не превышала примерно 120 м/сек, так как при больших скоростях заметно понизится весовое наполнение, а следовательно, и мощность двигателя.
Оба эти требования полностью совместить нельзя, а пото?лу обычно подбирают площадь горловины диффузора так, чтобы разрежения в ней на больших числах оборотов не превосходили 1000 мм вод. ст.
Скорости воздуха. Скорости воздуха, протекающего через горловину диффузора, могут быть определены следующим уравнением в предположении, что воздух представляет собой несжимаемую жидкость:
^'возд — Фднф 1 4g (pQ Рднф) v ~ > г Г ВОЛД
или приближенно
^возд 4фднф 1 р0 Рднф*
В этих уравнениях <рДИф — коэффициент скорости воздуха в диффузоре, который с очень небольшой долей погрешности может быть принят равным коэффициенту расхода ,иДцф.
223
В табл. 37 приведены скорости воздуха в горловине диффузора при разных в нем разрежениях, подсчитанных при <р — 1, т. е. при отсутствии сопротивлений, и при ср = 0,8.
Таблица 37
Скорости воздуха в диффузоре
Коэффициент скорости Разрежения в диффузоре. м« вод. ст.
100 200 400 800 1200 юю
При е = 1,0 40,0 56,5 80,0 113,0 139,0 160,0
Ирл = 0,8 32,0 45,0 64,0 90,0 111,0 128,0
Коэффициент расхода. Сопротивления, возникающие при протекании воздуха от его входа в воздушный патрубок карбю-
Рлс. 143. Коэффициент расхода диффузоров
ратора до горловины диффузора, учитывают коэффициентом расхода. Он представляет отношение реально замеренных количеств воздуха, прошедших через диффузор, к теоретическим количествам, могущих пройти через него при тех же разрежениях в диффузоре. Опре
деление расходов воздуха по разрежению в диффузоре не является абсолютно точным, однако получающиеся неточности невелики.
Величина коэффициента расхода диффузора, по данным опытов автора, ла широком диапазоне изменения разрежений остается постоянной и только при очень небольших расходах воздуха уменьшает свои значения (рис. 143).
Существенно важным для дальнейшего рассмотрения теории карбюрации является постоянство коэффициента расхода диффузора при изменении в нем разрежений.
Эпюры разрежений в диффузоре. Протекание воздуха по диффузору карбюратора связано с понижением в нем давлений вследствие увеличения кинетической энергии движущегося воздуха и потерь на преодоление сопротивлений. Наибольшее возрастание разрежений наблюдается в наиболее узком месте диффузора, т. е. в его горловине. Максимальные скорости воздуха, протекающего по трубам, всегда наблюдались па их геометрической оси и наименьшие —• у стенок. Однако, по опытам, это положение в применении к диффузорам не оказывается справедливым.
Вследствие сжатия струи воздуха при входе в воздушный патрубок и в диффузор карбюратора, наличия распылителей, представ-
224
ляющих собой своеобразные стенки, и введения бензина в поток
воздуха, наименьшие разрежения оказались в центре диффузора, а наибольшие — около стенок, и только в непосредственной близости их разрежение понижалось. Эпюры разрежении, эксперимен-
тально определенные автором при разных скоростях воздуха, представлены на рис. 144.
Таким образом, разрежение у распылителя всегда меньше, чем
разрежение у стенок диффузора, что важно для иого карбюратора.
Двойные и тройные диффузоры. В последние годы на многих карбюраторах для улучшения распиливания и перемешивания топлива с воздухом стали устанавливать двойные, показанные на рис. 145, и даже тройные диффузоры. При установке малого диффузора наибольшие скорости воздуха в горловине большого диффузора будут равны скоростям, с которыми воздух выходит из малого диффузора. Однако скорости воздуха в горловине малого диффузора будут еще выше из-за его меньшего сечения.
Установка двух и трех диффузоров, не уменьшая весового наполнения двигателя, позволяет увеличить скорость, с которой воздух встречает топливо, вытекающее из распылителя, способствуя этим его лучшему распиливанию и более быстрому испарению.
На рис. 146 представлены схематизированный двойной диффузор (слева) и распределение скоростей воздуха (справа) в большом и малом диффузорах. Согласно графику, скорости в большом диффузоре (кривая 1) меньше скоростей воздуха в малом диффузоре (кривая 2).
Разрежение за дроссельной заслонкой карбюратора. В основном оно определяется ско-
теории одножиклер-
Рис. 111. Эпюры разрежений в диффузоре карбюратора:
/ — при наличии бензина, вводимого через распылитель; И — без бензина
ростыо, с которой горючая смесь проходит в зазорах между кромками дроссельной заслонки и стенками смесительной камеры карбюратора. При возрастании скорости смеси разрежение увеличивается и достигает при небольших открытиях дроссельной заслонки и больших числах оборотов вала 4000 мм вод. ст.
Положение дроссельной заслонки определяет водитель автомобиля в зависимости от величины дорожных сопротивлений, нагрузки автомобиля и желаемой скорости его движения.
Работа двигателя с полностью открытой дроссельной заслонкой и возрастающими оборотами вала связана с увеличением количества смеси, поступающей в двигатель в единицу времени. При этом раз-
8
<«п.. 2S7
225
режеиия в диффузоре и за дроссельной заслонкой карбюратора увеличиваются, но в диффузоре они все время несколько превышают разрежения за дроссельной заслонкой, так как площадь диффузора г является наименьшей и скорости воз-
* духа в пей оказываются наибольшими.
| Работа двигателя на постоянном
। числе оборотов валя и постепенно
Рис. 145. Схема расположения двух диффузоров в карбюраторе
Рис. 116. Разрежение в карою* ра юре
прикрывающейся дроссельной заслонке связана с уменьшением количества смеси, поступающей в цилиндры двигателя. При этом разрежения в диффузоре уменьшаются, так как скорости воздуха в нем понижаются, а разрежения за дроссельной заслонкой увеличиваются. Это объясняется тем, что но мере прикрытия дроссельной заслонки во впускные трубы и цилиндры двигателя про-
Т <1 блица 38
Разрежения в диффузоре и за дроссельной заслонкой на разных режимах работы двигателя
Обороты вала в минуту в % от пе Открытие дроссельной заслонки, % (приближенно) Расход воздуха, к Г/н Разрежение в диффузоре, ,i:jt вод. ст. Разрежение за дроссельной заслонкой, .W.M вод. ст.
30 35 48 95 3000
30 60 66 1.80 120
30 100 86 310 140
10 35 52 105 4100
40 60 83 240 2100
40 75 ЮЗ 445 950
40 100 129 690 300
60 35 55 ПО 49и0
60 60 95 375 3500
60 75 130 710 1620
60 100 160 1100 610
80 60 98 450 4100
80 100 180 1350 770
226
ходит все меньшее количество горючей смеси, а объемы перемещения поршней остаются неизменными. Поэтому расширение горючей смеси во впускном трубопроводе и в цилиндрах двигателя неизбежно ведет к понижению давлений.
На холостом ходу двигателя и малых оборотах вала в двигатель поступает минимальное количество горючей смеси. При этом разрежение в диффузоре почти отсутствует, а разрежение за дроссельной засл энкой достигает наибольших значении, численно равных 5000 3UI вод. ст.
В табл. 38 приведены разрежения в диффузоре и за дроссельной заслонкой карбюратора, полученные путем испытания автомобильного двигателя на разных числах оборотов вала и разных открытиях ее.
§ 93. Истечение топлива из распылителя
Скорость истечения топлива. Разность давлений в поплавковой камере и у распылителя заставляет топливо перетекать по системе каналов через жиклер в распылитель, а из него в диффузор карбю ратора, где быстро двигается воздух.
Разрежение у распылителя, поданным опытов, на 20-25'и (см. рис. 114 и 147) меньше разрежения у стенки диффузора. В соответствии с этим скорость протекания топлива через жиклер определяют уравнением
I
I 2g (рп. к — рра ,,) — м/сек, F >т
где рп. к давление в поплавковой камере, кГ/м2\
Ppacv —давление у распылителя, кГ/м2;
уТ удельный вес топлива, кГ м3.
Ч’ж — коэффициент скорости, учитывающий трение в топлив-
ных каналах и жиклере, а также местные сопротивления при переходе от одного сечения к другому.
Конструкции типичных жиклеров показаны на рис. 148. В большинстве случаев основным сопротивлением является жиклер, а сопротивпения в топливных каналах по сравнению с ням невелики, поэтому с достаточной точностью коэффициент скорости может учитывать только сопротивления самого жиклера.
Скс рость протекания топлива через жиклер зависит от режима работы двигателя и изменяется в пределах от 0 до 5 м/сек.
Весовой расход топлива. Для перехода от скорости вытекающего к весовоч,У расходу необходимо учесть площадь жиклера /ж чг.К° ‘ 1 иент и сжатия струи топлива, протекающего через жик-
Сг — фж^/жР 2g (Рп. к — Ррасп) Yr кГ/сек.
(38)
8*
227
Рис. 147. Разрежения в распылителе у стенки диффузора карбюратора
Коэффициент сжатия струи х представляет отношение сечения вытекающей из жиклера струп топлива к площади его калиброванного отверстия.
Диаметры жиклеров автомобильных карбюраторов невелики и лежат в пределах от 0,6 до 2,5 мм; определить коэффициенты скорости и сжатия струи порознь для таких неболь-
шпх отверстии затруднительно. Поэтому при расчетах и исследованиях карбюраторов обычно опре-расхода р„. представляющий
дел я ют суммарный коэффициент
собой произведение упомянутых двух величин:
Таким образом, в окончательном виде уравнение расхода
Gr = Р-л/ж I 2^ (Рп. к — Рраси) Уг кГ/сек.
Коэффициент расхода рж определяют путем опытов, сопоставляя пропускную способность жиклера при данном напоре, т. е. замеряя
Рис. 148. Конструкции жиклеров карбюратора: и — главный топливный жиклер: б — воздушный жиклер, а — топливный жиклер холостого хода
228
количество жидкости, вытекающей в единицу времени, с расходом, определенным аналитически при рА = 1,0.
Для определения производительности жиклеров часто используют простейший прибор, схема которого представлена на рис. 149. Испытуемый жиклер вставляется в резиновую трубку (длиной около 1,5 .и), на противоположный конец которой надевают воронку. Резиновую трубку и воронку заполняют водой или топливом, вытекающим через жиклер в мензурку. Замечая по секундомеру время истечения определенного количества жидкости, находят путем расчета расход в 1 сек или в I мин.
Рис. 149. Схема простейшего прибора для определения пропускной способности жиклеров
Рис 150. Коэффициент расхода жиклеров при разных напорах Н и разных отношениях длины жиклера к его диаметру
Во время проведения опыта надо следить за постоянством уровня в воронке и по мере расходования жидкости пополнять запас ее с тем, чтобы напор Н во время одной проливки оставайся постоянным.
Проведенные опыты показали, что коэффициент расхода зависит от геометрической формы жиклера, от плавности перехода широкой части жиклера, некалиброванной, к более узкой, калиброванной, лим! тирующей расход топлива.
Кроме того, имеет значение отношение длины калиброванной части I* жиклера к его диаметру d*.. Увеличение этого отношения уменьшает коэффициент расхода жиклера, что подтверждается дан-расхо ia”C 150’ па КОТОРОМ представлены величины коэффициентов
На величину коэффициента расхода, помимо геометрической формы жиклера, в сильной степени влияет вязкость вытекающей
229
жидкости, которая зависит от сорта применяемого топлива и его температуры.
Вязкости моторных топлив с повышением их удельного веса обычно возрастают. При повышении температур вытекающей жид-
кости вязкость се уменьшается, а вели-
Рис 151. Коэффициент расхода
жиклера при разных напорах при проливке его водой, керосином и бензином
чина коэффициента расхода и весовой расход топлива заметно возрастают.
Кривые изменений коэффициентов расхода одного и того же жиклера (/ — 10 льи и d = 1 jw.tf) при проливке его водой (кривая 2), бензином (кривая /) и керосином (кривая 3) представлены на рис. 151.
При переводе двигателя с одного сорта топлива на другой с иной вязкостью необходимо изменять рогули-
ровку карбюратора, т. е. пропускную способность жиклеров.
По тем же соображениям, при
работе карбюратора па постоянном сорте топлива (с постоянной вязкостью), по резком изменении
температур окружающей среды также надо изменять п пропускную
способность /киклеров.
§ 94. Характеристика одножиклерного карбюратора
Характеристикой карбюратора называют зависимость, связывающую составы горючей смеси (характеризуемые коэффициентами избытка воздуха), приготовляемые карбюратором, с разрежениями в диффузоре. Характеристику карбюратора обычно изображают графически в системе координат и — Дрд„ф в виде одной или нескольких кривых (см рис. 159).
Состав горючей смеси, подаваемой карбюратором в цилиндры двигателя, зависит от соотношения количеств воздуха, протекающего через диффузор карбюратора, к количествам топлива, проходящего через жиклер.
Секундный расход воздуха
^возя = РднфЛднф I (Ро Рдпф) Тпомд кГ/сек.
Секундный расход топлива
G I 2р (рн. к ““Драсп) И рек.
Отсюда действительное количество воздуха /д, приходящееся па 1 кГ топлива,
I __ бпозд Мд»Ф ГД"ф 1 СРо Рд»ф) Твозд
Нж/ж 1^2/7 (рц. к Ррасп) Ут
230
Коэффициент избытка воздуха а представляет, как уже ранее отмечалось, отношение количества воздуха, фактически приходящегося на 1 кГ топлива, к теоретическому количеству:
_ А» Рдиф^днф ‘1 ' (Го Рдиф) Увозя I
А) Рж/ж ' (Рп. к—Ррясп) У г ^0*
При работе лвигат» тя под нагрузкой на постоянном сорте топ лива и определенных размерах диффузора и жиклера постоянными вс ычниами являются площади диффузора ГЛ1,Ф и жиклера /ж, коэффициент истечения диффузора р И1ф, теоретическое количество воздуха /(, удельные веса воздуха и топлива и у .
Обозначая постоянные величины через С, получаем л ^дяф Ряиф | Увозя 1м 1ц ?!
О i сюда кол|)фпш vhI избытка в » духа
pli I Диф
Р\1 к Рраск
(39)
Рис. 152. Характеристики одножиклерного карбюратора при разных отношениях длины жиклера к его дпачетру
По мерс увеличения расходов воздуха возрастают разрежения у стенок диффузора и пропорционально разрежения у распылителя. Поэтому при любых расходах воздуха отношение Го Рлн -— остается посто-
Рп. н Ррясп явным и влиять на изменение состава горючей смеси нс может.
Величина коэффициента расхода жиклера зависит от его конструкции или, точнее, от отношения длины калиброванной части жиклера к его диаметру, т. е. от I d, в современных карбюраторах это отношение мало и изменяется от _____ _____|________
фициент расхода остается почти неизменным при тех разрежениях У распылителя, которые имеют место при работе двигателя под нагрузкой.
Ранее, когда отношение длины калиброванной части жиклера к ' ”аметРУ было больше и достигало даже 10, коэффициент расхода на больших разрежениях увеличивался и горючая смесь не оставалась постоянной, а несколько обогащалась.
1аки.м образом, одножиклерный карбюратор с современным коротким жиклером подает в двигатель гри его работе пол нагрузкой
1,5 до 3,0. Для таких жиклеров коэф-
231
н любых числах оборотов горючую смесь примерно постоянного состава. На рис. 152 показаны характеристики одножиклерного карбюратора с жиклерами, имевшими разные величины Ud.
Однако, как показывают проведенные опыты, на постоянном составе горючей смеси карбюраторный двигатель не может работать с максимальной экономичностью.
На каждой нагрузке, определяемой степенью открытия дроссельной заслонки, и каждом числе оборотов (т. е. скорости поршня) для получения наименьших расходов топлива в двигатель надо подавать горючую смесь определенного состава.
Определение этих составов смеси производят по регулировочным характеристикам (по составу смеси), снимаемым при испытании двигателя в лаборатории. По этим же характеристикам определяют состав смеси, при работе на которой двигатель развивает большую мощность.
ГЛАВА Х:Х
НАИВЫГОДНЕИШАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА КАРБЮРАТОРА
§ 95. Наивыгоднейшие смеси при постоянных оборотах и дросселировании двигателя
Первое основное требование к горючей смеси. Работа двигателя в условиях эксплуатации при постоянном числе оборотов н дросселировании, т. е. постепенном уменьшении открытия дроссельной заслонки, может иметь место при движении автомобиля (см. рис. 23) с постоянной скоростью и неизменяемом передаточном числе в коробке передач по дороге с постоянно уменьшающимся сопротивлением.
Для определения наивыгоднейшего состава смеси, при котором работа двигателя характеризуется минимальными удельными расходами топлива и составов смеси, обеспечивающих получение наибольшей мощности двигателя, с него снимают регулировочные характеристики.
В рассматриваемом случае испытывали прогретый двигатель в лаборатории при постоянном числе оборотов (в частности, равном 3000 в минуту) и разных открытиях дроссельной заслонки (на 100, 75, 50, 25 и 10%) (см. табл. 33).
Таким образом, было снято пять регулировочных характеристик при разрежениях в диффузоре, равных 900, 700, 500, 300 и 200 мм вод. спг.
Первые три из снятых регулировочных характеристик при разрежении в диффузоре, равном 900, 700 и 500 мм вод. ст., показаны на рис. 153.
Регулировочная характеристика /, снятая при полностью открытом дросселе и числе оборотов вала, равном 3000 в минуту, показывает, что наибольшая экономичность наблюдается на бедной горючей смеси при а = 1,14, а наибольшая мощность — на богатой смеси при а = 0,88.
Однако, как показывают регулировочные характеристики, горючие смеси, при работе на которых наблюдаются наименьшие удельные расходы топлива (т. е. наибольшая экономичность) и наибольшие мощности, по мере прикрытия дроссельной заслонки немного обогащаются, что подтверждается данными таил. 39.
Это объясняется тем, что по мере прикрытия дроссельной заслонки в цилиндры двигателя поступает меньшее количество горючей смеси при почти неизменном абсолютном количестве остаточных газов. В итоге относительное количество остаточных газов постепенно увеличивается, достигая максимума на холостом хо у двигателя. По мере увеличения относительного количества инертных остаточных газов пределы воспламеняемости становятся уже, а скорости сгорания падают, что объясняется меньшей концентрацией паров топлива и кислорода в рабо«ей смеси. Кроме того, с прикры-
233
тнем дроссельной заслонки относительная теплоотдача в стенки цилиндра возрастает. Уменьшение скоростей сгорания и возрастание тепловых потерь в стенки ухудшают баланс тепла при дроссе-
Рис. 153. Регулировочные характеристики, снятые с верхнеклапанного автомобильного двигателя при п — 3000 об[мин\
I — !00% открытия дроссельной заслонки: 2 — 75% открытия дроссельной заслонки; И — 50% открытия дроссельной заслонки
лироваипи. В известной мере снижение скоростей сгорания может быть компенсировано более ранним зажиганием, но все же для приближения конца сгорания к в. м. т. и повышения экономичности двигателя необходимо несколько обогатить горючую смесь.
Табл и ц а 39
Экономичные и мощностные смеси при дросселировании двигателя на постоянном числе оборотов
Номер регулировочной характеристики Число оборотов в минуту Открытие дроссельной заслонки (приближенно в процентах) Разрежение в диффузоре. им всю. ст. Состав смеси, соответствующий наибольшей
экономичности мощности
1 3000 100 ОГи» 1,14 0.88
• » 3000 75 700 1,П 0.80
3 3000 50 500 1,07 0,85
4 3000 25 300 l,U2 0,84
5 3000 10 200 0.95 0,82 •
234
Вследствие обогащения смеси часовые расходы топлива несколько во,растают, но одновременно с этим увеличивается и мощность, развиваемая двигателем, в итоге наблюдается небольшое снижение удельных расходов топлива и, следовательно, повышение экономичности двигателя.
В случае если горючую смесь не обогатить, сгорание затянется, тепловые потери возрастут и удельные расходы повысятся в большей мерс, чем при небольшом, ранее указанном обогащении смеси.
Это подтверждается регулировочными характеристиками, доказывающими необходимость небольшого обогащения горючей смеси при дросселировании двшателя на постоянном числе оборотов.
Рис. 151 Экономичные я мощностные составы смеси при работе двигателя с я = 1500 об/лш.н и разных нагрузках (степенях открытия дроссельной заслонки)
Гис 155. Экономичные и мощное гные часовые расходы топлива при работе двшателя на 1500 об/мин и разных нагрузках
Коэффициенты избытка воздуха, соответствующие получению наибольших экономичности (кривая 2) и мощности (кривая /) двигателя, представлены на рис. 164 и в табл. 39, а соответствующие данные по экономичным (кривая 2) и мощностным (кривая /) расходам топлива в час даны иа рис. 155.
Таким образом, наибольшей экономичности двигателя нс всегда соответствуют бедные горючие смеси. На малых нагрузках автомобильного двигателя наилучшая экономичность наблюдается даже при использовании несколько обогащенных смесей.
В соответствии с этим вводим понятие об экономичной горючей смеси: экономичная смесь обеспечивает наибольшую экономичность двигателя на всех режимах его работы и не имеет постоянного состава. Экономичная смесь при полных нагрузках двигателя должна быть бедной и может характеризоваться а = 1,15; по море прикрытия дроссельной заслонки ее нужно постепенно обогащать До а - 0,8 на холостом ходу двигателя.
235
Поэтому при дросселировании двигателя на постоянном числе оборотов и уменьшающемся разрежении в диффузоре экономичную горючую смесь надо обогащать.
На холостом ходу протекание рабочего цикла становится особенно неудовлетворительным из-за максимального относительного количества остаточных газов и наибольшей относительной теплопередачи в стенки. В этих условиях устойчивая работа двигателя на бедных горючих смесях вообще невозможна и обогащение смеси должно быть максимальным, т. с. до а = 0,7 0,8.
Первое, основное, требование, предъявляемое двигателем к составу экономичной смеси, — это ее постепенное обеднение по мере роста* разрежений в диффузоре.
По аналогии с экономичной смесью вводим понятие о мощностной смеси. Мощностная горючая смесь обеспечивает развитие максимальных мощностей двигателя на всех режимах его работы, она остается богатой и только немного дополнительно обогащается по мере дросселирования.
Следовательно, возможны две регулировки карбюратора: экономичная и мощностная, которые могут быть осуществлены изменением пропускной способности жиклеров.
Экономичная смесь обеспечит работу двигателя с наибольшей экономичностью, но неизбежный недобор составит примерно 15% мощности; это, естественно, отразится на динамических качествах автомобиля или трактора. Мощностная смесь дает возможность двигателю развивать максимальную мощность при некотором (неизбежном) ухудшении экономичности, достигающем 15—20%.
В последние годы за счет введения в конструкцию карбюратора вспомогательной дозирующей системы в двигатель полают:
1) при неполных открытиях дроссельной заслонки — экономичные горючие смеси;
2) при полных открытиях дроссельной заслонки — мощностные горючие смеси.
В первом случае недобор мощности не страшен, так как при необходимости можно несколько увеличить открытие дроссельной заслонки.
Во втором случае перерасход топлива неизбежен, но он будет наблюдаться в условиях эксплуатации сравнительно редко, только при работе двигателя на полностью открытых дроссельных заслонках.
§ 96. Наивыгоднейшие смеси при постоянных расходах воздуха и разных числах оборотов
Второе, дополнительное, требование к составу смеси. В условиях эксплуатации работа двигателя с постоянным расходом смеси в единицу времени на разных числах оборотов может иметь место только при разных, т. е. неодинаковых, открытиях дроссельной
236
заслонки. Например, могут иметь место следующие случаи движения автомобиля (см. рис. 22).
Легковой автомобиль преодолевает подъем на прямой передаче и 100% открытия дроссельной заслонки с небольшой скоростью, при которой число оборотов вала равно 25% от максимальных. В этом случае, т. о. при полном открытии дроссельной заслонки, по данным опытов, экономичный состав смеси характеризуется ссэк 1,15.
Тот же автомобиль на прямой передаче должен ехать по дороге с небольшим подъемом в два раза быстрее, т. е. на оборотах, равных 50% от /?,, для чего достаточно открыть дроссельную заслонку только на 50%. В этом случае экономичная смесь характеризуется CCjk 1,10.
Тот же автомобиль должен ехать по очень хорошей дороге со скоростью в четыре раза большей, чем в первом случае, т. е. на оборотах, равных 100% от п .. Положим, что для достижения такой скорости открытие дроссельной заслонки должно составлять всего 25%. В этом случае, т. е. при малом открытии дроссельной заслонки, экономичная смесь характеризуется аэК = 1,00.
В рассмотренных трех случаях движения автомобиля его двигатель работает на трех режимах и экономичная смесь должна иметь следующие составы:
Число оборотов, % от пе .......... 25 50 100
Открытия дроссельной заслонки, %....100 50 25
Экономичная смесь, аэк.............1,15 1,10 1,00
На этих режимах работы в двигатель поступает в единицу времени одинаковое количество смеси и, следовательно, разрежения в диффузоре карбюратора остаются неизменными.
Например, постоянное разрежение в диффузоре, равное 500 ми вод. ст., может быть получено на разных числах оборотов за счет разного открытия дроссельной заслонки (табл. 40). При этом разрежение во впускном трубопроводе будет различным, что иллюстрируется данными, приведенными в таблице.
Вполне понятно, что при одинаковом разрежении в диффузоре, но разных разрежениях во впускных трубопроводах и разных числах оборотов начальные давления циклов, относительное количество остаточных газов, скорости горения и теп юотдача в стенки не могут быть одинаковыми.
При одинаковом разрежении в диффузоре, но малых оборотах вала и больших открытиях дроссельной заслонки уменьшается относительное количество остаточных газов, возрастает скорость горения, в результате чего экономичную горючую смесь можно обеднять. Отсюда следует, что при неизменном разрежении в диффузоре по мере прикрытия дроссельной заслонки и увеличения числа оборотов вала относительное количество остаточных газов увеличивается и скорость горения понижается. Поэтому для получения на-
237
и вы годнейших экономичных показателей необходимо несколько обогатить горючею смесь (рис. 15G и данные табл. 40).
Таблица 40
Экономичные горючие смеси при постоянном расходе воздуха и разных открытиях дроссельной заслонки
Параметры Olkp ИНН ДроСССЛЬН А ЗЛСлиЩ.И, %
100 St) GO 40 20
Число оборотов коленчатого вала в ми- ну 1 у 970 1380 1570 1S0O 2140
Разрежение в диффузоре, мм вод. ст. . . 500 uCU 500 500 500
Разрежения во впускных тру бипризидах, мм вод. ст 700 1 100 2000 27CXI 3400
Экономичная смесь, аак 1,15 ио 1,05 1,00 0,90
Экономичные горючие смеси при постоянном разрежении в диффузоре, разных открытиях дроссельной заслонки и разных числах оборотов приведены на рис. 157 и отмечены стрелками.
Рис. 157. Удельные расходы топлива при разных составах смеси и числах оборогов (.^ > п.2 > пг), постоянном разрежении в диффузоре (Дрд;1ф-= const) и разных открытиях дроссельной заслонки. Стрелками показаны экономичные составы смеси
Рис. 156. Экономичные составы смеси при постоянном разрежении в диффузоре и разных числах оборотов:
ЮО. ВО. 00, 40, 20% — открытия дроссель ной заслонки
Второе, дополнительное, требование, предъявляемое двигателем к карбюратору, заключается в следующем: при постоянном расходе воздуха, поступающего в двигатель в единицу времени, за счет уменьшения открытия дроссельной заслонки и увеличения чисел оборотов вала экономичную горючую смесь необходимо немного обогащать.
238
§ 97. Наивыгоднейшая характеристика карбюратора
В условиях эксплуатации автомобилей их двигатели работают на разных режимах, причем скорости поршней, пропорциональные числам оборотов, изменяются в пределах от минимальных до максимальных.
Расходы смеси, приготовляемой карбюратором в единицу времени, зависят от степени открытия дроссельной заслонки, определяемой в процентах, например 25, 50 и 100%, и от чисел оборотов вала, которые могут быть выражены в процентах от оборотов соответствующих наибольшей эффективной мощности двигателя.
Если принять расход смеси при 25% открытия дроссельной заслонки и числе оборотов вала, равных 25% от /г., за то при больших открытиях ее и больших числах оборотов расходы смеси можно определить следующими данными:
Обороты ва га в % от 25 50 loo
Открытия дроссельной J г(() заслонки, % J0Q 2б7гм 2^с.м -J (j , ‘^CM
’'СМ ю^см 'CM 8GCM ’'CM lb(7CM
При разных открытиях дроссельной заслонки экономичные составы юрючей смеси могут характеризоваться следующими коэффициентами избытка воздуха: при 100% открытия дроссельной заслонки а,к = 1,15, при 50% —= 1,10 и при 25% —а9К = = 1,00.
В соответствии с расходами смеси <7.ч, помещенными выше, экономичными составами горючей смеси, характеризуемыми аэк, строим график наивыгоднейшей характеристики карбюратора по следующим данным:
Обороты. ва га в % от
Открытия дроссельной заслонки, °/о
25 .W /00
50
( 100
1,00 1/Ml
1J0 1.10
1.15 1,15
На рис. 158 точки Г, 2' и 3' определяют экономичный состав смеси при малых числах оборотов (п — 25'‘о), точки 2" и 3" — на средних (/? = 50%) и точки Г", 2"' и 3"’ — на больших оборотах </i 100%).
1акпм образом, при одном и том же расходе воздуха, например равном 1бсм. экономичные составы смеси при 25, 50 и 100°<> оборо-1 >в н 25, 0 и 100% открытиях дроссельной заслонки должны быть равны соответственно 1,15, 1,10 и 1.00.
При полных открытиях дроссельной заслонки на каждом числе оборотов для получения максимальных мощностей целесообразен перех д от экономичных горючих смесей, определяемых точками ' • ' ц 3 , к мощностным, характеризуемым точками 4', 4" и 4г".
239
Для построения папвыгоднейшей характеристики карбюратора, установленного на данном двигателе, точки для построения кривых, о (ределяющих экономичные и мощностные составы смеси, находят по регулировочным характеристикам. Последние получают в результате испытаний двигателя в лаборатории при разных откры-
Рнс. 158. Наивыгодиейшая характеристика карбюра юров
тиях дроссельной заслонки и разных числах оборотов коленчатого вала. Если снимают регулировочные характеристики для четырех открытии дроссельной заслонки и четырех чисел оборотов, то всею снимают 16 характеристик.
Наивыгодиейшая характеристика карбюратора может быть построена в другой системе координат: по оси абсцисс откладывают
Рис. 159 Наивыгодиейшая характеристика карбюратора по составу смеси при разных числах оборотов (в % к л»пах)
не расходы смеси, а разрежения в диффузоре, по осн ординат расходы топлива в час (рис. 160). Эту характеристику карбюратора называют характеристикой по расходу топлива в отличие от характеристики по составу смеси (рис. 159).
Па рис. 161 показаны наивыгоднейшие характеристики карбюратора двигателя по составу смеси, которые надо уточнять для каждой модели двигателя. Эти характеристики позволяют еще раз
240
сформулировать основные требования к карбюратору в отношении желаемых для двигателя составов горючей смеси.
Первое, основное, требование состоит в том, что по мере увеличения разрежении в диффузоре и неизменяемом числе оборотов горю-
Рис 1G0 Наивыгодиейшая характеристика карбюратора по расход) топлива при разных числах оборотов (в % к л1Пах)
чую смесь, приготовляемую карбюратором, надо постепенно обеднять. Границы изменении коэффициента избытка должны лежать в пределах от 0,8 до 1,15.
Второе, дополнительное, требование заключается в том, что при неизменяемом разрежении в диффузоре по мере прикрытия
Рис 161 Наивыгодиейшая характеристика карбюратора двигателя по состав) смеси
Дроссельной заслонки п возрастающих числах оборотов горючую смесь, приготовляемую карбюратором, надо несколько обогащать.
В современных карбюраторах первое основное требование выполняют всегда, а второе, дополнительное, реже, что несколько ухудшает экономичность карбюраторных двигателей.
ГЛАВА XX
ОСНОВНЫЕ ТОПЛИВОДОЗИРУЮЩИЕ СИСТЕМЫ КАРБЮРАТОРОВ
§ 93. Общие положения
Жиклеры современных карбюраторов имеют малое отношение длины калиброванной части к его диаметру. Поэтому состав смеси, подаваемой в двигатель одножнклерным карбюратором, почти не изменяется при разных разрежениях в диффузоре и приближенно
Ряс. 162. Характеристики по расходу топлива и по составу смеси одножиклер-пого карбюратора и карбюратора, обедняющего смесь с увеличением разрежения
может быть принят постоянным.
Показанное на рис. 162 сравнение характеристик одножиклерного карбюратора (штриховые линии) и карбюратора, выполняющего первое основное требование двигателя (сплошные линии), позволяет констатировать непригодность для двигателя одио-жиклерпого карбюратора. Это подтверждаете я сл еду ющи м 11 соображениями.
Устойчивая работа двигателя на малых разрежениях порядка 100 д'Л! вод. ст. возможна при обогащении горючей смеси до а = 0,9 (рис. 162, а). Однако при увеличении разрежений в диффузоре одножиклер ни й карбюратор не сможет обеднить горючей
смеси, и часовые расходы топлива буд\т возрастать так, как это показано штриховой кривой (рис. 162, б). Для рационального питания двигателя по мере возрастания разрежений горючая смесь должна быть обеднена так, как это показано сплошной кривой на том же рис. 162, б. В соответствии с этим расходы топлива должны
возрастать медленнее, чем при использовании оиюжнклср-пого карбюратора, а потому совершенно нерационально будут сжигаться излишние количества бензина, вызывают,не износ двн-
1 ателя.
Желаемое обеднение смеси возможно только путем уменьшения количеств топлива, подаваемых через распылитель в смесительную камеру карбюратора. Обеднение горючей смеси за счет увеличения в ней количества воздуха невозможно, так как для данного дви-.
242
гателя оно определяется степенью открытия дросселя, в свою очередь зависящего от нагрузки, скорости автомобиля и сопротивлений доро1И.
Таким образом, можно заключить, что экономно работающий двигатель должен получать из карбюратора постепенно, по хгере нарастания разрежений в диффузоре, обедняемую горючею смесь а счет уменьшения количеств топлива, подаваемого жиклером. Предложенные до настоящего времени основные тотиводознрутощие системы карбюраторов (за весьма редким исключением) могут быть отнесены к одной из следующих трех систем или представляют сочетание одной из них с дополнительным жиклером:
1. Основная топлнводозирующая система с искусственным понижением разрежения в диффузоре карбюратора. Рабочий процесс этой системы заключается в том, что по мере увеличения количеств воздуха, поступающих в двигатель, часть воздуха обводят мимо диффузора. Вследствие этого разрежения в диффузоре и у распылителя пара«.лают медленнее и прирост расходов топлива происходит медленнее, чем в том случае, если бы воздух проходил через диффузор. Следовательно, прирост расходов топлива отстает от увеличения расходов воздуха, и горючая смесь постепенно обедняется.
2. Основная топливодознруюшая система с искусственным понижением разрежений у жиклера. Понижения разрежений у жиклера достигают тем, что располагают его не на конце распылителя и в топливные каналы подводят незначительное количество воздуха с давлением, близким к атмосферному. Этот воздух уменьшает разрежение в топливных каналах и у топливного жиклера, в результате чего топливо из него вытекает с меныними скоростями и, следовательно, в меньших количествах.
По мере увеличения количеств воздуха, поступающего в двигатель, разрежение у жиклера будет сильнее отставать от разрежений в диффузоре карбюратора и горючая смесь будет обедняться. Этим достигается постепенное по мере увеличения нагрузок обеднение горючей смеси.
3. Основная топливодозирующая система, состоящая из основного жиклера с дозируюш.ей иглой и жиклера холостого хода. Экономичные расходы топлива достигаются в этой топливодози-рующеи системе за счет разных проходных отверстий в основном жиклере и неодинаковой интенсивности работы системы холостого хода.
4. Помимо основных указанных топливодознрующнх систем, можно отметить систему, лишенную дроссельной заслонки, но с переменной площадью для прохода воздуха около распылителя. Эта система работает с повышенными скоростями воздуха и хорошо распиливает топливо, но имеет подвижные детали и потому не получила распространения.
213
Рис. 163 Схема основной топлпводознрующей системы с понижением разрежений в диффузоре карбюратора
§ 99. Основная топливодозирующая система с искусственным понижением разрежения в диффузоре
Основная топливодозирующая система с понижением разрежении в дис])фузорс представлена на рис. 163.
Экономичный состав горючей смеси в рассматриваемой системе получают при сохранении основной конструктивной схемы одно-жиклерного карбюратора при условии, что часть воздуха будет обходить диффузор и распылитель и присоединяться к горючей смеси позднее у дроссельной заслонки.
В этой топлпводознрующей системе топливо из поплавковой камеры поступает к жиклеру /, расположенному на конце распылителя. Несколько ниже диффузора рядом с ним устанавливают клапан 2, прижимаемый к своему седлу пружиной 3. При небольших разрежениях перед дросселем клапан под действием силы натяжения пружины прилегает к своему седлу, и весь воздух вынужден проходить через диффузор карбюратора. При этом воздух, проходящий через диффузор небольшого диаметра с повышенными скоростями, хорошо распиливает топливо даже на режимах, близких к холостому ходу.
По мере увеличения разрежений обеднение горючей смеси достигается тем, что клапан поднимается (за счет разрежения) со своего гнезда и позволяет части воздуха обойти диффузор. Поэтому разрежение у распылителя, а следовательно, и расходы топлива будут отставать от тех же вели
чин, которые получились бы при закрытом клапане и прохождении всего воздуха через диффузор.
Постепенное обеднение горючей смеси достигается тем, что при возрастании разрежений у дросселя подъем клапана будет постепенно увеличиваться.
Достоинством карбюраторов с понижением разрежений в диффузоре является улучшенное распыливание топлива и, следовательно, его более полное испарение.
К числу недостатков рассматриваемого карбюратора относятся трудности ei о регулирования, а также наличие подвижных деталей, в данном случае клапана, подверженного износу и довольно сильному запыливаншо.
Основная дозирующая система с понижением разрежения в диффузоре имела раньше большее распространение, а в настоящее время в чистом виде используется сравнительно редко.
241
§ 100. Основная топливодозирующая система с искусственным понижением разрежения у жиклера
Рис. 164. Схема основной топливодозирующей системы с понижением разрежений у жиклера карбюратора
Экономичная горючая смесь может быть получена как при понижении разрежения в диффузоре, так и при уменьшении сто только у жиклера. В этом случае топливный жиклер 1 переносят к поплавковой камере (рис. 164), а в топливные каналы между топливным жиклером и распылителем впускают воздух через специально устанавливаемый воздушный жиклер 2. При этом разрежение у топливного жиклера уменьшается и топливо вытекает через него в меньших количествах. Впускаемый воздух как бы притормаживает вытекающее топливо и поэтому иногда его называют «тормозным воздухом».
Количество тормозного воздуха, впускаемого в топливные каналы, зависит от диаметра воздушного жиклера, т. е. от величины отверстии для прохода воздуха в воздушном жиклере.
Разрежение из диффузора через распылитель и топливные каналы передается топливному жиклеру. При воздушном жиклере тормозной воздух, поступающий через него, препятствует передаче полной величины разрежения к топливному жиклеру, и это уменьшает разрежение. При введении тормозного воздуха давление в топливных каналах
и у топливного жиклера будет меньше атмосферного, но больше давления у распылителя. Таким образом, р0> Рж> Ррасп-
Вследствие снижения разрежения у топливного жиклера уменьшается количество вытекающего через него топлива
б?т = Мж 1^2g (р0 — р-ж) Ут /сеК> (40)
где ц)К — коэффициент истечения жиклера;
/ж—площадь сечения жиклера;
Ро — давление окружающей среды;
рж — давление у топливного жиклера.
Если закрыть воздушный жиклер и тем прекратить впуск тормозного воздуха, то топливо через топливный жиклер будет вытекать быстрее и в больших количествах, так как при этом разрежение в топливных каналах и у топливного жиклера увеличится.
При регулировке карбюратора можно изменять сечения топливного и воздушного жиклеров, причем обогащение смеси получают как увеличением топливного, так и уменьшением воздушного жиклеров.
245
Различие между воздухом, обходящим диффузор, и тормозным воздухом заключается в том, что в обоих случаях происходит желаемое обеднение горюче:! смеси, но воздух, обходящий диффузор, понижает разрежение во всем диффузоре, а тормозной воздух — только у топливного жиклера.
Тормозной воздух сам по себе не может сколько-нибудь заметно обеднять горючую смесь ввиду ничтожно малых его количеств.
Эмульсирование топлива. Воздух, вводимый в топливные каналы, перемешивается с топливом, образуя эмульсию, которая состоит из пузырьков воздуха, перемешанных с топливом. Поэтому из распылителя вытекает нс жидкое топливо, а эмульсия, при которой уменьшается топливная пленка на стенках карбюратора и впускных трубопроводов.
Эмульсирование топлива способствует более быстрому испарению и сгоранию топлива, что улучшает баланс тепла и в итоге уменьшает расходы топлив на I ... с.-ч. Наибольшую эффективность даст эмульсирование при работе иепрогретого двигателя на бедных горючих смесях. При высоких температурах охлаждающей жидкости, интенсивном подогреве впускного трубопровода и работе двигателя на богатых смесях эффективность эмульсирования пропадает.
В эксплуатационных условиях, при работе двигателя в осеннее и особенно зимнее время при коротких ездках, температура охлаждающей воды редко превышает 40—50 С. В этих условиях эмульсирование оказывается особенно выгодным. Большинство современных карбюраторов работает с эмульсированием топлива, подаваемого основными жиклерами, а отдельные карбюраторы эмульсируют даже топливо, подаваемое через жиклер насоса-ускорителя.
§ 101. Основная топливодозирующая система с дозирующей иглой и системой холостого хода
Основная топливодозирующая система с дозирующей иглой и системой холостого хода представлена на рис. 165. В ней дополнительная топлнводозирующая система, питающая двигатель на холостом ходу, органически включается в работу вместе с основной топлнводозирующей системой, и рассмотрение Последней отдельно от системы холостого хода невозможно.
При работе двигателя топливо из поплавковой камеры через кольцевой зазор, образованный основным топливным жиклером 1 и дозирующей иглой 2, проходит к распылителю.
На малых открытиях дросселя и малых числах оборотов, т. е. режиме, близком к холостому ходу, разрежения в ли 1?фузоре почти равны нулю гг топлггво из распылителя / совсем, или почти совсем, не вытекает. В то же время разрежения за дроссельной заслонкой близки к максимальным.
216
Для питания двигателя на этих режимах соединяют поплавковую камеру карбюратора с частью смесительной камеры, расположенной ниже дросселя, каналом 7. Дозирование количества топлива, подаваемого из поплавковой камеры, достигается тем, что в канале 9 устанавливают топливный жиклер холостого хода tf. ' 'менынения разрежений в канале 9 и около топливного жиклера холостого хода 8
достигают впуском воздуха через воздушный жиклер холостого хода 10, расположенный в канале 9,
В этой топливодозирующей системе, как уже отмечалось, система холостого хода работает не только на холостом ходу, но и при
малых и средних разрежениях в диффузоре. На этих режимах через основной топливный жиклер 1 топливо подают в очень небольших количествах, для чего опускают дозирующую иглу 2, оставляя для прохода топлива минимальное сечение.
При увеличении нагрузки двигателя, а следовательно, и больших открытиях дроссельной заслонки разрежения за ней, а значит и в каналах системы холостого хода понижаются. При этом подача топлива через топливный жиклер холостого хода 8 становится меньше. Во избежание излишнего обеднения горючей смеси необходимо увеличить отвер
стие для прохода топлива в зазоре
Рис 165. Основная тонливодо-зируклная система с дозирующей иглой и системой холостого
хода
между основным топливным жикле-
ром и дозирующей иглой 2. Этого достигают установкой поводка 6 (на оси дроссельной заслонки) и тяг 5 и 3, связанных с иглой 2. По мере открытия дросселя благодаря перемещению деталей 6, 5 и 3 дозирующая игла 2 поднимается и расход топлива через основной топливный жиклер увеличивается.
Подбором профиля дозирующей иглы и величины топливного жиклера получают панвыгодненший для экономичной работы двигателя расход топлива. Для получения мощностной смеси при полностью открытых дроссельных заслонках обычно используют ту же дозирующую иглу, специально профилируя самый ее конец, находящийся в это время в жиклере.
Существенные недостатки рассматриваемой основной топливо Дозирующей системы сводятся к отсутствию эмульсирования топлива, подаваемою основным топливным жиклером, и сложности изготовления дозиру ющей иглы и ненадежности ее работы при эксплуатации карбюратора.
ГЛАВА XXf
ДОПОЛНИТЕЛЬНЫЕ ТОПЛИВОДОЗИРУЮЩИЕ СИСТЕМЫ КАРБЮРАТОРОВ
§ 102. Общие положения
Одним из основных условий рациональной эксплуатации автомобилей н тракторов является выполнение заданного объема работы при наименьших расходах топлива. Последнее в значительной степени зависит от совершенства принципиальной схемы и конструкции карбюратора.
Основные топливодознрующне системы с понижением разрежения в диффузоре, с понижением разрежения у жиклера, с дозирующей иглой и системой холостого хода обеспечивают экономичную работу прогретого и нагруженного двигателя на разных, но установившихся режимах его работы. При использовании любой из указанных основных топлнводозирующнх систем и работе двигателя на экономичной горючей смеси невозможно обеспечить:
1) пуск холодного двигателя;
2) работу его на холостом ходу, т. е. без нагрузки;
3) быстрый переход с малого открытия дроссельной заслонки на большее;
4) получение в нужный момент максимальных мощностей двигателя.
Во избежание указанных недостатков в схему современных карбюраторов, помимо основной топлнводозирующей системы, обычно включают четыре дополнительные топливодозирующие системы, необходимые:
1) для облегчения пуска холодных двигателей, называемые пусковыми устройствами;
2) для обеспечения устойчивой работы двигателя на холостом ходу, называемые системами холостого хода’,
3) для ускорения перевода двигателя с малых нагрузок на большие, называемые ускорительными насосами’,
4) для сохранения максимальных мощностей двигателя при средних экономических расходах топлива, называемые экономайзерами.
§ 103. Дополнительная система, дозирующая топливо при холостом ходе двигателей
Автомобильные и тракторные двигатели в условиях эксплуатации часто работают на холостом ходу, когда двигатель не имеет внешней нагрузки, например при выключенном сцеплении или нейтральной передаче в коробке. В этих условиях желательно, чтобы двигатель работал устойчиво, а коленчатый вал вращался с минимальным числом оборотов.
При работе двигателя на холостом ходу внешняя нагрузка отсутствует и, следовательно, его среднее эффективное давление и
248
эффективная .мощность равны нулю, а удельный расход топлива, затрачиваемый на I л. с. -ч, равен бесконечности.
Поэтому нормировать расходы топлива на холостом ходу весьма затруднительно. Для определения расходов топлива в этих условиях можно использовать следующий метод.
Количество топлива, расходуемого двигателем в течение часа (7Г,Ч. можно путем несложных расчетов отнести и к одному циклу работы четырехтактного двигателя <7Т.Ш1КЛ:
^т. цикл = 30^ кГ Цикл или в миллиграммах
^т. никл = 10** ЦИКЛ.
Относя цикловой расход топлива к одному литру рабочего объема, получаем удедьиый цикловой расход топлива, с помощью которого можно сравнивать расходы топлива на холостом ходу у разных двигателей:
= -^3,— Юв мг/цикл л.
Для карбюраторных двигателей экономичные удельные цикловые расходы топлива С?т.щ1КЛ изменяются в зависимости от среднего эффективного давления ре линейно, как показано на рис. 166, где представлены указанные расходы топлива для разных чисел оборотов, изменяющихся от 1000 до 3000 об Iмин, и разных нагрузок от холостого хода до полного открытия дроссельной заслонки двигателей ЗИЛ-120 нГАЗ-М-20.
При холостом ходе двигателя, когда среднее эффективное давление равно нулю, удельные цикловые расходы топлива на холостом ходу составляют от 15 до 20 мг па цикл па 1 л рабочего объема. Изменение чисел оборотов вала почти не влияет на удельные цикловые расходы топлива, что подтверждается данными рис. 167.
На основании этих данных легко определить расход топлива любого двигателя при его работе на холостом ходу. Если положить, что двигатель автомобиля «Волга», имеющий рабочий объем 2,5 л, на холостом ходу делает 500 об! мин, то расход топлива в час
От. „ = 20л = 20 • 500 • 2,5 = 0,75 кГ/ч.
Для питания двигателя иа режиме холостого хода обычно используют разрежение не в диффузоре, где оно почти равно нулю, а в за-дросселыюм пространстве, где оно достигает максимума, создавая Дополнительную систему, дозирующую топливо на режиме холостого хода. Па рис. 168 представлена схема такой топливо дозирующей системы. Топливо из поплавковой камеры через топливный жиклер холостого хода / по каналу 2 проходит в эмульсионный канал 3,
249
в который по каналу 4 поступает воздух из воздушного патрубка карбюратора. Количество воздуха, проходящего в эмульсионный канал 3, дозируют воздушным жиклером холостого хода 5, причем впускаемый воздух сильно понижает разрежение в каналах 3 и 2, а следовательно, и у топливного жиклера холостого хода 1, уменьшая этим подачу топлива.
Рис. 166. Удельные цикловые расходы топлива автомобильных двигателей при разных нагрузках
Эмульсия, образовавшаяся в эмульсионном канале 3, через отверстия 6 и 7 проходит в задроссельную полость, где на режимах холостого хода разрежение достигает 5000 мм вод. ст.
При сильно прикрытой дроссельной заслонке эмульсия выходит через нижнее отверстие 7, проходная площадь которого регулируется впитом \ а через отверст не 6 из смесительной камеры в ка-
Рис. 167. Удельные цикловые расходы топлива автомобильных двигателей, работающих на холостом ходу при разных числах оборотов
налы холостого хода проходит воздух, дополнительно понижающий в них разрежение.
По мере открытия дроссельной заслонки количество воздуха, поступающего в двигатель, увеличивается, но обеднения смеси при этом не происходит, так как под разрежением оказываются оба выходных отверстия 6 и 7. Поэтому разрежение в эмульсионном канале 3 и у топливного жиклера 1 возрастает и через последний проходит большее количество топлива.
25)
Минимальное открытие дроссельной заслонки регулируется упорным винтом, находящимся снаружи карбюратора и не показан-
ным на рис. 168.
При дальне инем открытии ipoc-ссльпой заслонки интенсивность подачи топлива через жиклер холостого хода падает, но при этом в работу уже включается основная топлпво-дозирующая система карбюратора.
Горючая смесь, подаваемая в двигатель па холостом ходу, должна быть очень богатой, и характеризуется она коэффициентом избытка воздуха а, близким к 0,6, что подтверждается следующими данными:
Рис. 168. Дополнительная топливодозирующая система, питающая двигатель на холост»м
п, об мин у........
. 400 600 800 !0<Ч)
. 0,55 0,60 0,6-: 0,68
В юродских условиях эксилуата- Х°ЛУ
пип па холостом хиду двигатель ра-
ботает приблизительно столько же времени, сколько и под нагрузкой, поэтому к регулировке системы холостого хода следует относиться весьма внимательно.
§ 104. Дополнительная система, дозирующая топливо при пуске двигателем
При эксплуатации автомобильные двигатели приходится пускать часто. По данным опытов, в условиях городской езды один пуск двигателя в среднем приходится на 2 км пробега автомобиля.
Пуск карбюраторных двигателей при высоких температурах окружающего воздуха или при горячих стенках цилиндров затруднений пе встречает. Пуск же при низких температурах сильно затрудняется, это объясняется тем, что:
1) поршни двигаются очень медленно вследствие большой вязкости масла на стенках цилиндра;
2) емкость аккумуляторной батареи сильно падает и при очень низких температурах вал двигателя провернуть не удается;
3) дозирование топлива в карбюраторе становится почти невозможным из-за неустойчивых чисел оборотов;
4) тяжелые фракшш топлива, вытекшею из распылителя, осаждаются па стенках трубопровода и цилиндра, и горючая смесь, вышедшая из карбюратора, сильно обедняется, а часто и переобед-няется;
5) пределы воспламеняемости бензиновоздушных смесей становятся более узкими;
251
6) во время сжатия температура сжимаемой смеси почти не повышается.
Совокупность перечисленных обстоятельств сильно затрудняет пуск, тем более что состав смеси, вышедшей из карбюратора, не соответствует составу смеси в цилиндре в момент воспламенения, когда происходит электрический разряд, так как значительная часть топлива входит в цилиндры в виде пленки.
По данным опытов, горючая смесь в карбюраторе при пуске должна содержать от 2 до 4 кГ воздуха на 1 кГ бензина, т. е. иметь коэффициент избытка воздуха от 0,1'до0,2, формально явно выходя-
Рпс. 169. Разрежения в диффузоре карбюратора при разных положениях клапана па воздушной заслонке;
1 — открытом; 2 — закрытом
щи и за пределы воспламеняемости. Однако при проходе этой смеси из карбюратора в двигатель вследствие осаждения капель топлива на холодных стенках трубопроводов и цилиндра она постепенно обедняется. Такая переобогащен-ная смесь к моменту конца сжатия оказывается норма чь-ной или даже бедной.
Трудность автоматического дозирования топлива заставляет использовать при пуске двигателей навыки в квалификацию водителей.
В современных карбюраторах для облегчения запуска
устанавливают воздушную заслонку, управляемую водителем с приборного щитка автомобиля, а в некоторых конструкциях и специальные жиклеры.
При перекрытии воздушной заслонки и проворачивании коленчатого вала двигателя от руки или стартером разрежение из цилиндра передается во впускные трубопроводы и карбюратор. При этом топливо начинает фонтанировать не только из жиклера холостого хода, но также и из всех жиклеров карбюратора. Благодаря бопьшому количеству топлива, вытекающего в смесительную камеру карбюратора, пуск двигателя в значительной мере облегчается.
Закрытие воздушной заслонки обеспечивает сильное обогащение смеси при пуске двигателя, но оно должно быть использовано только в течение очень короткого времени во избежание псреобо-гащения смеси. Предохранительный клапанок, устанавливаемый на воздушной заслонке, в известной мере препятствует персобога-щеншо (рис. 169), но все же при неумелом пользовании воздушной заслонкой можно затруднить пуск и вызвать повышенные износы двигателя и непроизводительные расходы топлива.
252
Для дозирования топлива при пуске колотого двигателя некоторые карбюраторы иногда имеют специальные пусковые жиклеры, которыми управляют кнопкой с приборного щитка автомобиля.
§ 105. Дополнительная система, дозирующая топливо при резком открытии дроссельной заслонки
В условиях эксплуатации часто бывает необходимо быстро увеличить скорость автомобиля. Для этого водитель, нажимая па педаль газа, увеличивает степень открытия дроссельной заслонки, вследствие чего в двигатель поступает больше горючей смеси. При этом, если бы состав подаваемой карбюратором горючей смеси не изменялся, мощность двигателя выросла бы и автомобиль поехал быстрее. Однако при резком открытии дроссельной заслонки происходит довольно резкое временное обеднение смеси.
В случае если двигатель до открытия дроссельной заслонки работал на экономично!! смеси, после резкого ее открытия смесь временно станет иереобеднечноп и никакого ускорения автомобиля не произойдет, а в отдельных случаях двигатель может даже заглохнуть.
Обеднение горючей смеси при резком открытии дроссельной заслонки объясняется следующими причинами:
1) увеличением количества горючей смеси, поступающей в двигатель, причем прирост количества воздуха несколько обгоняет прирост количеств топлива, что уже ведет к обеднению горючей смеси;
2) увеличением абсолютною давления из-за прохождения во впускной трубопровод большего количества воздуха. Вследствие увеличения давления, при котором происходит процесс испарения, температура испарения любой жидкости повышается. Иногда часть топлива, ранее находившегося в парообразном состоянии, конденсируется во впускном трубопроводе и в цилиндрах двигателя. Замедление испарения топлива и его конденсация также дополнительно обедняют горючую смесь;
3) небольшим понижением температуры во впускных трубопроводах вследствие больших количеств воздуха, поступающего в них, и недостаточного подогрева от выпускного трубопровода. При этом скорость парообразования уменьшается и смесь дополнительно несколько обедняется. При увеличении нагрузок температура выпускных трубопроводов повысится, но не мгновенно, а постепенно.
Эти положения подтверждаются наблюдениями за процессом смесеобразования топлива через смотровые люки, специально устанавливавшиеся на впускном трубопроводе. Действительно, при резком открытии дросселя увеличивается количество пленки на внутренних стенках впускного трубопровода, что ведет к временному обеднению горючей смеси. При этом появляются обратные вспышки
253
Рис. 170. Схема ускорительною насоса, дозирующего топливо при резких огкрытиях дроссельной заслонки
в карбюратор и, если вовремя не прикрыть дроссель, двигатель может заглохнуть, поэтому обеднение смеси недопустимо.
В подтверждение высказанных положений о влиянии состава горючей смеси на процессы разгона двигателя приводим данные опытов, согласно которым при разгоне уменьшение среднего эффективного давления по сравнению с установившимся режимом составляет на бедной смеси 23%, на стехиометрической —7% и на богатой — 0%.
Для борьбы с обеднен нем горючей смеси в момент резкого открытия дроссельной заслонки в схему карбюратора, помимо основной топливодозирующей системы и дополнительных систем, дозирующих топливо, при пуске и холостом ходе двигателя включают еще дополнительную систему, подающую и дозирующую топливо только в моменты резкого открытия дроссельной заслонки. Такой системой является ускорительным насос, обогащающий горючую смесь при резком открытии дросселя в течение сравнительно короткого времени.
В карбюраторах без насосов-уско-ритетей для получения плавных переходов двигателей с одного режима работы па другой топливные жиклеры основной топливодозирующей системы приходится делать больше, что ухудшает экономичность двигателя. В кар
бюраторах с ускорительными насосами основные топливные жиклеры можно делать меньше, при этом двигатель все время будет работать на экономичной смеси, а ускорительный насос обогатит смесь только в моменты действительной необходимости.
Схема устройств ускорительного насоса представлена на рис. 170. По мере прикрытия дроссельной заслонки 1 перемещаются рычаг 2 и тяга 3, поднимающая шток поршня 10 и сам поршень 5 ускорительного насоса. В результате образовавшегося под поршнем разрежения топливо из поплавковой камеры 9 через впускной клапан 8 н канал 7 поступает в рабочую полость 6 ускорительного насоса. При резком открытии дросселя поворачивается рычаг 2 и тяга 3 опускается, нажимая на пружину 11, которая в свою очередь пажи мает на поршень 5 ускорительного насоса. Топливо, находящееся в полости 6, не может вернуться обратно в поплавковую камеру, так как этому препятствует впускной клапан 8, пропускающий топливо только в одном направлении. Поэтому топливо по каналу 4, минуя выпускной клапан 12, проходит через жиклер 13 ускорительного насоса в смесительную камеру карбюратора.
254
В рассматриваемой конструкции продолжительность впрыска будет определяться величиной перемещения поршня 5 и размером жиклера 13 ускорительного насоса. В свою очередь опускание поршня определяется степенью увеличения открытия дросселя и силой упругости пружины 11.
Когда пружина 11 перестанет разжиматься, поршень 5 остановится и клапан 12 сяъ-г на свое гнезде), препятствуя подсасыванию топлива ч* р* 1 жпкл« |» / < па установившемся режим*- работы двига-Т< Ъ1.
При подъеме поршня 5 ускорительного насоса в подпоршневом пространстве 6 давление понижается и топливо из поплавковой камеры идет вс дед за поршнем. При этом впускной клапан 8 открывается, а выпускной клапан закрывается. I ри опускании поршня положение клапанов оказывается другим: впускной закрывается, а выпускной открывается.
Следует отметить, что при медленном открытии дросселя обедне ния смеем нс происходит, а потому впрыск топлива не нужен, и он не происходит, гак как в результате медленною опускания поршня 5 топливо возвращается обратно в поплавковую камеру карбюратора.
§ 106. Дополнительная система, дозирующая топливо при переходе от экономичных расходов к мощностным при полном открытии дроссельной заслонки (экономайзер)
Максимальная мощность двигателя получается при его работе па богатом горючей смеси, а наименьшие расходы топлива — на смеси более бедной, причем эти составы заметно различаются. Поэтому ранее при рассмотрении основных требовании, предъявляемых к составу горючей! смеси, подаваемой карбюратором, отмечалось, что при неполных открытиях дроссельной заслонки в двигатель надо подавать экономичную смесь и только при полных нагрузках, г. е. при полностью открытой дроссельной заслонке, переходить на мощностную.
Для перехода от экономичных смесей (используемых при неполных дросселях) к мощностным (при полных дросселях) создают дополнительную топлпводозирующую систему.
Эга дополнительная топливодозирующая система карбюратора, которую называют экономайзером, позволяет сочетать экономичную работу двигателя на всех неполных на!рузках с сохранением мак-имальных мощностей при полностью открытой дроссельной заслонке. В настоящее время различают два типа экономайзеров — с параллельным и последовательным расположением жиклеров.
Экономайзер с параллельным расположением жиклероз. Принципиальная схема такого экономайзера показана па рис. 171, а.
В распылитель 1 топливо подводится по каналу 7 из поплавковой камеры, предварительно пройдя основной жиклер 5. Игла 3
экономайзера, прижимаемая пружиной 7 к своему седлу, перекрывает отверстие, служащее для поступления дополнительного топлива в распылитель. В этом случае основной жиклер 5, расположенный у поплавковой камеры, рассчитывается так, чтобы при опущенной игле экономайзера количество пропускаемого топлива оказалось достаточным для образования экономичной горючей смеси.
Если поднять иглу экономайзера, то в распылитель сможет пройти дополнительное топливо, необходимое для обогащения горючей смеси. Для этого в дополнительном канале устанавливают обогатительный жиклер 6, называемый жиклером мощности. Иглу экономайзера кинематически связывают с дроссельной заслонкой 8,
Рис. 171. Схема экономайзера:
а — с параллельным, б — с последовательным вклю челном жиклера
причем подъем иглы должен происходить только в моменты полного открытия дроссельной заслонки, для чего между поводком 2 и гайкой иглы 3 делают зазор. Таким образом, при неполных открытиях дросселя топливо идет только через основной жиклер, так как в этот момент игла экономайзера перекрывает приток дополнительного топлива. При полном открытии дроссельной заслонки поднимается игла экономайзера и дополнительное топливо через жиклер мощности поступает в каналы распылителя параллельно с топливом, идущим через основной жиклер, обеспечивая желаемое обогащение смеси, необходимое для получения максимальных мощностей двигателя.
Количество топлива, поступающего через основной жиклер, ^оси — Воси/оси 1 ^ё(Рп.к. Ррасп) Тт ^СК.
Расход дополнительного топллва, проходящего через жиклер мощности при поднятой игле экономайзера,
м ~ Нж.м f ж.м I У-g (/’и. к /Jpacn) Ут кГfCCK.
256
Таким образом, при работе на экономичной смеси при опущенной игле экономайзера состав смеси определяется коэффициентом избытка воздуха
а —
иэк-- /7 » •
ООсн ‘о
При работе на мощностной смеси при поднятой игле экономайзера
. _бвозд
(буси 4~ б’ж. и) /о
Сопоставление уравнений позволяет произвести расчет отверстия жиклера мощности, для чего необходимо вначале задаться желаемыми составами горючей смеси.
Экономайзер с последовательным расположением жиклеров. В некоторых моделях карбюраторов используют экономайзер, в котором дополнительный жиклер включают последовательно с жиклером основной топливодозирующей системы.
Схема экономайзера с последовательным включением его жиклера представлена на рис. 171, б. При неполных открытиях дроссельной заслонки игла экономайзера оказывается опущенной, вследствие чего топливо вынуждено проходить через два последовательно расположенных жиклера: первый экономичный жиклер 9 и второй основной жиклер 10. При полном открытии дроссельной заслонки топливо, минуя экономичный жиклер 9, проходит непосредственно к основному жиклеру 10 карбюратора.
При прохождении топлива через два последовательно расположенных жиклера 9 и 10, представляющих два сопротивления для проходящей жидкости, расход окажется меньше, чем при прохождении топлива только через один жиклер 10. При соответствующем подборе жиклеров экономичного и основного можно получить в одном случае расходы топлива, необходимые для образования экономичных, а во втором случае — мощностных горючих смесей.
При опущенной игле экономайзера и протекании топлива через экономичный жиклер происходит известная потеря давления. Благодаря этому в каналах между экономичным н основным жиклерами появляется промежуточное давление рк01|, которое несколько больше, чем давление у распылителя, но несколько меньше давления в поплавковой камере.
Таким образом, расход топлива через экономичный жиклер
О»К. ж — Рэк.ж/вк. ж 1 2g (р„ k Ркли) Тт кГ/ССК,
где р31Си. коэффициент истечения экономичного жиклера;
/ак.ж — площадь экономичного жиклера, м2\
Рп. к давление в поплавковой камере, кПм*\
Ркяп промежуточное давление в каналах между основным и экономичным жиклерами, КГ/м2.
9 Зак. 237
257
Количество топлива, прошедшего через экономичный жиклер при опущенной игле экономайзера, равняется количеству топлива, проходящего через основной жиклер, что соответствует работе двигателя на экономичной смеси и может определяться зависимостью
оси. Ж. ЭК---
Поен, ж / осн. ж
(Ркан Ррасп) /ССК*
где РосЩЖ — коэффициент истечения основного жиклера;
/осн.ж — площадь основного жиклера, лг;
Ркаи — давление в каналах между основным и экономичным жиклерами, кГ/м2;
Ppscii — давление у распылителя, кПм~.
Рассмотрение двух последних уравнений позволяет заключить, что истечение топлива через каждый жиклер происходит вследствие разных перепадов давления. Если поднять иглу экономайзера,.то в канал между экономичным 9 и основным 10 жиклерами топливо пойдет прямо из поплавковой камеры. При этом давление в канале 7Л<ан будет равняться давлению в поплавковой камере. В этом случае, т. е. при работе двигателя на мощностной горючей смеси, расход через основной жиклер увеличится:
^осн. ж. м = Роси, ж /осн. ж 1'' 2^ (Рп. к Ррасп) Yt K-I СёК,
где Роси, ж — коэффициент истечения основного жиклера, несколько отличный от аналогичного в предыдущем уравнении, так как скорости истечения из них будут различны;
/оси. ж —площадь основного жиклера, л2;
Рн. к —давление в поплавковой камере, кПм2\
Ррасп—давление у распылителя, кГ/м2.
Таким образом, при неполных открытиях дросселя и при опущенной игле экономайзера топливо через главный жиклер протекает вследствие уменьшенного перепада давления рка„ — ррасп и, следовательно, с меньшими скоростями и в меньших количествах. При полных открытиях дросселя топливо вытекает через тот же основной жиклер за счет большего перепада давлений ри. к — Рраси н потому в больших количествах.
Для иллюстрации принципа работы экономайзера с двумя последовательно расположенными калиброванными отверстиями установим на некотором расстоянии друг от друга два жиклера с совершенно одинаковыми калиброванными отверстиями и, следовательно, равными пропускными способностями. При прохождении жидкости под напором Н через последовательно расположенные жиклеры 1 и 2 (рис. 172) между ними появится промежуточное давление h, которое может быть определено по уровню жидкости в манометрической трубе, расположенной слева от прибора.
Истечение через жиклер 1 будет происходить под напором Н — h, а через жиклер 2 — под напором А. Расход топлива при последовательном его прохождении сначала через жиклер 1 и затем через
258
жиклер 2, а также при прохождении только через жиклер 2 следующий:
Gd+4 = Hi/il 2^(//~й[у
И
^2 = P2/2l 2^Лу.
В силу неразрывности струи расходы топлива в единицу времени как через жиклер 1 (при наличии жиклера 2), так и через
жиклер 2 должны быть равны: (7(1+2) = G2.
Но, по условию, проливки жиклеры 1 и 2 совершенно одинаковы. Полагая, что == = п2/2» получаем
H — h=h
II
л=-".
следовательно, при протекании топлива через два последовательно расположенных, совершенно одинаковых, жиклера в каналах между ними появится промежуточный напор h, равный половине от напора Н над первым жиклером.
Расход через жиклер 1 при наличии жиклера 2
G(i+a) = l‘i/i lZ2g(# —Л)т = 1‘Л ] 2g-yY,
Рис. 172. Схема к расчету экономайзера с последовательным включением его жиклера
и расход через тот же жиклер /, но при снятом жиклере 2,
Отношение расходов топлива через один пли два последовательно расположенных одинаковых жиклера
= 12,
ОЦ2. //
|
откуда
G(i+2> = -^= = § = 0.7G1. (41)
Таким образом, расход топлива при прохождении его через два одинаковых последовательно расположенных жиклера составляет 70 о от того расхода, который мог иметь место, если бы топливо проходило только через один из жиклеров, т.е. сокращается на 30%.
9’ 259
Пр» переходе от мощностной горючей смеси к экономичной расход топлива при тех же разрежениях должен уменьшаться примерно на 20%. Для уменьшения расхода не на 30°6, а только иа 20% устанавливают экономичный жиклер несколько большего диаметра, чем диаметр главного жиклера. В противном случае, даже при равных диаметрах главного и экономичного жиклеров, произойдет переобедненне горючей смеси при переходе с мощностной смеси на экономичную.
Регулирование экономайзеров. Методика регулирования карбюраторов, снабженных экономайзерами с параллельным и последовательным включением жиклеров, различна.
При параллельном включении жиклера экономайзера жиклер основной топливодозирующей системы рассчитывают и регулируют при опущенной игле экономайзера на экономичные расходы топлива, жиклер мощности — на добавление при поднятой игле экономайзера достаточного количества топлива для перехода от экономичных расходов к мощностным.
При последовательном включении жиклера экономайзера жиклер основной топливодозпрующей системы рассчитывают и регулируют при поднятой игле экономайзера на мощностные расходы топлива.
Экономичный жиклер в этом случае рассчитывают и регулируют при опущенной игле экономайзера таким образом, чтобы уменьшить количество топлива, подаваемого основным жиклером, и перейти от мощностных расходов топлива к экономичным.
Это можно иллюстрировать следующим примером. Положим, что в двигатель поступает при некотором разрежении в диффузоре 36 кГ воздуха; для получения мощностной смеси, характеризуемой а = 0,8, в двигатель надо подавать 3 кГ бензина, так как теоретическое количество воздуха принимаем равным 15 кГ. Для получения экономичной смеси при а = 1,2 в двигатель следует подавать только 2 кГ топлива.
При параллельном включении жиклера экономайзера отверстие основного жиклера надо подбирать так, чтобы он пропускал 2 кГ топлива, а жиклер мощности — на добавление 1 кГ топлива.
При последовательном включении жиклера экономайзера основной жиклер должен пропускать 3 кГ топлива, включение же экономичного жиклера должно уменьшить расход топлива на 1 кГ.
Управление экономайзерами. Экономайзеры как с параллельным, так и последовательным включением жиклера могут иметь механическое или вакуумное управление иглой. В рассмотренных схемах экономайзеров иглы имели механический привод с помощью рычага, посаженного на одну ось с дроссельной заслонкой, и системы тяг.
В некоторых случаях заводы, выпускающие карбюраторы, применяют не механическое управление экономайзером, а вакуумное.
На рис. 173 представлена схема экономайзера с параллельным включением жиклера мощности, уже ранее нами рассмотренная, но
260
в данном случае игла экономайзера имеет не механическое, а вакуумное управление. Для этого иглу 6 экономайзера с помощью коромысла 5 и тяги 4 связывают с поршеньком 3, могущим перемещаться в цилиндре 2. Верхняя часть цилиндра с помощью каналов 7, 8 и 9 сообщается с частью смесительной камеры, расположенной за дросселем. При малых открытиях дроссельной заслонки значительное разрежение из-за дроссельного пространства по каналам 9, 3 и 7 передается в цилиндрик 2, в результате чего поршенек 3 поднимается, сжимая пружину 1. В этом случае игла экономайзера опущена и топливо через жиклер 11 мощности не подается, а поступает только через основной жиклер 10, и двигатель работает на экономичной горючей смеси. При больших открытиях дроссельной заслонки разрежение за ней понижается, благодаря чему давление на поршенек 3 также уменьшается. Тогда под действием пружины 1 поршень опускается, а связанная с ним игла 6 экономайзера поднимается, и дополнительное топливо через жиклер мощности проходит в распылитель и, следовательно, в смесительную камеру карбюратора.
Способ управления экономайзером имеет принципиальное значение, так как от него зависит
момент перехода от экономичных смесей к мощностным, а следовательно, и динамические качества автомобиля.
По данным опытов, проведенных в МАМИ, относительное среднее эффективное давление двигателя, выраженное в процентах от максимального, при работе двигателя на разных числах оборотов
коленчатого вала и разных открытиях дросселя в основном определяется разрежением во впускной трубе АрВп.тр» что подтверждается данными рис. 174. Зависимость между относительным средним эффективным давлением, выраженным в процентах, степенью открытия дроссельной заслонки, числами оборотов вала и разрежениями во впускной трубе приведена на рис. 175. Эти кривые позволяют констатировать, что одна и та же величина относительного среднего эффективного давления получается на разных числах оборотов и разных открытиях дроссельной заслонки. С помощью этих Кривых можно сравнить два способа включения экономайзера, полагая, что:
1) при механическом управлении переход от смеси экономичной к мощностной будет происходить при 80% открытия дроссельной аслонки — точки А, В, С, D.
261
2) при пневматическом управлении тот же переход к мощностным смесям будет происходить при разрежении за дроссельной заслонкой, равном 100 льч рт. ст., —точки Е, F, С, И.
Рис. 174 Зависимость между относительным средним давлением н разрежением за дросселем
По рис. 175 можно определить относительную величину среднего эффективного давления, при которой произойдет включение
Рис. 175. Зависимость между относительным средним давлением и степенью открытия дроссельной заслонки при:
/ — п = 800 об/мин; 2 — п = 1200 об мин; 3 — п = = 1800 об/мин; 4 — п = 2200 об/мин
экономайзера на разных числах оборотов и двух способах управления — механическом и пневматическом. Эти данные приведены в табл. 41.
262
Таблица 41
Относительные величины средних эффективных давлений и открытия дроссельной заслонки, выраженные в процентах, при которых произойдет включение экономайзера
Числи оборотов коленчатого вала в минуту Управление вкономайзером
механическое пневматическое
% открытие дроссели. % точки Ре- % открытие дросселя. % точки
800 100 80 А 91 40 Е
1200 98 <80 н 94 00 F
1800 91 .80 с 91 80 с
2200 88 80 о 91 90 Н
Они показывают, что при пневматическом управлении экономайзер включается на малых оборотах раньше, а на больших оборотах — несколько позже. Это полностью соответствует целесообразному использованию двигателя при движении автомобиля в дорожных условиях. Действительно, при разгоне автомобиля обогащение смеси на малых оборотах вала происходит при сравнительно небольших открытиях дросселя. Благодаря этому сокращается время разгона автомобиля и улучшаются его динамические качества. Таким образом, пневматическое управление экономайзером является целесообразным и потому получает более широкое распространение.
ГЛАВА XXII
КАРБЮРАТОРЫ ОТЕЧЕСТВЕННЫХ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
§ 107. Общие положения
Выпускаемые заводами карбюраторы имеют различные принципиальные схемы; однако, несмотря на различное конструктивное оформление, они всегда имеют:
1) основную топливодозирующую систему;
2) дополнительные топливодозирующие системы, включающие систему холостого хода, пусковую систему, ускорительный насос, экономайзер.
Для работы основных и дополнительных топливодозирующих систем в конструкцию карбюратора включают:
1) поплавковую камеру;
2) воздушный патрубок;
3) смесительную камеру;
4) ограничитель максимальных чисел оборотов, обычно устанавливаемый в карбюраторах двигателей грузовых автомобилей.
Поэтому при рассмотрении нового, незнакомого ранее карбюратора можно рекомендовать последовательно определение топливо-дозирующпх систем и узлов, которые были ранее перечислены.
§ 108. Карбюраторы с разными направлениями движения горючей смеси
Карбюраторы с одними и теми же основной и дополнительными топливодозирующими системами конструктивно могут быть выполнены с: 1) опускающимся (падающим), 2) поднимающимся и 3) ю-ризонтальным яацравлунием движения горючей смеси в смесительной камере карбюратора.
Карбюраторы с поднимающимся потоком (рис. 176, а) располагают на уровне верхней части картера, и горючая смесь из смесительной камеры по впускному трубопроводу поднимается в цилиндры двигателя. Эти карбюраторы расположены примерно на 0,5 м ниже, чем карбюраторы с опускающимся потоком.
На некоторых двигателях устанавливают карбюраторы с горизонтальным направлением потока горючей смеси (рис. 176, б), обычно монтируемые без впускных трубопроводов непосредственно на блоке двигателя. Карбюраторы этого типа имеют в настоящее время сравнительно ограниченное распространение. В большинстве случаев ранее их использовали для питания небольших четырех-цилиндровых двигателей, впускной трубопровод которых размещали в отливке блока. При этом карбюратор располагали на стороне, противоположной клапанам.
Карбюраторы с опускающимся потоком горючей смеси были представлены на ранее показанных схемах основных и дополннтель-
264
ных топливодозирующих систем и на рис. 176, в. Их располагают пример110 на уровне головки блока, и горючая смесь, опускаясь из смесительной камеры, по впускному трубопроводу проходит в цилиндры двигателя.
Карбюраторы с опускающимися (падающими) потоками горючей смеси впервые стали устанавливать на автомобильные двигатели в начале 30-х годов. За истекшие почти 40 лет они получили исключительно широкое распространение, почти совершенно вытеснив карбюраторы с поднимающимися и горизонтальными потоками.
Рис. 176. Схемы карбюраторов с различным направленном потока смеси
Отказ от карбюраторов с поднимающимся потоком и переход к карбюраторам с падающим потоком в основном объясняется желанием создать максимум удобств при монтажных и регулировочных работах, связанных с карбюратором, и несколько повысить мощность двигателя и более удобно разместить воздушный фильтр.
По данным опытов МАМИ, повышение мощности при переходе от поднимающегося потока к падающему в среднем не превышает 3%. Удельные расходы топлива в указанных условиях практически одинаковы.
Однако при работе двигателя па бензине с повышенными температурами конца кипения карбюраторы с падающим потоком подают в цилиндры двшателя более сырую смесь, вызывающую повышенные износы. Следует отметить, что при падающем потоке горючей смеси по сравнению с поднимающимся наблюдается весьма незначительная тенденция повышения экономичности двигателя, объясняемая более равномерным распределением смеси по цилиндрам.
§ 109. Ограничители максимальных оборотов вала
Конструктор автомобильного завода, на основании ряда технических соображений, устанавливает при проектировании максимальные скорости легковых и грузовых автомобилей.
265
Максимальная скорость легковых автомобилей значительно превышает 100 км ч. На этих скоростях большая часть мощности двигателя расходуется на преодоление сопротивлений воздуха. Поэтому максимальная скорость легкового автомобиля почти не зависит от его нагрузки, т. е. числа пассажиров в кузове.
Максимальная скорость грузовых автомобилей значительно меньше и обычно не превышает 80—100 км/ч, при этом большая часть мощности двигателя расходуется на преодоление сопротивления качению, которое прямо пропорционально весу автомобиля.
Поэтому мощность, затрачиваемая на качение грузового автомобиля, полностью нагруженного и порожнего, различается примерно в два раза. В результате этого максимальная скорость грузового автомобиля, полностью нагруженного, значительно меньше.
Эксплуатация порожнего грузового автомобиля на больших скоростях, для которых он не приспособлен, вредно отражается на износах его деталей, экономичности и дорожном покрытии.
Поэтому системы питания двигателей грузовых автомобилей имеют ограничитель максимальных оборотов коленчатого вала, т. е. ограничитель скорости. При работе с ограничителем (регулятором) максимальные скорости грузового автомобиля порожнего и груженого будут одинаковыми, что является целесообразным.
При карбюраторном смесеобразовании ограничители максимальных чисел оборотов обычно воздействуют на дроссельную заслонку, прикрывая ее при достижении определенного заданного числа оборотов или заданной скорости смеси.
Конструктивно ограничители максимальных чисел оборотов выполняются:
1) в виде отдельного прибора, обычно устанавливаемого между фланцами карбюратора и впускного трубопровода;
2) в виде комплекса деталей, включенных в схему карбюратора.
Схема одного из ограничителей максимальных чисел оборотов, органически включенного в схему карбюратора, представлена на рис. 177. В этом случае педаль газа не связывается жестко с дроссельной заслонкой /, которой придают своеобразную форму. Открытие дроссельной заслонки производит пружина 2, которая всегда стремится повернуть заслонку в сторону се максимального открытия.
По мере нажатия на педаль газа кулачки 3, связанные с ней тягами, поворачиваются по часовой стрелке. Кулачки 3, поворачиваясь, могли бы отойти от кулачков 6 и между ними мог бы образоваться зазор, по этого зазора не будет, так как пружина 2 всегда стремится максимально открыть фасонную дроссельную заслонку. Таким образом, пружина 2, укрепленная одним концом в муфте 4, а другим — соединенная серьгой 5 с фасонной дроссельной заслонкой /, открывает ее. При ослаблении нажатия на педаль газа кулачки 3, поворачиваясь против часовой стрелки, нажимают на ку-
266
дачки 6, жестко связанные с дроссельной заслонкой, и она, преодолевая натяжение пружины, прикрывается.
При работе двигателя с полным нажатием педали газа кулачки 3 максимально поворачиваются по часовой стрелке, пружина 2, сжимаясь, полностью открывает дроссельную заслонку.
Если коленчатый вал двигателя будет делать чрезмерно большое число оборотов, то скорость смеси в карбюраторе сильно возрастет и давление ее на скошенный участок фасонной дроссельной заслонки станет больше, чем сила натяжения пружины 2. В результате этого дроссельная заслонка прикроется, т. с. повернется против часовой
Рис 177. Схема ограничителя .максимальных чисел оборотов
стрелки. При этом кулачки 6, жестко связанные с дроссельной заслонкой, отойдут от кулачков 3, кинематически связанных с педалью газа, которая отжата водителем полностью.
Таким образом, при ограничителе или регуляторе максимальных оборотов вала открытие дроссельной заслонки производится пружиной, а закрытие—тягами, связанными с педалью газа. Каждому положению последней соответствует определенное положение кулачков 3, позволяющих пружине 2 повернуть дроссель до упора связанных с ним кулачков 6.
Момент и интенсивность действия регулятора максимальных оборотов вала двигателя определяются натяжением пружины 2:
1) при поворачивании фасонной гайки 7 и не вращающейся вокруг своей осп муфты 4 натяжение пружины возрастает и прикрытие дроссельной заслонки за счет скоростного напора произойдет на больших числах оборотов;
267
2) при поворачивании муфты 4 изменяется количество рабочих витков пружины, что изменит ее характеристику.
Комбинируя положение фасонной гайки 7 и муфты добиваются 'Келаемого режима работы регулятора и, следовательно, ограничения скорости вращения коленчатого вала двигателя определенными оборотами.
Без регулятора двигатель ГАЗ-51 имеет перегиб внешней скоростной характеристики на 3400 об!мин. Регулятор уменьшает максимальное число оборотов при полном открытии дросселя до 2800 об!мин и до 3200 об!мин на холостом ходу двигателя.
Регулятор максимальных оборотов не должен подвергаться регулировке в эксплуатационных условиях, за исключением отдельных случаев, когда это должно производиться квалифицированным персоналом.
Детали, подвергающиеся регулировке, закрываются колпачком и пломбируются на заводе, изготовляющем карбюратор. Расплом-бнрование регулятора, за исключением случаев его поломки или явной неисправности, является недопустимым.
§ 110. Многокамерные карбюраторы
Для питания четырех- или шестицилиндровых двигателей в большинстве случаев используют один однокамерный карбюратор, имеющий одну смесительную и одну поплавковую камеры. Карбюратор устанавливают в середине двигателя около средних цилиндров. При этом расстояния, которые должна пройти горючая смесь от смесительной камеры карбюратора до крайних и средних цилиндров двигателя, иногда различаются в 2—3 раза. 13 результате этого коэффициент наполнения отдельных цилиндров оказывается неодинаковым и наполнение всего двигателя не достигает максимума, что отрицательно отражается на мощностных показателях двигателя. Неодинаковое наполнение цилиндров двигателя воздухом часто ведет к неодинаковым составам смеси в отдельных его цилиндрах. Это объясняется тем, что иа некоторых режимах работы двигателя в средние цилиндры по инерции попадает несколько большее количество топлива, а других режимах больше топлива попадает в средние цилиндры.
Таким образом, когда один карбюратор обслуживает несколько цилиндров двигателя:
1) наполнение отдельных цилиндров двигателя неодинаково;
2) составы горючей смеси в разных цилиндрах также несколько различаются;
3) распиливание топлива па малых оборотах ухудшается из-за небольших скоростей воздуха.
В результате этого мощностные и экономические показатели двигателя понижаются. Для повышения наполнения отдельных цилиндров двигателя и более равномерного распределения на нем
268
топлива на четырехцилипдровых двигателях устанавливают два, а на шести цилиндровых два и реже три однокамерных карбюратора. Установка на одном двигателе нескольких карбюраторов усложняет их регулировку и систему питания в целом.
В последние годы для упрощения конструкции карбюраторов и большего удобства обслуживания вместо двух обычных однокамерных устанавливают один двухкамерный карбюратор, имеющий две смесительных камеры с двумя комплектами жиклеров, два диффузора и две дроссельные заслонки, но одну поплавковую камеру и один общий воздушный патрубок. Кроме указанного, в конструкцию некоторых двухкамерных карбюраторов включают один ускорительный насос и один экономайзер.
Для питания многоцилиндровых, в частности восьмицилиндровых V-образных, двигателей иногда используют четырех камерные карбюраторы, в большинстве случаев представляющие собой два соединенных в один агрегат двухкамерных карбюратора. Таким образом, в четырехкамерном карбюраторе имеется четыре смесительных камеры с четырьмя наборами необходимых деталей, две поплавковые камеры и в большинстве случаев один общий воздушный патрубок.
Установка на двигатель двух- и четырехкамерных карбюраторов уменьшает сопротивление впускного тракта двигателя, и состав горючей смеси в разных цилиндрах становится более однородным. Однако эксплуатация многокамерных карбюраторов связана с трудностями, возникающими из-за необходимости обеспечения синхронизации в управлении дроссельными заслонками и сложности подбора регулировок для нескольких комплектов топливных и воздушных жиклеров.
11о принципу включения в работу смесительные камеры в многокамерных карбюраторах можно разделить на следующие основные группы: 1) с параллельным включением камер; 2) с последовательным включением камер.
При параллельном включении камер дроссельные заслонки конструктивно связаны друг с другом для одновременного увеличения или уменьшения площади прохода горючей смеси в обеих смесительных камерах. Параллельное включение в работу смесительных камер при малых нагрузках не повышает скоростей воздуха в момент его встречи с топливом, вытекающим из распылителя. Поэтому в этом случае по сравнению с однокамерным карбюратором улучшения распиливания топлива на малых оборотах не происходит, но топливо по цилиндрам распределяется более равномерно и нет излишне большой разницы разрежений в диффузоре при работе Двигателя с минимальными и максимальными расходами воздуха.
При последовательном включении смесительных камер на малых и средних нагрузках, т. е. при небольших и средних расходах воздуха, питание двигателя осуществляют за счет только одной из смесительных камер, что улучшает распиливание топлива на малых
269
Рис. 178. Кинематическая связь между двумя последовательно включенными дроссельными заслонками
оборотах. При больших нагрузках, обычно близких к 70%, последовательно начинает включаться вторая смесительная камера. Рычажный механизм кинематики, связывающий две дроссельные заслонки, при последовательном их включении представлен на рис. 178 в трех положениях: а — когда обе заслонки закрыты, б — в момент начала открытия второй дроссельной заслонки при почти полностью открытой первой заслонке и в — при полностью открытых обеих заслонках.
В некоторых конструкциях карбюраторов вторая заслонка имеет пневматическое управление, для которого используют разрежение в задроссельном пространстве.
Можно ожидать, что по мере дальнейшего форсирования автомобильных двигателей и совершенствования их систем питания, карбюраторы с последовательным включением смесительных камер получат преимущественное распространение.
Опыт применения многокамерных карбюраторов с целью форсирования двигателей показывает, что при замене однокамерного карбюратора на двухкамерный мощность двигателя возрастала на 6—8%, а при замене двухкамерного карбюратора чстырехкамерным — на 4—6%. Использование многокамерных карбюраторов с последовательным включением камер позволяет также сохранять и сравнительно высокие экономические показатели, поскольку
на основных для автомобильных двигателей частичных нагрузках в таких карбюраторах функционируют только первичные камеры, обеспечивающие достаточно качественное распиливание топлива и хорошее смесеобразование.
Следует отметить, что прирост мощности в четырех-, шести- и восьмицилиндровых двигателях при увеличении числа смесительных камер неодинаков, а потому указанные ранее величины повышения мощности следует считать приближенными.
§ 111. Карбюратор К-105
Карбюраторы К-105 устанавливали па двигателях автомобилей «Волга» взамен карбюраторов К-22И. Принципиальная схема карбюратора К-105 с опускающимся потоком горючей смеси представлена па рис. 179, а, а конструктивная схема — на рис. 179, б.
Основная топливодозирующая система. Экономичные расходы топлива двигателя, работающего под нагрузкой, обеспечиваются
27U
основной топливодозирующей системой с понижением разрежения у основного топливного жиклера 31. В этом случае топливо из поплавковой камеры 32 через основной топливный жиклер 31 проходит в эмульсионный колодец 27, а далее по горизонтальному каналу в
Рис. 179. Карбюратор К 1<)5
малый диффузор 3. В эмульсионный колодец 27 подводят воздух, предварительно прошедший через воздушный жиклер 31 основной топливодозирующей системы. Этот воздух понижает разрежение У топливного жиклера 31 и одновременно эмульсирует топливо. Для лучшего эмульсирования в колодец 27 вставляют эмульсионную
271
трубку 28, имеющую шесть отверстий для прохода воздуха, примешиваемого к топливу, поднимающемуся к малому диффузору. Лучшему перемешиванию топлива с воздухом способствует также наличие двух диффузоров: малого 3 и большого 20.
Система холостого хода. При работе двигателя на холостом ходу при малых числах оборотов (400—500 в минуту) дроссельную заслонку почти полностью прикрывают. При этом разрежение за дросселем во впускных трубах достигает максимума (400— 450 мм рт. ст.), а в диффузоре и смесительной камере карбюратора, расположенной до дросселя, практически отсутствует, так как воздух движется в иен с минимальной скоростью. При отсутствии разрежения в малом диффузоре 3 основная топливодозирующая система, ранее описанная, перестает подавать топливо.
Поэтому для питания двигателя на холостом ходу используют большие разрежения задроссельного пространства. При очень небольших открытиях дросселя под большим разрежением оказывается только нижнее выходное отверстие 21, величина которого регулируется винтом 22. В это время через верхнее выходное отверстие 24, которое не находится под большим разрежением, в канал 23 подсасывается воздух, уменьшая в нем разрежение.
По мере открытия дроссельной заслонки под разрежением оказываются оба выходных отверстия 21 и 24 системы холостого хода.
В обоих случаях, т. е. при очень небольшом и несколько большем открытиях дросселя, разрежение из капала 23 передается в каналы 25 и 30, куда впускают воздух через воздушный жиклер 33 холостого хода. Вследствие впуска воздуха разрежение в каналах уменьшается и далее по наклонному каналу <25 п вертикальной трубке 29 передается к расположенному на конце ее топливному жиклеру 26 холостого хода. Этот жиклер получает нз поплавковой камеры топливо, предварительно прошедшее через топливный жиклер 31 основной топливодозирующей системы.
Воздух, впускаемый через воздушный жиклер 33 холостого хода, не только понижает разрежение в канале 30, во и эмульсирует в нем топливо, опускающееся по этому каналу к выходным отверстиям 21 и 24.
При неработающем двигателе уровень топлива в поплавковой камере и во всех каналах, сообщающихся с ней, стоит на одной высоте.
При работе двигателя на холостом ходу уровень топлива в эмульсионном колодце понижается и будет стоять тем ниже, чем больше топлива подается в двигатель. В этом случае давление над уровнем топлива в эмульсионном колодце будет почти равно атмосферному, так как воздух в него будет поступать из малого диффузора 3 через горизонтальный канал и воздушный жиклер 34 основной топливодозирующей системы.
При переходе с холостого хода двигателя на работу под нагрузкой дроссельную заслонку постепенно открывают и расход воздуха
272
через карбюратор увеличивается. Вследствие этого разрежение в задроссельном пространстве уменьшается, а в диффузорах увеличивается. Возросшее разрежение из диффузора передается в эмульсионный колодец, и расход топлива через жиклер 31 основной топливодозирующей системы увеличивается. При этом часть топлива будет проходить через топливный жиклер 26 системы холостого хода н далее по трубке 29, каналам 35, 30, 25 и 23 в виде эмульсии выйдет через выходные отверстия 21 и 24 в задроссельпое пространство карбюратора. Другая же часть топлива поднимается по эмульсионному колодцу снаружи трубки 29, перемешается с воздухом и в виде эмульсин по горизонтальному каналу выйдет в малый диффузор 3 и далее в смесительную камеру карбюратора.
По мере увеличения открытия дроссельной заслонки карбюратора и увеличения чисел оборотов вала количество воздуха, проходящего через диффузор, будет возрастать. При этом разрежение в диффузоре будет увеличиваться, вследствие чего количество топлива, вытекающего через жиклер 31, также возрастать. Однако расход топлива через систему холостого хода будет сокращаться, а в диффузор карбюратора его будет проходить больше.
Экономайзер. По мере увеличения открытия дросселя перемещаются поводок 13, серьга 12 и тяга' И, опускающие вертикальный валик 9. При полностью открытой дроссельной заслонке перемещение этих деталей оказывается наибольшим и запорная игла 14 экономайзера опускается. Вследствие этого топливо из поплавковой камеры через жиклер мощности 16 и клапан 17 по каналу 19 проходит в смесительную камеру карбюратора. В экономайзере с параллельным включением жиклера мощности последний должен быть рассчитан на подачу дополнительного количества топлива, необходимого для перехода от экономичных расходов топлива к мощностным. При неполных открытиях дроссельной заслонки игла экономайзера 14 поднимается, клапан 17опускается и подача дополнительного топлива через жиклер мощности при неполных открытиях дросселя прекращается.
Ускорительный насос. При резком открытии дроссельной заслонки необходимое кратковременное обогащение горючей смеси осуществляется ускорительным насосом, управляемым теми же деталями, что и экономайзер.
По мере прикрытия дроссельной заслонки ранее рассмотренные детали 13, 12, 11 поднимаются, поднимая шток 6 и связанный с ним поршень 8 ускорительного насоса. При этом бензин из поплавковой камеры через шариковый впускной клапан 10 заполняет пространство под поршнем 8.
^Ри Резком открытии дросселя детали 13, 12 и 11 опускаются, постр34 ПРУЖН,,У ? ускорительного насоса. Пружина, разжимаясь, выжиТ11110 ОпУскает поршень 8, который сравнительно медленно к жикает ТОпливо по каналу 15 к выпускному клапану 18 и далее жиклеРУ 5 ускорительного насоса, так как возврату топлива
273
в поплавковую камеру препятствует впускной клапан 10. Для уменьшения разрежения у жиклера 5 и лучшего распиливания топлива к нему по каналу 1 подводится воздух.
Связь оси дроссельной заслонки с поршнем ускорительного насоса не жесткая, а эластичная (через пружину 7), а потому впрыск топлива получается затяжным, это более отвечает требованиям двигателя, чем короткий, мгновенный впрыск, который иногда применяли ранее при проектировании и изготовлении ускорительных насосов.
Пусковое устройство. Для пуска холодного двигателя карбюратор имеет воздушную заслонку 1 с воздушным клапаном 2, кинематически связанную системой тяг с осью дросселя. При закрытии воздушной заслонки дроссельная заслонка (кинематически с ней связанная) немного открывается для того, чтобы разрежение из за-дроссельного пространства распространилось по всей смесительной камере карбюратора и обеспечивало бы максимальную подачу топлива из всех жиклеров.
Общие замечания. Поплавковая камера карбюратора балансированная, т. е. сообщается каналом с воздушным патрубком. Для наблюдения за уровнем топлива в поплавковой камере карбюратор К-105 имеет небольшое смотровое плексигласовое окно.
Для присоединения штуцера вакуум-регулятора системы зажигания в корпусе карбюратора имеется специальное отверстие 36 с конической резьбой и системой каналов (см. рис. 179, б).
Ранее при рассмотрении наивыгоднейшей характеристики карбюратора указывалось, что при постоянном расходе воздуха (и, следовательно, неизменяемом разрежении в диффузоре) по мере прикрытия дросселя и роста числа оборотов экономичная горючая смесь, подаваемая карбюратором, должна постепенно обогащаться. Это так называемое второе требование, предъявляемое к карбюратору, карбюратор К-105 полностью не выполняет.
§ 112. Карбюратор К-88 А
Карбюратор К-88А с падающим потоком горючей смеси является дальнейшим развитием и модернизацией моделей карбюраторов, рапсе выпускавшихся Московским карбюраторным заводом для установки па восьмицплнидровых двигателях грузовых автомобилей.
Карбюратор К-88А сдвоенный (рис. 180 и 181). имеет общую поплавковую камеру 1 с одним поплавком, общий воздушный патрубок 2, переходящий в две смесительные камеры 3 и <?'. В каждой из этих камер расположено по два диффузора (малые 4 и 4', большие 5 и 5 ) и по одной дроссельной заслонке 6 и 6'.
Карбюратор имеет два комплекта жиклеров для главной топливодозирующей системы и два комплекта жиклеров для дополнительной системы, дозирующей топливо на холостом ходу двигателя.
274
Экономайзер один, но подает дополнительное топливо в обе смесительные камеры так же, как и один ускорительный насос.
Ограничитель максимальных чисел оборотов один, но воздействует на обе дроссельные заслонки, посаженные на общую ось.
Каждая из смесительных камер подает горючую смесь в свои четыре цилиндра, т. е. в свой правый или левый блок восьмицилиндрового двигателя.
Рис. 180. Принципиальная схема карбюратора К-88Л
Принципиальная схема карбюратора К-88А представлена на рис. 180, а конструктивная схема—на рис. 181.
Основная топливодозирующая система. По принципу действия каждая из двух основных топливодознрующих систем карбюратора К-88Л может быть отнесена к системам, в которых экономичные расходы топлива получают за счет понижения разрежения у основного топливного жиклера 7 и 7'.
При работе двигателя‘под нагрузкой воздух, проходящий через малые диффузоры 7 и *Г, увеличивая свою скорость, понижает давление с давления окружающей среды (пренебрегая незначительным понижением давления в воздушном патрубке карбюратора) До давления в диффузоре ^Диф.
275
Рис. 181. Конструктивная схема карбюратора К-88А
Однако это давление к жиклерам 7 и 7 основной топливодози-рующей системы не передается, так как через воздушные жиклеры 8 и 8 впускают воздух. Вследствие впуска воздуха разрежение в наклонных каналах 10 и 10 понижается и протекающее топливо эмульсируется, чему способствуют жиклеры 9 и 9 (по заводской терминологии жиклеры полной мощности), пропускная способность которых в 3 раза больше, чем основных топливных жиклеров 7 и 7'.
Эмульсия, вытекшая из распылителя, дважды перемешивается с воздухом: первый раз в малом диффузоре, второй раз по выходе из него в большом диффузоре.
Количество топлива, подаваемого через каждую основную топ-ливодозирующую систему, должно быть достаточным для образования экономичной горюче!! смеси.
Следовательно, при работе двигателя на неполных нагрузках:
1) топливо из поплавковой камеры проходит через основные топливные жиклеры 7 и 7';
2) в топливных каналах к нему примешивается незначительное количество воздуха, прошедшего через воздушные жиклеры холостого хода 11 и 1Г, и образуется эмульсия;
3) эмульсия проходит через дополнительные жиклеры 9 и 9'\
4) в эмульсию еще раз добавляется воздух, прошедший через воздушные жиклеры 8 и 8' основной топлнводозпрующей системы;
5) эмульсия вытекает в малый диффузор, где перемешивается с воздухом;
6) сильно разбавленная воздухом эмульсия вытекает в большой диффузор, где дополнительно перемешивается с воздухом.
Непрерывное перемешивание топлива с воздухом в топливных каналах н двух диффузорах обеспечивает хорошее испарение его, равномерное перемешивание с воздухом и быстрое сгорание в цилиндрах двигателя.
Система холостого хода. По мере прикрытия дроссельной заслонки количество воздуха, проходящего через карбюратор, уменьшается, вследствие чего разрежение в диффузорах уменьшается. При работе двигателя на холостом ходу разрежение в диффузоре падает до 2—3 .м.н вод. ст. и основная топливодозирующая система выключается. В то же время разрежение в задроссельном пространстве достигает максимума, т. е. 400—450 мм рт. ст. (или 5500— 6000 мм вод. ст.), которое используется для питания двигателя па режиме холостого хода,
Задроссельное разрежение трижды понижают за счет впуска воздуха через:
1) верхние выходные отверстия 12 и 12'\
~) топливовоздушные жиклеры 11 и 1Г холостого хода, точнее, их верхние отверстия, которые дозируют воздух (так как нижние
277
отверстия этих жиклеров дозируют эмульсию, а отверстия, расположенные в середине, — топливо);
3) наклонные каналы 10 и 10' главной топливодозирующей системы, выходящие в малый диффузор.
При этом топливо, поступающее к топливовоздушным жиклерам 11 и 1Г холостого хода, предварительно проходит через жиклеры 7 и 7' основной топливодозирующей системы. Образовавшаяся эмульсия через нижние выходные отверстия 13 и 13', величины которых регулируются винтами 14 и 14 , выходит в задроссельное пространство карбюратора, где еще раз перемешивается с воздухом, образуя горючую смесь.
На несколько больших открытиях дроссельных заслонок в цилиндры двигателя проходит больше воздуха, во избежание обеднения горючей смеси надо увеличить количество топлива, вытекающего из топливовоздушных жиклеров 11 и 1Г холостого хода. Это достигается тем, что при несколько больших открытиях дроссельных заслонок под разрежением оказываются не только нижние, но и верхние выходные отверстия, вследствие чего разрежение в каналах системы холостого хода несколько увеличивается и подача топлива через нее возрастает. Топливо к топливовоздушным жиклерам И и 11' холостого хода поступает из двух наклонных распылителей основной дозирующей системы, предварительно прошедших через основные топливные жиклеры 7 и Т основной топливодозирующей системы.
Экономайзер с механическим управлением. При полностью открытых дроссельных заслонках включается экономайзер. По мере их открытия поводок /5 и серьга 16 перемещаются, опуская вертикальный валик 17 и укрепленную на ней планку 18. Вместе с планкой 18 опускается втулка 19, сжимающая расположенную под ней пружину 20.
При почти полностью открытой дроссельной заслонке планка 18 опускается на максимальную величину, а валик 21 нажимает на клапан 22 экономайзера и открывает его, сжимая пружину 23.
При опущенном клапане экономайзера бензин из поплавковой камеры через жиклер мощности 24, минуя упомянутый клапан, проходит в топливные каналы 25 и 25', а из пего в два наклонных капала и далее в два малых диффузора.
Таким образом, при полном открытии дроссельной заслонки топливо в двигатель подают два жиклера 7 и Т основной топлпво-дозпрующей системы и один жиклер мощности 24. Поданное этими жиклерами топливо позднее преходит через жиклеры 9 и 9', которые из-за большой пропускной способности могут ограничивать расходы топлива только при максимальных значениях. Оба жиклера основной топливодозирующей системы пропускают топливо, необходимое для образования экономичной горючей смеси. Добавка топлива через жиклер мощности обогащает смесь и делает ее не экономичной, а мощностной.
278
Следовательно, при включении экономайзера количество топлива, протекающего через жиклер полной мощности, увеличивается примерно на 2О°о, вследствие чего происходит соответствующее обогащение горючей смеси.
Ускорительный насос. Резкое открытие дроссельной заслонки обычно связано с обеднением горючей смеси, поступающей в цилиндры двигателя. Рассматриваемый карбюратор для предотвращения нежелательного обеднения имеет ускорительный насос с механическим управлением.
По мере прикрытия дроссельной заслонки поводок 15 и серьга 16, перемещаясь, поднимают вертикальный валик 17 и укрепленную на ней планку 18. Последняя, поднимаясь, перемещает связанные с ней шток 26 и поршень 27 ускорительного насоса. За счет образовавшегося под поршнем разрежения выпускной клапан 28 закрывается, а впускной клапан 29 открывается, и топливо из поплавковой камеры проходит в цилиндр ускорительного насоса.
При резком открытии дросселя тяга 15 и серьга 16 опускают вертикальный валик 17 и планку 18, которая, опускаясь, скользит по штоку 26 ускорите;!ьного насоса и сжимает пружину, которая опускает поршень 27 ускорительного насоса. При этом впускной клапан 29 закрывается, а выпускной 28 — открывается и топливо, выжимаемое поршнем из цилиндра ускорительного насоса через два распылителя 30 и 30' ускорительного насоса, впрыскивается в две смесительные камеры карбюратора, распиливаясь воздухом, поступающим через общий впускной патрубок. Эластичная связь между осью дросселя и поршнем ускорительного насоса дает затяжной впрыск топлива, необходимый для быстрого разгона автомобиля. Продолжительность затяжного впрыска зависит от перемещения дросселя, силы пружины ускорительного насоса и величины двух распылителей 30 и 30'.
Пусковое устройство. Для пуска холодного двигателя необходимо сильное обогащение горючей смеси, которое достигается поворотом воздушной заслонки 31, закрывающей вход воздуха через воздушный патрубок в смесительные камеры карбюратора. При поворачивании коленчатого вала разрежение из цилиндров двигателя передается в обе смесительные камеры карбюратора. При этом после поворота воздушной заслонки 31 обе дроссельные заслонки, кинематически с ней связанные, немного открываются. В этих условиях давление в поплавковой камере будет весьма близко к атмосферному, а в смесительной камере сильно понизится и топливо начнет фонтанировать из всех жиклеров, образуя очень богатую смесь. При движении смеси к цилиндрам часть топлива в виде пленки будет осаждаться на стенках впускного трубопровода, а позднее и на стенках цилиндра. Важно, чтобы к моменту появления искры горючая смесь у электродов свечи не выходила за пределы воспламеняемости.
279
При пуске двигателя в условиях низких температур можно подать ускорительным насосом немного топлива в смесительную камеру карбюратора, нажав один-два раза на педаль газа.
Во избежание переобогащения горючей смеси в первые моменты после пуска двигателя воздушная заслонка имеет предохранительный клапанок, автоматически открывающийся при повышении разрежения.
Дополнительные замечания. Поплавковая камера карбюратора балансированная, она соединяется каналом 32 с воздушным патрубком карбюратора.
ГЛАВА XXIII
ВПРЫСК БЕНЗИНА
§ 113. Впрыск бензина
В 30-х годах впервые появились ускорительные насосы и экономайзеры, вследствие чего принципиальные схемы и конструкции карбюраторов стали усложняться.
В более позднее время на автомобильные двигатели стали устанавливать двух- и четырех камерные карбюраторы, что было вызвано желанием повысить литровые мощности двигателей и улучшить распыливание топлива при малых числах оборотов.
Конструкции многокамерных карбюраторов с ускорительными насосами, экономайзерами и пусковыми жиклерами сильно усложнились. Однако на большинстве нагрузочных и скоростных режимов такие карбюраторы подают в двигатели (почти точно) то количество топлива, которое необходимо для работы с предельной экономичностью и получения при полных дросселях максимальной мощности.
За последние 10—15 лет параллельно с развитием конструкции карбюраторов некоторые фирмы стали выпускать в небольших количествах топливную аппаратуру для впрыска бензина в автомобильные двигатели. Эта аппаратура обычно состоит из топливного насоса (иногда дизельного типа), форсунок и необходимых трубопроводов. Идея использования этой аппаратуры не является новой, так как заимствована автомобильном техникой из авиации, где опа имела значительное распространение на поршневых авиационных двигателях.
Для питания автомобильных двигателей осуществляют впрыск бензина:
1) дозированными порциями в цилиндры двухтактных двигателей;
2) дозированными порциями в цилиндры четырехтактных двигателей;
3) во впускные трубопроводы четырехтактных двигателей, но в этом случае возможны две системы подачи:
а) дозированными порциями, обычно в непосредственной близости от впускного клапана, или
б) непрерывным потоком, причем расположение форсунок в трубопроводе не играет существенной роли. В этом случае процессы впрыска наиболее приближаются к процессам карбюрации.
По сравнению с карбюрацией впрыск бензина имеет свои характерные особенности, достоинства и недостатки.
Впрыск бензина дозированными порциями в цилиндры двухтактных двигателей является наиболее целесообразным и эффективным. В этом случае продувка двухтактного двигателя производится воздухом, а не горючей смесью, вследствие чего потери топлива при
281
Рис. 182. Внешняя скоростная характеристика двухтактного мотоциклетного двигателя ИЖ-350 при впрыске (сплошные кривые) и карбюрации (штриховые кривые) бензина
кривошипно-камериой продувке, достигающие 25—30%, сильно сокращаются или полностью пропадают. Поэтому впрыск бензина во впускной трубопровод двухтактных двигателей нецелесообразен и его не применяют.
Внешние скоростные характеристики двухтактного двигателя ИД-350 и соответствующие удельные расходы топлива при карбюраторном смесеобразовании и впрыске бензина представлены на рис. 182. Согласно этим данным при замене карбюраторного питания двигателя впрыском бензина мощность двигателя повышается на 10%, а экономичность—почти на 25%. Впрыск бензина в двухтактные двигатели носит пока экспериментальный характер, а потому и налаженного выпуска топ л нвоп ода io-щей аппаратуры нет. При впрыске бензина в двухтактные автомобильные двигатели использовали дизельную топливную аппаратуру, однако применять для питания дешевых и конструктивно простых двухтактных двигателей дорогую аппаратуру было нецелесообразно, поэтому такие двигатели выпускали только в течение короткого времени.
Впрыск бензина в четырехтактные двигатели сообщает
рабочим циклам некоторые особенности, которых трудно добиться при карбюраторном смесеобразовании. К числу этих особенностей можно отнести следующие:
1. Топливо более равномерно распределяется по отдельным цилиндрам двшателя, поэтому истинный состав горючей смеси в каждом из цилиндров будет более близок к среднему для всех цилиндров двигателя. Это позволит эксплуатировать двигатель на несколько более обедненных смесях, вследствие чего расходы топлива уменьшаются. Однако это будет менее ощутимо при впрыске непрерывным потоком во впускной трубопровод.
2. Коэффициент наполнения двигателя незначительно увеличивается, что объясняется:
а) уменьшенными сопротивлениями впускного тракта вследствие снятия карбюратора;
б) уменьшенной интенсивностью подогрева впускного тракта;
в) увеличением весового наполнения при впрыске топлива непосредственно в цилиндр двигателя.
282
3. Степень сжатия двигателя может быть несколько повышена, что объясняется небольшим понижением температуры в процессах впуска и сжатия, так как уменьшается подогрев впускного трубопровода и большая часть топлива испаряется внутри цилиндра. Возможное повышение степени сжатия для четырехтактных двигателей обычно не превышает единицы.
4. Приемистость двигателя согласно ряду опубликованных данных улучшается, так как отставание топлива от потока воздуха при впрыске становится менее ощутимым
5 Дозирование топлива при его впрыске в цилиндр в процессе пуска двигателя становится значительно более точным (чем при карбюраторном смесеобразовании), и пуск холодного двигателя должен облегчаться.
6. Мощность двигателя повышается на 6—8%.
7. Регулирование мощности двигателя путем выключения подачи бензина в часть цилиндров становится при впрыске вполне возможным. По данным испытаний, проведенных в МАМИ, при работе двигателя «Волга» на постоянных мощности и числе оборотов па четырех и двух цилиндрах экономичность повышалась па 20°*», по динамические нагрузки в трансмиссии из-за неравномерного чередования вспышек очень увеличивались, а для нормальной работы двигателя это неприемлемо.
Каждое из перечисленных достоинств сравнительно невелико, ио все это несколько улучшает качества бензиновых двигателей.
К сожалению, топливная аппаратура для впрыска бензина является сложной и при небольших масштабах производства дорогостоящей. Поэтому впрыск бензина в двигатели транспортного типа до сих пор еще не нашел широкого применения и чаще используется на отдельных двигателях, устанавливаемых на спортивных и сравнительно дорогих автомобилях.
Мощностные и экономические показатели двигателя «Волга» при впрыске бензина в цилиндр и в его впускной трубопровод, по опытам МАМИ, практически почти равноценны. Однако топливоподающую аппаратуру (топливные насосы и форсунки) при непрерывном впрыске в трубу можно сделать конструктивно более простой, чем при дозированном впрыске в цилиндры. Впрыск бензина во впускную трубу обычно производят при давлении, не превышающем 3—5атм, а часто и меньше. В цилиндр бензин впрыскивают при Давлении несколько большем, достигающем 10—12 атм, при котором вследствие лучшего распыливання экономичность двигателя Достигает максимума.
По принципу действия топливную аппаратуру изготовляют как с механическим, так и с э нейтронным управлением. Однако выпуск этой аппаратуры носит пока экспериментальный характер и потому указать какие-либо установившиеся схемы и конструкции в настоящее время не представляется возможным.
ГЛАВА XXIV
СИСТЕМЫ ТОПЛИВОПОДАЧИ ДВИГАТЕЛЕМ, РАБОТАЮЩИХ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
§ 114. Общие положения
Рабочий процесс быстроходных двигателей автотракторного типа при работе на газообразном топливе в основном идентичен рабочему процессу при работе на бензине. Следует лишь иметь в виду, что физико-химические свойства газовых топлив допускают значительно более широкие пределы качественного регулирования газовоздушных смесей (пли, другими словами, коэффициента избытка воздуха) по сравнению с бензовоздушнымн. дСеньшие скорости сгорания газовоздушных смесей требуют несколько большего угла опережения зажигания, чем при работе двигателя на бензине.
Существенное различие заключается в способах приготовления газо- и бензовоздушной смесей. При работе на бензине распыли-ванпе и испарение жидкого топлива происходят в карбюраторе и впускном трубопроводе. Газовое же топливо поступает в смесительное устройство в газообразном, т. е. уже готовом для смесеобразования и последующего сгорания, состоянии. Требуемый для падежного испарения жидкого топлива подогрев впускного трубопровода бензинового двигателя при работе его па газовом топливе является излишним, ухудшающим наполнение и снижающим мощность двигателя.
Благодаря более однородному составу по сравнению, например, с бензином газообразные топлива создают лучшие условия смешения с воздухом и более равномерное распределение горючей смеси по отдельным цилиндрам. При работе на газе обеспечивается более полное сгорание и отработавшие газы содержат значительно меньше окиси углерода и других веществ, загрязняющих воздушный бассейн населенных пунктов с интенсивным движением автомобильного транспорта.
Вследствие полноты сгорания, отсутствия конденсации топлива и разжижения смазки при работе двигателя на газовом топливе уменьшается нагарообразование и удлиняется срок службы картерного масла. В результате взносы двигателя уменьшаются на 30—4О?6 и соответственно увеличивается межремонтный пробег.
Старение картерного масла при работе двигателя па газе происходит в 2—3 раза медленнее, чем при работе на бензине, что позволяет соответственно реже производить смену масла.
Любой четырехтактный бензиновый двигатель без труда может быть переведен на газообразное топливо, для чего требуется лишь дооборудовать его газовыми баллонами и специальной газовой аппаратурой. В случае необходимости двигатель при условии
284
наличия двух самостоятельных систем питания может без переделок работать н на жидком и на газообразном топливах.
Перевод на питание газовым топливом двухтактных двигателей с искровым зажиганием значительно более сложен. Продувка цилиндров, так же как и в двухтактных бензиновых двигателях, осуществляется при работе на газовом топливе горючей смесью. Чтобы избежать потерь газа в процессе продувки, необходимо дополнительное сложное устройство для ввода газа в каждый цилиндр в отдельности после закрытия продувочных окон. Систему смазки двигателя необходимо существенно изменить, так как ввод масла вместе с топливом при работе на газовом топливе невозможен. Смазку двухтактных двигателей с кривошипно-камерной продувкой при работе на газовом топливе осуществляют либо насосом с механическим приводом, либо с помощью специальной вакуум-масленки, работающей под действием разрежения, создаваемого двигателем.
§ 115. Перевод четырехтактных карбюраторных двигателей на газовое топливо
Изменение мощностных и экономических показателей быстроходного четырехтактного карбюраторного двигателя при его переводе на питание газовым топливом в основном объясняется различными величинами теплотворности заряда горючей смеси, коэффициента наполнения и механического к. п д.
Теплотворность газовоздушной смеси Hg зависит от низшей теплотворности газа //„, величины коэффициента избытка воздуха а и теоретически необходимого для сгорания количества воздуха
Теплотворность газовоздушной смеси (при а = I) несколько ниже теплотворности бензовоздушной смеси, вследствие чего мощность двигателя при работе на газовом топливе соответственно снижается (табл. 42).
Коэффициент наполнения автомобильного карбюраторного двигателя, имеющего нормальный подогрев впускного трубопровода, при переводе его на питание газовым топливом несколько снижается. Механический к. п. д. также будет ниже, поскольку при той же мощности механических потерь индикаторная мощность Двигателя при питании газовым топливом меньше, чем при питании бензином.
В табл. 43 приведены данные о величинах всех потерь мощности при переводе стандартного карбюраторного двигателя на питание газовыми топливами без изменений его конструкции, Т- е. путем ввода газа в бензиновый карбюратор.
285
Таблиц а 12
Сравнительные величины теплотворности бензина и газообразных топлив и их рабочих смесей
Показатели Метая Бутан Пропав Бензин
ЛЛ, ККЛЛ!М9 8087 26 680 20 485 5U800*
Lo, л’.'м’ 9,52 30,95 23.91 58,6
Hg, ккал/м* 770 835 826 850
• Определено но формуле - ккал/л*, где — теплотворность бензина, кка.ЦкГ-. И — кзжущнйгн молекулярный нес (масса) бензина.
Однако после некоторой сравнительно небольшой реконструкции стандартный автомобильный карбюраторный (бензиновый) двигатель будет при работе на газе развивать мощность, не только не уступающую, ио даже превышающую мощность соответствующих бензиновых моделей. Форсирование газовых модификации достигается в основном в результате повышения степени сжатия и увеличения наполнения.
Таблица 43
Потери мощности карбюраторного (бензинового) двигателя при переводе его на питание газовым топливом
Параметры Вид топлива
метан бутапо-пропаиовые газы
Потеря мощности в процентах вследствие уменьшения: теплотворности смеси Iig коэффициента наполнения t\v механического к. п. д. дм Суммарная потеря мощности, % Отношение эффективной мощности на i азе к эффективной мощности при питании бепзи-ном, о/о 9—10 4—5 16-20 84 -80 2 3 3—5 2—3 7-11 93 89
Вследствие высоких антидетонацпонных качеств газообразных топлив (октановые числа 90—110) степень сжатия можно повысить до 9, а в отдельных случаях и выше. Одно это мероприятие, легко осуществляемое на двигателях с подвесными клапанами, даст возможность при работе на сжиженных газах полностью компенсировать потери мощности, указанные в табл. 43.
286
Не менее существенны возможности повышения коэффициента наполнения газовых двигателей, которое может быть достигнуто нс только устранением подогрева впускного трубопровода, но и применением увеличенных проходных сечений трубопровода и газосмеснтельного устройства. Для газовоздушных неконденси-
рующихся горючих смесей допустимы меньшие скорости потоков во впускном тракте, позволяющие снизить гидравлические сопротивления и заметно повысить наполнение двигателя. Весьма эффект явным средством повышения мощности газовою двигателя за счет увеличения коэффициента наполнения является применение двухкамерных газовых смесителей.
На рис. 183 приведены мощностные показатели двигателя
ЗИЛ-130 при ра Оте его па бен- рис_ 183. Скоростные характеристики ЗИНе СО Степенью сжатия 6,5 двигателя ЗИЛ-130 и его газовых мо-(кривые /), на сжиженном газе днфпкаций
с той же степенью сжатия (кри-
вые 2) и степенью сжатия 7,4 (кривые 3). Кривые 4 относятся к работе на сжиженном газе при степени сжатия 8,1 и двухкамер
ном газовом смесителе.
Основные параметры восьмипилиндрового V-образного двигателя ЗИЛ-130 бензиновой и газовой модификаций приведены в табл. 44.
Таблица 14
Основные параметры двигателя ЗИЛ-130
Параметры Вид топлива
бензин сжиженный газ
Система питания Степень сжатия Максимальная мощность, л. с Число оборотов в минуту при максимальной мощности Удельная мощность, л. с.1л ........ Максимальный крутящий момент, кГ‘М Число оборотов в минуту при максимальном крутящем моменте Карбюратор 6,5 157 3200 24,1 39,0 2200 Газовый смеситель 8,1 162 3200 24,9 41,0 2200
Удельные расходы газообразного топлива несколько ниже, чем жидкого, вследствие лучшего смесеобразования и отсутствия кон
287
денсации, что особенно заметно при эксплуатации автомобилей зимой.
Весьма важным фактором, влияющим на мощностные показатели и топливную экономичность двигателя, работающего на сжиженных бутано-пропановых газах, а также на общую эффективность работы газобаллонного автомобиля, является температура окружающей среды. Специфическое свойство сжиженных газов — в несколько раз больший коэффициент объемного расширения при повышении температуры, чем у бензина и других жидких нефтепродуктов. Так, в интервале лемператур от —30 до -|-40о С, в котором на практике происходит эксплуатация газобаллонных автомобилей, плотность основного компонента рыночных сортов сжиженных газов — пропана — уменьшается с 0,568 до 0,466 кГ/л, т. е. на 18,3%, что соответственно влияет на весовой заряд и запас топлива в газовом баллоне автомобиля, уменьшая его с повышен нем температуры заправляемого газа.
Повышение температуры засасываемого воздуха влечет за собой в результате уменьшения коэффициента наполнения двигателя и коэффициента избытка воздуха в газовоздушной смеси падение мощности двигателя п увеличение удельного расхода топлива.
По результатам последних стендовых и лабораторно-дорожных испытаний НАМИ, при повышении температуры засасываемого воздуха на 45 С падение мощности двигателя достигает 10%, крутящего момента — 7% и увеличение удельного расхода — 10—12%.
Практическим выводом по результатам этих исследований, особенно важным при эксплуатации автомобилей на сжиженных газах в районах с жарким климатом, является целесообразность максимального снижения температуры засасываемого воздуха, достигаемого, в частности, забором его не из подкапотного пространства, а извне. Для более правильного учета заполнения баллонов сжиженным газом и расхода его автомобилем заправку автомобилей следует производить нс по объему, а по весу.
§ 116. Перевод дизелей на газовое топливо
В связи с ростом количества дизелей в грузовом и автобусном парке СССР проблема использования газообразных топлив для дизелей приобретает практический интерес. Важное значение имеет также возможность использования сжиженного газа в качестве присадки к воздуху, засасываемому дизелями, что позволяет снизить дымность отработавших газов при работе автомобилей в населенных пунктах.
Наиболее распространенным способом перевода четырехтактного дизеля на питание газовым топливом является переоборудование его в газовый двигатель с искровым зажиганием. Для этого топливный насос и форсунки дизеля заменяют комплектом электрического оборудования для зажигания рабочей смеси от искры.
288
Степень сжатия двигателя снижают до 8,0—9,0 установкой новых поршней или реконструкцией головок цилиндров.
Преимуществами подобного метода являются: возможность полного отказа от применения жидкого топлива, повышение удельной мощности вследствие резкого уменьшения коэффициента избытка воздуха, более полное сгорание и уменьшение содержания вредных примесей в отработавших газах. Недостаток этого метода — необходимость существенной реконструкции двигателя. При другом методе использования газообразных топлив дизели работают по так называемому газодпзельному циклу, т. е. на газовом топливе с присадкой жидкого топлива. В этом случае в процессе впуска двигатель засасывает вместо воздуха готовую газовоздушную смесь. Температура конца сжатия недостаточна для самовоспламенения газовоздушной смеси, и воспламенение ее достигается впрыском в конце процесса сжатия небольшой порции жидкого топлива с помощью стандартных топливного насоса и форсунок дизелей. Порция жидкого топлива составляет 10—20% от его нормального расхода при работе по обычному дизельному циклу. Интенсивность воспламенения газовоздушной смеси факелом жидкого топлива значительно больше, чем при зажигании от искры, т. е. с ограниченным начальным очагом горения. Процесс сгорания основной массы горючей смеси протекает примерно при постоянном объеме. В случае смешанного процесса сохраняются высокая степень сжатия дизеля и воспламенение от впрыскиваемого жидкого топлива. При работе по описанному процессу дизель снабжается баллоном с газом, регулятором давления газа и газосмеситсльным устройством.
Преимуществами газодпзелыюго процесса являются отсутствие значительных переделок двигателя и сохранение его стандартной топливной аппаратуры.
К недостаткам газодпзелыюго процесса следует отнести необходимость иметь две системы питания двигателя, а также некоторую сложность системы качественного регулирования двигателя на всем диапазоне скоростных и нагрузочных режимов.
Практического применения перевод автомобильных дизелей на питание газовым топливом пока не получил. В основном работа дизелей на газах различных видов нашла распространение в установках стационарного типа.
Перевод двухтактных дизелей на питание газовым топливом сильно осложняется наличием в них процесса продувки и связан с существенной реконструкцией двигателя, вследствие чего применяется весьма редко.
§ 117. Автомобильные газобаллонные установки
Газобаллонной установкой называют комплект оборудования, устанавливаемого на автомобиле для работы его двигателя на газовом топливе. Различают два основных вида газобаллонных установок: для сжатых и для сжиженных газов.
10 Злк. 2S7
289
Рис. 184. Схема газобаллонной установки для сжатого газа на грузовом автомобиле 3ILT-166A
Установки для сжатых газов. Установки для сжатых газов (природных, метана, коксовых) являются установками высокого давления, так как только при их применении обеспечивается достаточный запас газа в баллонах и, следовательно, радиус действия автомобиля.
На рис. 181 показана схема газобаллонной установки грузового автомобиля ЗИЛ-166А, работающего па сжатом газе. Сжатый до 200 кПсм* газ содержится в восьми стальных баллонах 1 емкостью по 50 л, расположенных под грузовой платформой. Баллоны соединены между собой параллельно с помощью переходников 2, тройников 4 и стальных трубок 3 с компенсаторами, предохраняющими их от поломок при деформациях рамы автомобиля. Газ из баллонов через расходный вентиль 7 и подогреватель 18 (предохраняющий влагу, содержащуюся в газе, от замерзания при резком снижении давления) проходит к магистральному вентилю 20 и далее по трубке 11 высокого давления к фильтру 12 и поступает в регулятор давления (редуктора 13. В этом основном приборе газобаллонной установки давление газа снижается до атмосферного. При неработающем двигателе редуктор 13 служит автоматическим запорным вентилем, прекращая поступление газов из баллонов.
Под действием разрежения, создаваемого работающим двигателем, газ поступает по трубопроводу 15 низкого давления в карбюратор-смеситель 16, откуда после смешения с воздухом, поступающим через воздухоочиститель 14, газовоздушная смесь поступает в цилиндры двигателя. Для контроля давления газа в баллонах, практически пропорционального количеству содержащегося в них газа, служит манометр 9, манометр 10 контролирует работу редуктора. Оба манометра установлены на щитке приборов автомобиля .
Баллоны заправляют газом через наполнительный вентиль 6 и крестовину 5.
Описываемая установка является универсальной; наличие комбинированного карбюратора-смесителя, бензонасоса / г, фильтра-отстойника 19 и бака 8 позволяет автомобилю в случае необходимости нормально работать также и на бензине.
Ниже приведена техническая характеристика автомобтя 3HJI-166A, предназначенного для работы на сжатых газах:
Полезная грузоподъемность, кГ ............. 3500
Количество баллонов с газом......................... 8
Рабочее давление газобаллонной установки, кГ/cai3 . . . 200
Полный запас газа в балл нах, л3....................80
Запас бензина на автомобиле, л 150
Расход топлива на 100 к.« пробега автомобиля: на природном газе, лг3............................ - 37
на бензине, л ............. ....................38
Вес (масса) газобаллонной установки, кГ........... 550
IQ-
291
.Мощность двигателя при работе:
на природном газе, л. с....................... .80
на бензине, л. с.......................... . .97
Максимальная скорость (км/ч) при работе: . .
на природном газе.............................. 74
на бензине.................................... 84
Установки для сжиженных газов. В установках для сжиженного 1аза основная масса топлива находится в баллоне в жидком состоянии. Переход его в парообразное состояние происходит в специальном теплообменнике-испарителе. Автомобильные установки для сжиженных бутано-пропановых газов рассчитывают на давление 16 кГ см2. Особенность таких установок состоит в том, что рабочее давление в них зависит только от компонентного состава бутано-пропановых газовых смесей и температуры окружающего воздуха и совершенно не зависит от количества содержащегося в баллоне газа. В отличие от установок для сжатых газов для определения количества топлива, содержащегося в баллонах со сжиженным газом, необходимы специальные указатели уровня типа, применяемого для бензиновых баков.
Продолжительное питание двигателя автомобиля газом из парового пространства баллона невозможно. Отбираемого газообразного продукта обычно не хватает для питания двигателя на больших нагрузках. Интенсивный отбор газообразного продукта связан с кипением жидкости и резким охлаждением баллона и, следовательно, падением давления в нем, что может нарушить нормальную работу редуктора и питание двигателя. Кроме того, при отборе из баллона газообразного продукта, состоящего, как правило, из смеси различных фракций, в первую очередь будут отбираться более легкие компоненты, и состав остающегося в баллоне сжиженного газа будет существенно меняться в сторону уменьшения давления (упругости) паров и повышения теплотворности, что нарушит нормальную работу редуктора и двигателя.
На рис. 185 показана схема газобаллонной установки автомобиля ЗИЛ-138, работающего па сжиженном газе. Сжиженный газ содержится в баллоне полезной емкостью 225 л. Баллон снабжен двумя вентилями: одним — для отбора жидкости, другим — для отбора парообразного продукта, всегда имеющеюся над зеркалом жидкости в баллоне. Пар отбирается из баллона только при пуске и прогреве двигателя. Нормальное питание двигателя должно осуществляться из жидкостного пространства баллона.
Жидкость из баллона 11 проходит через магистральный вентиль 10 и испаритель 2, связанный трубками 3 и 1 с системой водяного охлаждения двигателя, и поступает через фильтр 9 в редуктор 8, где давление газа, так же как и в установках для сжатого газа, снижается до атмосферного. Далее газ по газопроводу 7 низкого давления поступает в смеситель 4 и оттуда в смеси с воз
292
духом-в цилиндры двигателя 14. Манометры 12 и 13 счужат для контроля давления газа в баллоне и редукторе. *
Принципиальным отличием описанной установки от универсальной установки, показанной на рис. 184 является специачьно спроектированный „ изготовленный газовый двигатель предназ-
Рис. 185. Схема газобаллонной установки для сжиженного газа грузового автомобиля ЗИЛ-138
каченный для нормальной работы только на газовом топливе. Двигатель имеет высокую степень сжатия е — 8,5. Вместо карбюратора-смесителя применен специальный газовый смеситель. Малый бензиновый карбюратор 15, бензопровод 6 и небольшой бачок 5 с бензином А-74 служат лишь для возможности передвижения автомобиля с малой скоростью на небольшие расстояния в экстренных случаях.
§ 118. Баллоны для газов
Баллоны для сжатых газов. Для газобаллонных автомобильных двигателей, работающих на сжатых газах, применяются специальные облегченные баллоны, рассчитанные на рабочее давление 200 кГ 'см2. Баллоны представляют собой цельнотянутые трубы из низколегированной стали, не дающей осколочного разрушения. Ниже приведены основные характеристики автомобильных баллонов для сжатых газов:
г з .200
Рабочее давление, к/ см • • • •.............. 300 .
Испытательное давление, кГ/см.............. 1700
Длина, яле................................ 2l9=tl,5%
Наружный диаметр, яле ....................... 0 1О°о
Толщина стенки, мм.....................
Номинальная емкость:
по воде, л......................з........ Ю
по газу при атмосферном давлении, м • • •
Вес (масса) баллона, кГ .................... _5°' °
293
На баллонах выбивают клеймо завода-изготовителя. Каждые два года баллоны должны подвергаться повторным гидравлическим испытаниям.
Баллоны для сжиженных газов. Для баллонов со сжиженными газами принято рабочее давление 16 кГ см2, что достаточно для работы на сжиженных газах различных сортов при температурах до 4-45° С. На случай превышения указанного давления баллоны имеют предохранительный клапан. Автомобильные баллоны для сжиженного газа представляют собой горизонтальные цилиндрические сосуды с эллиптическими днищами (рис. 186). Баллоны цельносварные из углеродистой листовой стали.
Рис. 186. Баллон для сжиженного газа для грузового автомобиля ГАЗ-51Ж
Каждый баллон снабжен комплектом наполнптельно-расходной и контрольно-предохранительной арматуры, располагаемой на днищах или цилиндрической части баллона. Эта арматура состоит из расходных вентилей / для пара и 6 для жидкости, предохранительного клапана 2, указателя 3 уровня сжиженною газа, вентиля 4 уровня максимального наполнения, наполнительного вентиля 5 и тройника 7.
Ниже приведена характеристика автомобильного баллона для сжиженного газа грузового автомобиля ЗИЛ-166:
Количество баллонов на автомобиле ..................... 1
Рабочее давление, кГ'1см£............................ 16
Наружный диаметр, ,r.v................................575
Длина, лг.ч...........................................009
Толщина стенки, мм................................. - 6.0
Вес (масса) одного баллона с арматурой, кГ............138
Полезная емкость одного баллона, л...................225
Вес (масса) баллона с газом, кГ.......................263
Баллоны для сжиженных газов, так же как и баллоны для сжатого газа, должны иметь все требуемые Госгортехнадзором клейма и каждые два года подвергаться повторным испытаниям.
294
Расчет газовых баллонов дня автомобилей производится в соответствии с нормами Гостехнадзора для сосудов, работающих под давлением.
Пределы заполнения автомобильных баллонов сжиженным газом. Важнейшим условием безопасности эксплуатации баллонов со сжиженным газом является строгое ограничение уровня заполнения их жидкостью, т. е. обязательное наличие достаточно большой паровой подушки. Это необходимо потому, что углеводороды, входящие в состав сжиженных 1азов, обладают высокими коэффициентами объемного расширения, резко возрастающими по мере повышения температуры. При отсутствии паровой подушки с повышением температуры на 1° С давление на стенки сосуда повышается на 7 кГ см2, в результате чего даже сравнительно небольшое повышение температуры может повлечь за собой разрушение баллона.
В табл. 45 приведены данные о величине минимального объема паровой подушки для пропана при различных начальных и конечных температурах, т. е. температурах заправляемого в баллоны и нагревшегося газа при стоянке автомобиля. Учитывая, что с увеличением объема паровой подушки уменьшаются запас топлива и радиус действия автомобиля, для заполнения баллонов в обычных условиях принимают объем паровой подушки равным 10% объема баллона.
Т а б л в ц а 45
Величины необходимого объема паровой подушки в баллонах со сжиженным пропаном (в % по объему)
Начальнам температура. Конечна-* температура, С
-20 — 10 4 0 -рю 4-20 4-зо 4Ю
-30 1,92 4,31 6.92 10,0 13.0 —
20 —* 2,28 4,83 8.0 10,8 —
10 — —— 2,50 5,55 8.32 11,8 —
0 — — 2,97 5,67 9.1
4-ю — - - 2,63 5,9 9,0
4-20 - - —. 3,2 6,1
4-зо — — —г —- — — 2,8
§ 119. Газовзя аппаратура
Испарители сжиженного газа. Для испарения сжиженного газа, выходящего из баллонов в жидком виде, перед газовым реактором устанавливают теплообменник пли испаритель, в котором используется тепло горячей воды из системы охлаждения Двигателя и лишь в редких случаях тепло отработавших газов.
Водяные испарители дольше сохраняют тепло после остановки Двигателя, а главное, поддерживают температуру газа, выходя
295
щего из испарителя, постоянной, независимо от расхода топлива двигателем. Высокая температура газа на выходе испарителя недопустима не только из-за уменьшения плотности газа и обеднения газовоздушной смеси, но и из-за разрушающего действия на материал мембран и клапанов редуктора. Однако подогрев газа в испарителе должен обеспечивать полное испарение жидкости в процессе дросселирования газа в редукторе и предотвращать конденсацию и замерзание водяных паров, которые могут содержаться в газе.
На рис. 187 изображен простой сварной испаритель сжиженного газа, применяемый на газобаллонных автомобилях, выпускаемых Горьковским автомобильным заводом. Газ вводится через штуцер 3 в змеевик 7, заключенный в кожух 2 и омываемый водой, поступающей из системы охлаждения двигателя по патрубку 4.
Рис. 187. Испаритель сжиженного газа для автомобиля ГЛЗ-51Ж
Редукторы. Редукторы, устанавливаемые на газобаллонных автомобилях, предназначены для снижения давления газа, поступающего из бачлонов к двигателю, автоматического изменения количества и состава газа, подаваемого к смесительному устройству при изменении режимов работы двигателя, а также для мгновенного перекрытия газовой магистрали при остановках двигателя .
Характерной особенностью условий работы газовых редукторов автомобильного типа является очень большой диапазон изменения расходов газа и исходного давления в баллонах, особенно при работе двигателя на сжатых газах. Давление газа на выходе из редуктора, вступающего в действие и продолжающего работать под действием разрежения, создаваемого двигателем, должно равняться атмосферному или избыточному в несколько миллиметров водяного столба, что облегчает пуск и повышает приемистость двигателя при переходе от холостого хода к нагрузочным режимам.
В конструктивном отношении автомобильные газовые редукторы представляют собой автоматические двухступенчатые регуляторы давления мембранно-рычажного типа с дозирующим уст-
296
ройством, вакуумным разгрузочным устройством и экономайзером с пневматическим приводом. <»^ером
На рис. 188 изображен редуктор с золотниковым дозатором газа без экономайзерного устройства Между корпусом 5 редуктора и выходным патрубком 1 установлен дозатор газа 4, укрепленный С помощью скобы 8 и гайки-барашка 9. В дозаторе установлен.
Рис. 188. Газовый редуктор с золотниковым дозатором
о
обратный клапан 2 и Д0311Р]'“™’"Нн°Л°Клапан’ т' второй ступени ступени имеет шариковое у плоти
плоский, пластмассовый. оЯКпытой газовой магистрали,
При неработающем двигателе Р ян первон ступени подводящей газ из баллона к редуктору.через ры-под действием усилия пРУ*,"1“’"®Р®торой ступени под действием чажную передачу, открыт, а клапан второ j' пали давление
пружин закрыт. При открывании газово позяействуя на мем-газа, заполнившего полость первой ступен ,
297
брану, преодолеет усилие пружины и клапан 6 закроется. При пуске двигателя и работе его на малых нагрузках разрежение во впускном трубопроводе, передающееся в полость второй ступени редуктора, действуя на основную и вспомогательную мембраны, преодолеет действие пружин; клапан второй ступени, через который газ поступает в двигатель, приоткроется, и'газ под давлением 5—10 мм вод. ст. будет выходить из редуктора. По мере увеличения оборотов и нагрузки двигателя расход газа через редуктор увеличивается и давление в полости второй ступени снижается до разрежения 15—20 мм вод. ст. Под действием растущего разрежения прогиб мембраны увеличивается, и увеличивается
Рис. 189. Рабочие характеристики двухступенчатых редукторов:
а — сжатого и б — сжиженного газов
открытие клапана второй ступени. Одновременно увеличивается открытие клапана в полости первой ступени и расход газа через этот клапан.
Требованиями, предъявляемыми к газовым редукторам автомобильного типа, являются достаточная пропускная способность, компактность, надежная герметичность, простота п удобное обслуживание, динамическая устойчивость и малые колебания выходного давления при работе двигателя на различных режимах.
На рис. 189, а и б показаны рабочие характеристики обеих модификаций редукторов /МКЗ-НЛМП, выпускаемых для современных газобаллонных автомобилей. Эгп характеристики дают значения давления Дрр (или разрежения) газа на выходе из редуктора в зависимости от давления газа в баллонах, давления газа р.2 после первой ступени редуктора, расходов газа Vr двигателем.
298
Расчет редуктора. Проходные сечения дросселирующих органов редуктора определяют для режима максимальной мощности двигателя и минимального давления газа в баллонах.
Конструктивные параметры редуктора определяют расчетом по уравнению равновесия сил, действующих на клапаны обеих ступеней редуктора. Этот расчет должен учитывать давление газа, площади проходных сечении клапанов, усилия пружин, площади мембран,
передаточные отношения рычажных передач, коэффициенты активности мембран и пр.
При совместном решении уравнении, определяющих производительности клапанов редуктора и условия их статического равновесия, можно определить искомые величины давления газа за первой и второй ступенями редуктора в зависимости от давления газа в баллонах и от расхода газа двигателем.
Газосмесительные устройства. Для газобаллонных автомобилей универсального типа, предназначенных для работы не только на газе, но и на бензине, применяются карбюраторы-смесители, в которых газовый смеситель, представляющий собой в простейшем случае «газовую проставку», объединен в одном агрегате с бен
299
зиновым карбюратором. На газобаллонных автомобилях со специальными газовыми двигателями обычно применяют чисто газовый смеситель. В некоторых случаях на газовые двигатели устанавливают дополнительно небольшие карбюраторы для кратковременной работы двигателя на жидком топливе со значительно пониженной мощностью.
Существенным преимуществом чисто газовых смесителей является возможность максимального снижения гидравлических потерь, следовательно, получения более высокого коэффициента наполнения двигателя. При универсальных карбюраторах-смесителях наполнение двигателя при работе на газе ухудшается из-за меньших размеров диффузоров, необходимых для хорошего распиливания бензина в карбюраторе.
Несмотря на одинаковое агрегатное состояние газового топлива и воздуха, создающее весьма благоприятные условия для образования газовоздушнои горючей смеси, для успешной работы двигателя требуется, как и при работе на бензине, наличие устройств для корректирования состава газовоздушной смеси на различных скоростных и нагрузочных режимах. Эю корректирование заключается в обогащении смеси на холостом ходу двигателя, ее обеднении при работе двигателя на частичных нагрузках и значительном обогащении при подходе к полным нагрузкам. С этой целью в газовых смесителях, как и в карбюраторах-смесителях, для обогащения смеси на холостом ходу предусмотрен отдельный ввод газа в пространство за дроссельной заслонкой смесительного устройства. Для обогащения состава горючей смеси на режимах больших нагрузок применяется экономайзерное устройство с механическим или пневматическим приводом, располагаемое либо в редукторе, либо непосредственно в смесительном устройстве.
На рис. 190 показана одна из конструкции газовых смесителей, применяемых на газобаллонных автомобилях. Смеситель двухкамерный, с одновременным открытием дроссельных заслонок. Благодаря малым гидравлическим сопротивлениям двухкамерный смеситель создает лучшее наполнение двигателя, повышающее мощность по сравнению с однокамерным смесителем на 5—10%. Система холостого хода состоит из специальных каналов, подводящих газ в зону дроссельной заслонки подобно тому, как это имеет место в бензиновых карбюраторах. Работа смесителя на частичных нагрузках протекает на экономичных регулировках подачи газа. Для обогащения рабочей смеси на нагрузках двигателя, близких к полной, имеется обогатительное (экономайзерное) устройство, дающее дополнительный доступ топлива и располагаемое либо в самом газовом смесителе, либо в редукторе давления.
ГЛАВА XXV
СИСТЕМЫ ТОПЛИВОПОДАЧИ ДВИГАТЕЛЕЙ, РАБОТАЮЩИХ НА ГАЗИФИЦИРОВАННОМ ТВЕРДОМ ТОПЛИВЕ
§ 120. Общие положения
В качестве топлива для автомобильных и тракторных двигателей могут быть применены дрова, торф, древесный и бурый уголь, антрацит п др. Для использования в двигателе внутреннего сгорания твердое топливо должно быть предварительно превращено в горючий газ, что осуществляется с помощью специальной газогенераторной установки, устанавливаемой на автомобиле или тракторе.
Рис. 191. Схема обращенного процесса газификации
Такне установки работают по методу газификации твердого топлива, заключающемуся в окислении углерода топлива кислородом воздуха и водяным паром с частичным применением сухой перегонки топлива.
При работе па древесных чурках и других битуминозных топливах, содержащих большое количество смол и летучих, применяется так называемый опрокинутый, или обращенный, процесс газификации (рис. 191). Воздух вводится в среднюю часть бункера 3 над зоной горения, под которой лежит зона восстановления. В зоне горения 2 или окисления образуется углекислый газ и небольшое количество окиси углерода:
СЧ О-СО.,; 2С4-Оа = 2СО
301
В зоне восстановления 1СО2 в результате взаимодействия с раскаленным углеродом топлива превращается в окись углерода.
СО24-С=2СО
Вся активная зона лежит ниже пояса подвода воздуха и простирается до колосниковой решетки 6. Отбор газа происходит под зоной 1 восстановления, т. е. газ движется сверху вниз. Зона 5 сухой перегонки и зона 4 подсушки находятся выше активной зоны. Влага и летучие компоненты, выделяющиеся в этих зонах, движутся вниз и проходят через активную зону, где продукты сухой перегонки разлагаются, после чего содержание смол в газе, выходящем из газогенератора, оказывается весьма незначительным.
Средний состав древесного газа в процентах по объему, получаемого из древесных чурок с абсолютной влажностью 20%:
Н2— 16,1
СО —20,9
СН4— 2,3
С„Нт- 0,2
СО2— 9,2
О.,— 1,6 N2 —49,7
Теплотворная способность — 1200 ккал/м*.
Для работы на топливах, содержащих незначительное количество смол и летучих (древесный уголь, антрацит), применяется прямой процесс газификации, где движение потока воздуха и газа происходит снизу вверх и влага топлива не попадает в зону горения. В таких газогенераторах в зону горения добавляют воду или пар, снижающие температуру в зоне и обогащающие генераторный газ водородом, что повышает мощность и экономичность двигателя.
§ 121. Мощность газогенераторного двигателя
Принципиальным недостатком применения твердых топлив для автомобилей является значительное уменьшение мощности двигателя по сравнению с работой его на бензине. Потеря мощности вызывается в первую очередь низкой теплотворностью Н„ горючей смеси газогенераторного газа:
, __ hu 1200
* 1 4-аА0 ~ 1 + 1,05 - 1,05
= 570 ккал/м2 ,
где h„ — низшая теплотворность древесного газа, ккал/м3;
а — коэффициент избытка воздуха;
Lu — теоретически необходимое количество воздуха для сгорания, Л€3/Л13.
Теплотворность же бензовоздушной смеси Hg = 850 ккал!м3.
Снижение мощности газогенераторного двигателя вызывается также ухудшением коэффициента наполнения по сравнению с бен-
302
Z I
Рис. 193. Монтажная схема газогенераторной установки автомобиля ЗИЛ-164 г/г
ЗЛЗ
зиновым двигателем из-за более высокой температуры горючей смеси и увеличения гидравлических сопротивлений впускного тракта газогенераторной установки, а также уменьшением скорости распространения фронта пламени, уменьшением коэффициента мо-
Рис. 194. Газогенератор ЗИЛ-164 г/г
лекулярного изменения р0 и уменьшением механического к. п. д. В результате совместного влияния этих факторов мощность двигателя при работе его на генераторном газе не превышает 50% мощности его при работе на бензине. При реконструкции двигателя путем повышения степени сжатия до 8,0— 9,0 устранением подогрева впускного трубопровода и уменьшением его гидравлических сопротивлений мощность двигателя газогенераторного автомобиля удастся довести до 65—70 % мощности базовой бензиновой модели автомобиля.
§ 122. Газогенераторные установки
Схема газогенераторной установки грузового автомобиля представлена на рис. 192. Она состоит из газогенератора /, циклонного очистителя газа 2, охладителя газа 3, фильтра тонкой очистки газа 4, вентилятора розжига 5 и коммуникационных газопроводов. Схема размещения элементов газогенераторной установки на автомобиле изображена на рис. 193.
Конструкция основного элемента установки — газогенератора — показана на рис. 194. Газогенератор работает по обра
щенному процессу. Наличие обогревательной рубашки позволяет использовать тепло процесса газификации для подсушки топлива в бункере. В нижней части цилиндрического корпуса 12 расположена колосниковая решетка. К нижней части бункера 13 приварена камера газификации 11 .В верхней части корпуса имеется загрузочный
304
люк с крышкой 1, прижимаемой пружиной пластинчатого тина. Корпус газогенератора изготовлен из углеродистой стали, бункер, крышка и фланец загрузочного люка — из легированной, не подверженной коррозии, жаростойкой стали.
Камера газификации 11 сварная, имеет воздухоподводящпй канал и отлитый из хромокремнистой стали вкладыш 10, соединенный с корпусом камеры. В камере имеется десять фурм 4, подводя miIX воздух в камеру горения. Воздух к фурмам поступает по патрубку 2 и кольцевому каналу 3.
Колосниковая решетка состоит из неподвижной кольцевой части 7 и качающейся 8, отлитой из жаростойкого сплава. Для разгрузки генератора имеется рукоятка 9, опрокидывающая решетку. Люк 6 служит для очистки зольника, а люк 5 — для осмотра и монтажа колосниковых решеток. Отбор газа осуществляется через патрубок 14, приваренный к верхней части генератора.
Газогенераторные установки громоздки и имеют значительный вес. Так, например, комплектная установка для автомобиля ЗИЛ-164 имеет вес в 350 кГ. Одни лишь газогенератор весит 200 кГ.
Учитывая значительную потерю мощности двигателя, ухудшающую динамические показатели газогенераторного автомобиля по сравнению с аналогичным бензиновым, а также более трудоемкий и длительный пуск газогенераторной установки и более сложное ее обслуживание, применение газогенераторных автомобилей целесообразно лишь в особых случаях. В настоящее время их применяют иногда в отдаленных районах лесозаготовок, в условиях трудности доставки жидкого топлива или при обстоятельствах его острой дефицитности.
ГЛАВА XXVI
ТОПЛИВОПОДАЮЩАЯ АППАРАТУРА ДИЗЕЛЕМ
§ 123. Общие положения
Для осуществления рабочего процесса двигателя с самовоспламенением топлива (дизеля) в конце такта сжатия в камеру сгорания каждого цилиндра должно быть подано определенное количество мелкораспыленного топлива. У быстроходных дизелей процесс сгорания происходит в течение весьма короткого промежутка времени (нескольких миллисекунд). Вследствие этого полное и своевременное сгорание топлива и хорошее использование имеющегося в цилиндрах двигателя воздуха могут быть достигнуты только при весьма мелком и равномерном распиливании, при котором размер частиц топлива составляет 5—50 лиси, глубоком проникновении факела распыленного топлива в массу сжатого воздуха за короткий промежуток времени и надлежащем сочетании формы и направления факела распыленного топлива с формой камеры сгорания и направлением потока движущегося в ней воздуха.
Дробление топлива, поступающего в камеры сгорания дизеля, происходит при его протекании с высокой скоростью через отверстия малого диаметра — несколько десятых долей льч — распылителей форсунок. Из-за сложности происходящих процессов аналитическое определение параметров распыливания представляет значительные трудности, в связи с чем изучение практических систем обычно производят опытным путем.
Исследования в бомбах, результаты которых показаны на графиках (рис. 195), позволили установить, что средний диаметр частиц топлива уменьшается и равномерность распыливания улучшается при возрастании давления распиливания, повышении противодавления среды, в которую происходит подача топлива, и уменьшении диаметра распиливающего отверстия. Опытным путем установлено также, что более равномерное и мелкое распиливание достигается при предварительном завихрении п подогреве топлива. Так, при распиливании дизельного топлива в атмосферу и повышении температуры топлива от 35 до 200° С при прочих одинаковых условиях средний диаметр частиц уменьшается от 45 до 23 мкм.
Скоростное фотографирование, результаты обработки которого представлены графиками на рис. 196, показывают, что глубина проникновения (дальнобойность) факела распыленного топлива увеличивается при возрастании давления распиливания, уменьшении противодавления среды и увеличении диаметра распиливающего отверстия. Проведенными экспериментами установлено также, что при повышении интенсивности предварительного завихрения топлива перед распиливающими отверстиями глубина проникновения факела распыленного топлива уменьшается.
306
Увеличение интенсивности предварительного завихрения топлива, повышение противодавления среды и уменьшение отношения
Рис. 195. Характеристики распиливания топлива:
а — при различном давлении распиливания; б — при различном противодавлении среды; в — при различных размерах распиливающего отверстия;
1 — давление 350 кГ/см ; 2 — давление 280 кГ/см2; 3 — Давлет не
220 кГ/см2; 4 — давление 150 кГ/см2; 5 — противодавление 10 кГ/сма;
6 — противодавление 5 кГ/см2; 7 — противодавление 1 кГ/см2; 8 — диа-метр отверстия 0,40 мм; 9 — диаметр отверстия 0,57 .м.н; 10 — диаметр отверстия 0,80 ян
длины к диаметру распиливающего отверстия приводят к увеличению угла расширения факела распыленно! о топлива.
Рис. 196. Дальнобойность (глубина проникновения) факела распыленного топлива:
а — противодавление I кГ/см2; б — противодавление 7 кГ/см2; в — противодавление 14 кГ см2; г — противодавление 21 кГ/см2; 1 — давление распиливания 140 кГ/см2;
2 — давление распиливания 280 кГ/см2; 3 — давление распиливания 420 кГ/см2; 4 — давление распиливания 5Ь0 кГ/см2
Для неразделенных камер сгорания с объемным смесеобразованием необходимо наиболее мелкое и равномерное распиливание топлива, ограниченная дальнобойность и равномерное распреде-
307
ление в объеме камеры сгорания нескольких (4—7) факелов распыленного топлива. Для камер сгорания с пленочным смесеобразованием требования к мелкости и равномерности распиливания ниже, чем в первом случае, требуется меньшее (2—5) количество факелов распыленного топлива, а их дальнобойность и направление должны обеспечивать создание пленки топлива на стенках камеры сгорания, образованной выемкой в днище поршня. Для разделенных камер сгорания, особенно предкамер, требования к мелкости и равномерности распиливания еще ниже, чем во втором случае, и достаточен один или реже два факела распыленного топлива с небольшой глубиной проникновения.
Особенности протекания рабочего процесса дизеля диктуют определенные условия в отношении изменения подачи топлива по углу поворота коленчатого вала (характеристики подачи). В начальный период подача топлива должна происходить с малой весовой скоростью для того, чтобы на протяжении периода задержки воспламенения в камеру сгорания поступило небольшое количество топлива. При этом скорость нарастания давления и максимальное давление сгорания будут умеренными, что является благоприятным для надежности работы дизеля и его бесшумности. Обеспечение этого условия особенно необходимо для дизелей с объемным смесеобразованием (см. § 46). В последующий период подача топлива должна происходить с высокой скоростью с тем, чтобы все количество топлива, необходимое для получения требуемой мощности двигателя, было введено в камеру сгорания в течение промежутка времени, соответствующего 15—30° поворота коленчатого вала. Подача должна резко прекращаться, так как растягивание по времени заключительного периода подачи топлива влечет за собой догорание его на линии расширения и коксование распиливающих отверстий.
Для осуществления благоприятного протекания рабочею процесса (со сгоранием топлива вблизи верхней мертвой точки) при работе дизеля в широком диапазоне чисел оборотов необходима возможность изменения момента начала подачи топлива по углу поворота коленчатого вала.
Подача топлива в камеру сгорания дизеля осуществляется топливоподающей системой, включающей обычно следующие основные агрегаты: топливный бак, топливоподкачивающий насос, фильтры и отстойники, насос высокого давления, форсунки, соединительные трубопроводы низкого и высокого давления. В некоторых случаях вместо отдельного насоса высокого давления и форсунок применяют насос-форсунки. Последние обычно применяют для высокооборотных четырех- и двухтактных дизелей с целью устранения искажения заданной характеристики подачи топлива колебательными процессами, которые могут возникать в трубопроводах высокого давления. На рис. 197 приведена схема топливоподающей системы автомобильного дизеля Ярославского моторного завода ЯМЗ-236.
308
Исходными величинами для определения размеров плунжерное пары и распиливающих отверстий форсунки являются цикловая подача топлива £цпка .иг и ее продолжительность:
в весовых единицах
а _ 1Q 3 _ о on МяЛ
£ш,кл 2л* 60 — 8,33—жг;
в объемных единицах
И,,,»., = = 8 зз з I
рг in *
где Л,—номинальная мощность, л. с.;
п — число оборотов коленчатого вала в мин’, k — тактность дизеля;
/ — число цилиндров;
— удельный расход топлива, г!л. с. • ч;
Рт — плотность топлива, г/см3.
На режиме максимального крутящего момента цикловая подача должна быть на 10—15% выше, чем на режиме номинальной мощности. Минимальная величина цикловой подачи при работе дизеля на холостом ходу обычно составляет 20 4- 25% от ее значения для режима номинальной мощности.
Продолжительность подачи топлива обычно задастся в градусах (р угла поворота коленчатого вала, что соответствует времени т = (р/6/г сек.
§ 124. Форсунки
Назначение устанавливаемой на каждом цилиндре дизеля форсунки заключается в мелком распиливании подводимого к ней под высоким (I00 кПсм2 и более) давлением топлива и образовании в камере сгорания факела распыленного топлива требуемой формы.
Конструкция форсунки несложна, но ее детали должны быть изготовлены из стали высокого качества, допускающей длительную работу при непосредственном контакте с горячими газами, и с высокой точностью, обеспечивающей малые пределы отклонения от заданных размеров.
Существует два основных вида форсунок (рис. 198) — открытые (рис. 198, «), у которых распиливающее отверстие постоянно соединено с трубопроводом высокого давления, и закрытые (рис. 198, б, в, г), у которых распиливающее отверстие сообщается с трубопроводом высокого давления только в период подачи топлива. Известно мною типов закрытых форсунок, однако для автомобильных и тракторных быстроходных дизелей находят применение в основном следующие три типа: с запорной иглой, отделяющей распиливающие отверстия от трубопровода высокого давления, — закрытые сопловые (рис. 198, б); с запорным клапаном, выполняющим ту же роль, что и запорная игла, — клапанно
310
сопловые (рис. 198, в), и с запорной иглой со штифтом на конце, входящим с некоторым зазором в распиливающее отверстие, — штифтовые (рис. 198, г). Наиболее широко применяют закрытые сопловые форсунки с несколькими распиливающими отверстиями, которыми, как правило, снабжают дизели с неразделенными ка-к рами сгорания, и штифтовые, которые устанавливают на дизелях с разделенными камерами сгоранкя.
* Основной характеристикой форсунки является зависимость изменения перепада давления до и после распиливающего отверстия __ pv — р'с от секундного расхода топлива. Для открытой
Рис 198 Типы форсунок
форсунки уравнение Бернулли, устанавливающее эту зависимость, может быть написано в виде
= (43а)
где (?ф — секундный расход топлива, см3/сек;
рт — плотность топлива, г/см3;
р — коэффициент расхода;
/с—площадь сечения распиливающего отверстия, лыс;
g = 9,81 кгм/кГ • сек2 — коэффициент перевода единицы измерения силы кГ в н.
Из этого уравнения следует, что у открытой форсунки перепад Давления до и после распиливающего отверстия изменяется пропорционально квадрату изменения секундного расхода топлива. Секундная подача топлива насосом высокого давления изменяется пропорционально изменению числа оборотов коленчатого ва.1 а Двигателя. Следовательно, пропорционально квадрату числа оборотов коленчатого вала двигателя изменяется перепад давления
311
до и после распиливающего отверстия. Это является существенным недостатком открытой форсунки. У автомобильных и тракторных дизелей скоростной режим изменяется от 500 ч- 600 об мин на холостом ходу до 1600 ч- 3000 об!.чин при полной мощности. Этом будет соответствовать 10 ч- 25-кратное изменение перепада давления до и после распиливающего отверстия. Для обеспечения удовлетворительного распиливания на режиме холостого хода необходима подача топлива к распиливающему отверстию под давлением порядка 80 ч- 100 кГ см2. При этом на режиме полной мощности давление топлива перед распиливающим отверстием превысит 1000 кПсаг. Столь высокое давление из-за сжимаемости топлива и деформации трубопроводов в системе может вызвать нежелательные колебательные процессы, искажающие характеристику подачи топлива.
Закрытая сопловая форсунка с иглой, нагруженной пружиной, в значительной степени лишена этих недостатков. При посадке иглы на седло небольшая полость, прилегающая к распиливающим отверстиям, отделяется от полости, соединенной с трубопроводом высокого давления. Изменение перепада давления в этой полости и в цилиндре двигателя р.> — р'с при изменении секундного расхода топлива имеет тот же характер, что у открытой форсунки i
р2 — рс — 2. iog (Р/с)2 КГ1СМ“» (44)
т. с. представляется параболой 1 (рис. 199).
Изменение перепада давления в полости, соединенной с трубопроводом высокого давления, и полости, прилегающей к рас-пыливающим отверстиям, ру — р2 при изменении секундного расхода топлива может быть установлено из уравнений равновесия иглы и Бернулли, отнесенного к дросселирующему сечению под запорным конусом иглы:
А + Вх = рг + рул -^=^- 102, (45)
Ру Рз~2- lo/fgjft)2 КГ!СМ'’ (436)
где А — сила предварительной затяжки пружины, кГ;
В — жесткость пружины, кГ/мм', х — подъем запорной иглы, лиг, dt — средний диаметр посадочного пояса иглы, лиг, d0 — диаметр направляющей части иглы, лиц
14 — коэффициент расхода в сечении под запорным конусом иглы;
Д — площадь сечения под запорным конусом иглы, лиг. Эту площадь с достаточной степенью приближения можно считать равной Д = яг/jX* sin а (а — половина угла запорного конуса).
3!2
Для практически выполнимых пзчмпплп оо
раметров пружины характсп МеРов запорной иглы и па-соединенной с трубопроводом n,*Irnk НИЯ давлсния Ру в полости, секундного расхода топлива Имеет вил° п^гтя"”’ ПРП- ,,змснении Давление в этой полости с уветнчрип^ Р ' а 1енныи кРпвой 2. лива несколько снижается от НачатьипгпСКУКДН°Г° расхода Топ-может быть установлено по ж ела, п значения Рф, которое
тяжки пружины, и достигает mhhhmvv'iУ?СМ С00тветствУющеи за-резкого увеличения подъема х игпы *(кпмпаПа2?ЮпеГ0 С нача*пом ления ру обусловливается относите f 3' По1|ИЖение дав’ создание скорости топлива в узком Лшпи <5а1ЬШНМП П0ТСРями на иглы и турбулизацию потока Пт/ля Под зап°рным конусом j who потока. При дальнейшем увеличении секунд
ного расхода топлива давление возрастает. После того как игла достигает упора, ограничивающего ее подъем, площадь проходного сечения под ее запорным конусом становится постоянной и давление pv при увеличении секундного расхода топлива изменяется так же, как в открытой форсунке. Однако параметры форсунки выбирают с условием, чтобы максимальный секундный расход топлива не находился далеко за пределами подъема иглы до упора.
Турбулизация топлива в узком сечении под запорным конусом иглы улучшает качество распы-
Рис. 199. Характеристики открытой и закрытой форсунок
ливанпя и позволяет понизить ,
давление подаваемого в форсунку топлива. В связи с этим Д' закрытых форсунок с затяжкой пружины, соответствующей началу подъема иглы под давлением топлива 150- 200 кГ см , что о еспе чивает хорошее качество распыливания при раиоте дизеля на режиме наименьшего числа оборотов, давление топлива не превышает 400—450 кПсм* на режиме максимального числа оооротов дизеля. Кроме того, наличие запорной иглы, отделяющей полость, прилегающую к распиливающим отверстиям, от полости, соединенной с трубопроводом высокого давления, устраняет возможность
подтекания топлива после окончания „пР0В,^а^^^’отличается
Характер работы клапанно-сопловой Ф°РСУ»К" не °™ески принципиально от рассмотренного выше, Д ' ппоисходит осуществленных конструкциях начало подъем- кл п ‘ ством при сравнительно низком давлении (до 50 кГ/см ). Преимуществом
клапанно-сопловых форсунок является низкая стоимость из-за отсутствия точно пригнанных деталей. Форсунки этого типа в некоторых случаях (на предкамерных дизелях «Катерпиллар») вы-
313
пол ня ют неразборнымн и при ухудшении их работы не восстанавливают, а заменяют новыми.
х штифтовых форсунок зависимость изменения давления /гг секундного расхода топлива сложнее, чем у сопловых, вследствие изменения площади сечения и формы распыливающего канала при подъеме иглы. Эти форсунки имеют малую склонность к подтеканию топлива через распиливающее отверстие после окончания процесса подачи, создают интенсивное предварительное завихрение топлива, улучшающее мелкость и равномерность распиливания^ и характеризуются сравнительно малым измененном давления при изменении секундного расхода топлива. Факел распыленного топлива у штифтовых форсунок вследствие кольцевой формы выходного отверстия имеет вид пустотелого конуса, угол расширения которого может быть обеспечен в пределах от нескольких 1радусов до нескольких десятков градусов путем соответствующего выбора формы конца штифта иглы распылителя.
При разработке конструкции форсунки и выборе размеров ее деталей следует учитывать ряд основных требований.
При заданной средней скорости wc течения топлива через распиливающие отверстия, которая назначается исходя из необходимого качества распиливания, их общая площадь может быть определена из уравнения
f = Лиикл . 1(| 3 = ?ОИКЛ122_!ЛШ2.
' jltC'cT
Р^сТРг
В связи с тем, что теоретическая скорость истечения топлива связана с давлением соотношением
U'c = 1 0,2^(рф — д.) м/сек, f Рт
где рф — среднее значение давления распиливания, кГ/см*;
pl — среднее давление газов в цилиндре дизеля в период процесса распиливания, которое может быть принято равным средней величине давлений в конце такта сжатия рс и максимального давления сгорания рг, т. с.
зависимость суммарной площади распиливающих отверстий от среднего давления распиливания принимает вид
f__________SiUiKn • Ю * __
'с“ _ Г , j
рртт |/ 2-10^(рф-рс)-
пли
/с = -----—10 2 млг2.
tn | 2.10й(рф — д') -J- 1
31 1
Количество т и расположение распиливающих отверстий выбираются с учетом способа смесеобразования и конфигурации камеры сгорания дизеля. Диаметр распыливающнх отверстий
1 0,785 — Ь128 J мм.
Необходимо, чтобы площадь проходного сечения под запорным конусом иглы при полном ее подъеме в 1,5 ч- 2 раза превышала суммарную площадь распиливающих отверстии. При этом не будет происходить дросселирования потока, вызывающего растягивание процесса подачи по времени и по углу поворота вала двигателя. В то же время подъем иглы должен быть ограничен 0,20 ч- 0,35 мм с целью уменьшения инерционной силы, сказывающейся отрицательно на надежности форсунки и стабильности ее работы. Из тех же соображений следует обеспечить достаточно большую площадь сечения каналов, соединяющих входной штуцер форсунки с полостью над запорным конусом иглы.
Подъем иглы происходит вследствие давления топлива на кольцевую поверхность, площадь которой п при диаметре направляющей части иглы du мм и наибольшем диаметре запорного конуса dK мм: fA.n = ^ (dl — dl) мм*. В поднятом состоянии игла удерживается давлением топлива на полную площадь поперечного сечения направляющей части иглы, равную = лги2. Поэтому давление, при котором происходит посадка иглы, оказывается ниже давления, при котором происходит ее подъем. Для обеспечения резкой посадки иглы на седло в конце процесса подачи топлива необходимо, чтобы отношение площадей /д. п//о было не меньше 0,75. С той же целью необходимо обеспечить достаточно высокую жесткость пружины, которая должна быть в пределах 15 4-~ь 30 кГ мм.
В процессе работы форсунка находится в непосредственном контакте с нагретыми до высокой температуры газами в цилиндре дизеля. Поэтому необходимо обеспечение хорошего отвода тепла н предотвращение перегрева точно обработанных и пригнанных с малым зазором (до 3—4 мкм) поверхностей иглы и корпуса распылителя. Это обычно достигается увеличением расстояния от носка распылителя до направляющего пояса иглы и помещением форсунок в медные стаканы, установленные в водяной рубашке головки цилиндров, или обеспечением интенсивного обдува форсунок в дизелях воздушного охлаждения.
Следует по возможности уменьшать объем полости, прилегающей к распиливающим отверстиям, так как остающееся в ней после завершения процесса подачи топливо может вытекать при снижении давления в цилиндре дизеля, полимеризоваться и закоксовывать распиливающие отверстия.
315
В форсунке предусматривают канал со штуцером для отвода топлива, просочившегося через зазор между корпусом распылителя и иглой, в верхнюю полость, в которой размещена пружина.
Параметры распыливания — мелкость, равномерность и глубина проникновения факела распыленного топлива, от которых зависит качество протекания рабочего процесса дизеля, в свою очередь зависят не только от геометрических размеров распыл и вающнх отверстий, но также от чистоты их обработки, наличия острых кромок или скруглений с внутренней входной стороны и др. Поэтому наряду с проверкой размеров распиливающих отверстий широко ис-пользуют гидравлический метод контроля, разработанный HATH, с определением характера изменения произведения площади проходного сечения распиливающих отверстий fc на коэффициент расхода р в зависимости от подъема иглы х и сравнения полученных данных с эталонными. Этот контроль проводят в приспособлении, позволяющем плавно изменять и регистрировать величину подъема иглы. Измерение расхода топлива производят при давлении топлива ~ 50 кГ/см1, температуре 25 4-
ч- 35° С и нескольких положениях иглы. Соответствующее этому положению иглы произведение р/с подсчитывают по уравнению рЛ =—л Q — лиг, (46)
г Рт
где Q — измеренный при опыте секундный расход топлива, см /сек;
Pi — давление подаваемого в форсунку топлива, кГ/см2;
р0 — давление окружающей среды, кГ/см2;
рт — плотность топлива, г/см3.
Зависимость р/с от подъема иглы х для закрытой сопловой форсунки автомобильных дизелей ЯМЗ-236 (кривая /) и для штифтовой форсунки тракторного дизеля СМД-14 (кривая 2) показаны на рис. 200.
В табл. 46 приведены некоторые геометрические и гидравлические данные форсунок автомобильных и тракторных дизелей-
Форсунка сопловая. На унифицированных автомобильных и тракторных дизелях ЯМЗ-236, ЯМЗ-238, ЯМЗ-238НБ, ЯМЗ-240, ДМ-41 и АМ-01 применена закрытая сопловая форсунка, разрез которой показан на рис. 201. Все детали форсунки помещены
Рис. 200. Характеристики (р/с — f (*)) форсунок с распылителями различного типа (данные HATH):
I — форсунка дизелей ЯМЗ-238, ЯМЗ-236, АМ-01 и AM 41.
2 —форсунка дизелей СМД 14;
3 — форсунка дизеля Д-37М
316
Таблица 46
Некоторые геометрические и гидравлические параметры форсунок автомобильных и тракторных дизелей
Параметры Модель дизеля
Д-50 СМД-14 Д-37М ЯМЗ-236
Тип форсунки Штифтовая Сопловая
Диаметр отверстия, .м.и 1,5 2,0 0,30 0,34
Отношение длины к
диаметру отверстия . . . —. -— 2,83 2,36
Число распиливающих
отверстий 1 1 3 4
Диаметр штифта, мм 1.4 1,9 — —-
Угол конуса штифта, 20 расширяющийся
град Диаметр иглы, мм . . 1и с)жающийся 6,0
Средний диаметр сед- 2,8 2,8 2,3 2,6
ла, мм
Подъем иглы, мм . . . 0,37 0,37 0,30 0,32
Жесткость пружины, 22—24
кГ)мм Давление подъема иг- 9-15 9—15 18-22
ЛЫ, hTjCM3 Эффективное сечение 125 130 170 150
0,13 0,20
и/с, mms 0,32 0,38
в стальном корпусе /. Распылитель <?, изготовленный из стали 18Х2Н4Ва, подвергнутой специальной термической обработке, своим верхним полированным торцом при помощи гайки 2 плотно прижат к нижнему полированному торцу корпуса форсунки. В центральном отверстии распылителя установлена игла 4, изготовленная из прошедшей специальную термообработку стали Р18. Направляющая часть иглы диаметром 6 мм, точно пригнанная к отверстию распылителя, вынесена вверх из нагретой зоны для повышения надежности работы форсунки. Запорный конус иглы с углом 60° садится на коническое седло е распылителя. На суженном конце распылителя, выступающем в камеру сгорания Дизеля, имеются четыре распиливающих отверстия д диаметром 0,31 лги. Оси отверстий, образующие конус с углом при вершине 150 , по окружности расположены так, что факелы распыленного топлива равномерно распределяются в объеме камеры сгорания, ось которой смещена относительно осн форсунки. Распылитель фиксируется на корпусе форсунки двумя штифтами 6. Для прохода топлива на верхнем торце распылителя имеется кольцевая проточка б, соединенная с полостью в, прилегающей к нижней части иглы, наклонными сверлениями г диаметром 2 мм. Зазор между верхним заплечиком иглы и торцом корпуса форсунки, определяющей максимальный подъем иглы, составляет 0,28 ч- 0,32 мм.
317
В расточку верхней части корпуса форсунки ввернут стакан 11 пружины. В нижней части корпуса форсунки имеется отверстие, через которое проходит штанга 7, упирающаяся нижним концом в хвостовичок иглы. На верхний конец штанги напрессована тарелка 5, на которую опирается пружина 9. Сила затяжки пружины
и
г
Рис. 201. Закрытая сопловая форсунка автомобильных и тракторных дизелей ЯМЗ-238, ЯМЗ-236, ЛМ-01 и АМ-41
б
регулируется винтом 10, который ввертывается в стакан пружины и фиксируется контргайкой 12. Детали форсунки закрыты сверху колпаком 13, навернутым на выступающую часть стакана пружины и уплотненным медной прокладкой 14.
На боковой стороне верхней части корпуса форсунки имеется выступ с отверстием, в которое ввернут штуцер 18 для подвода топлива. От штуцера к кольцевой проточке на верхнем торце распылителя топливо поступает по наклонному сверлению а диаметром 318
2,5 Л1Л<. В штуцере установлен защитный фильтр 16, предохраняющий форсунку от случайного попадания в нее вместе с топливом посторонних частичек. Фильтр представляет собой стопку кружков, вырезанных из проволочной сетки и окантованных медной фольгой. Для закрепления фильтра использована втулка 15, запрессованная в отверстие штуцера. Отвод топлива, проникающего в полость пружины через зазор между направляющей частью
иглы и отверстием распылителя, происхо
жу
7
9
10
Рис. 202. Закрытая штифтовая форсунка тракторных дизелей:
/ — штифт распылителя форсунки дизеля Д-50; // — штифт распылителя форсунки дизеля СМ Д-14
дит по сверлению к в регулировочном винте и отверстию ж в колпаке, в которое ввертывается штуцер отводной трубки, соединенной с топливным баком.
В головке цилиндра каждая форсунка установлена в вертикальном положении со смещением на 12 мм от осн цилиндра и помещена в латунном стакане, проходящем через водяную рубашку головки цилиндров. Под торец гайки распылителя подкладывается гофрированная медная прокладка 5 для устранения прорыва газов. Уплотнение зазора между штуцером и пазом в боковой стенке головки цилиндров обеспечивает резиновый уплотни1ель/7с пружиной.
Для крепления форсунок на головке цилиндров дизеля использованы стальные скобы, лапки которых
упираются в бурты и колпаков форсунок.
Форсунка штифтовая. Для тракторных дизелей СМД-14, ОВД-7, Д-54Л,
Д-50 и Д-48 (с вихрекамерным рабочим процессом) применена закрытая штифтовая форсунка марки ФШ, разрез которой пока-
зан на рис. 202. Детали форсунки размещены в стальном корпусе 5, отлитом методом точного литья. Распылитель 10 своим
верхним полированным торцом прижат к нижнему полированному торцу корпуса форсунки ганкой 7. В центральном отверстии распылителя установлена игла 8. Распылитель и игла изготовлены из таких же сталей, какие применены для описанной ранее закрытой сопловой форсунки. Игла, направляющая часть которой имеет Диаметр 6 .ил и угол посадочного конуса 60°, снабжена штифтом, входящим в выходное отверстие распылителя с небольшим (0,05 ч-** 0,10 .и.и) зазором, через который происходит распиливание топлива. Форма конца штифта подбирается исходя из требуемого
319
угла расширения факела распыленного топлива. Угол расширения факела 4° у дизеля СМД-14 обеспечивает суженный конец штифта с углом конуса 10 . Для получения факела с углом расширения ~ 25° у дизеля Д-50 на конце штифта введен обратны!! конус с углом 20 .
Игла распылителя прижата к коническому седлу его пружиной 4, усилие которой передается на иглу штангой 6. В расточку верхней части корпуса ввернут стакан 12 пружины, в отверстие которого ввернут регулировочный винт 3, фиксируемый контргайкой 2. На выступающую часть стакана пружины навернут защитный колпак 1, уплотнение которого обеспечивает медная прокладка 11.
На боковой стороне корпуса форсунки имеется выступ с резьбой и коническим углублением для соединения форсунки с трубкой высокого давления при помощи накидной гайки.
Топливо поступает в кольцевую полость над запорным конусом иглы по трем наклонным сверлениям диаметром 2 мм в распылителе, по кольцевой проточке на верхнем торце распылителя и по сверлениям диаметром 2,5 мм в корпусе форсунки. Отвод топлива, проникающего в полость пружины, происходит через наклонное отверстие диаметром 2 мм в верхней стенке стакана пружины и отверстие в колпаке, в которое ввертывается штуцер сливной трубки.
Для крепления форсунки на головке цилиндров дизеля на корпусе имеется фланец с двумя отверстиями диаметром 11 лги. Для устранения прорыва газов под торец гайки распылителя подкладывается медная прокладка 9.
§ 125. Насосы высокого давления
Топливный насос, предназначенный для автомобильного или тракторного дизеля, должен обеспечивать следующий комплекс технических требований:
1) надежную работу при высоком — до 500 кПсмг, а в некоторых случаях выше 1500 кГ/см2 — давлении подаваемого топлива;
2) подачу за каждый цикл (цикловую подачу) определенного количества топлива в короткий интервал времени, соответствующий повороту коленчатого вала дизеля на 15—30 ;
3) подачу топлива в форсунку каждою цилиндра миогоци-линдрового дизеля в одинаковых количествах (равномерность подачи по цилиндрам) с разницей не более 3—6% и в последовательности, соответствующей принятому порядку работы цилиндров;
4) изменение цикловой подачи топлива в соответствии с нагрузкой дизеля; ограничение максимальной величины подачи во избежание перегрузки дизеля и ее выключение для остановки дизеля;
320
рпс.
Рис. 203. Топливный насос высокого давления
5) некоторое увеличение максимальной цикловой подачи топлива, обычно на 10 4- 15%, при уменьшении числа оборотов коленчатого вала дизеля для обеспечения запаса крутящего момента;
6) возможность значительного (2—2,5 раза) увеличения цикловой подачи и ее более позднего начала в период пуска для улучшения пусковых качеств дизеля.
Для дизелей применяют топливные насосы высокого давления плунжерного типа, схема которого дана на тельный ход плунжера 3 происходит под действием толкателя 6 и кулачка 7 вала 8 насоса, соединенного при помощи шестеренной передачи с коленчатым или распределительным валом дизеля. Обратный ход плунжер совершает под действием пружины 5, которая сжимается при ходе нагнетания. Топливо поступает в рабочую полость через отверстие во втулке 4 и нагнетается через нагруженный пружиной 1 клапан 2, отделяющий после окончания процесса подачи топлива рабочую полость от трубопровода высокого давления, соединенного с форсункой. Плунжеры и втулки изготовляют из высококачественной стали и обрабатывают с высокой точностью и чистотой рабочих поверхностей, что достигают взаимной притиркой плунжера и втулки плунжера или их раздельной притиркой специальными притирами. В последнем случае плунжеры и втулки разбивают на размерные группы н комплектуют плунжерные пары деталями одинаковой группы. Величина зазора между плунжером и втулкой лежит в пределах 4 ч- 7 мкм. Нагнетательный клапан и его корпус изготавливают также из высококачественной стали с высо
кой точностью и чистотой рабочих поверхностей. Рабочие поверхности кулачков валика, роликов и осей роликов толкателя подвергают специальной термообработке, обеспечивающей их высокую твердость.
В топливных насосах автомобильных и тракторных дизелей получили широкое применение два способа изменения цикловой подачи: дросселированием топлива при входе в рабочую полость и перепуском топлива из рабочей полости в полость низкого Давления на ходе нагнетания.
При первом способе перед впускным отверстием втулки помещают золотник, изменением проходного сечения которого регулируют наполнение топливом рабочей полости насоса (рис. 204). При открытом золотнике (ходе плунжера вниз) сначала обра-
11 Зак. ?87
321
зхется разрежение в рабочей полости (Л/) и после открытия плунжером впускного отверстия топливо заполняет весь ее объем (All). Во время хода плунжера вверх топливо вытесняется в полость низкого давления (А III) до тех пор, пока плунжер перекроет впускное отверстие, а затем на протяжении остальной (активной) части хода плунжера топливо нагнетается через клапан и трубопровод высокого давления в форсунку (AIV). При уменьшенном проходном сечении золотника во время хода плунжера вниз, а затем вверх до того момента, пока плунжер перекроет входное отверстие, топливо заполняет только часть объема рабочей полости, остальная часть которой заполняется парами топлива (Б). При дальнейшем хоне плунжера вверх происходит конденсация паров
Рис. 204. Схема изменения цикловой подачи топлива дросселированием топлива на впуске:
/ — дросселирующий золотник; 2 — плунжер; 3 — втулка плунжера
топлива и только после того, когда плунжер займет объем, который был заполнен парами топлива, начинается нагнетание его. Таким образом, с уменьшением цикловой подачи топлива процесс подачи его начинается позднее, что может неблагоприятно сказываться на протекании рабочего цикла дизеля. Кроме того, конец подачи топлива в рассматриваемом случае может растягиваться, так как происходит при подходе плунжера к мертвой точке и резком уменьшении его скорости. Этот недостаток может быть, однако, устранен при использовании закрытой форсунки и определенном сочетании ее характеристики и параметров нагнетательного клапана насоса.
Второй способ изменения цикловой подачи — перепуск топлива в конце хода нагнетания (золотниковое регулирование) — получил наиболее широкое применение в топливных насосах автомобильных и тракторных дизелей. Для его осуществления необходимы механизм поворота плунжера во втулке и плунжер, снабженный кольцевой фасонной проточкой с винтовой кромкой 2 и пазом 3, соединяющим полость проточки с рабочей полостью (рис. 205).
322
в начале хода плунжера вниз происходит поступление топлива в рабочую полость через перепускное отверстие 1 во втулке — положение А/. При дальнейшем ходе это отверстие перекрывается плунжером, и в рабочей полости образуется разрежение, причем увеличивающийся объем рабочей полости заполняется парами топлива — положение АН. После того как плунжер откроет впускное
Рис. 205. Изменение цикловой подачи перепуском топлива в конце хода нагнетания
отверстие 4 во втулке, рабочая полость заполняется топливом — положение АIII В начале хода плунжера вверх некоторая часть топлива вытекает из рабочей полости через впускное отверстие — положение AIVt а после того как оно перекрывается плунжером, происходит нагнетание топлива в форсунку — положение AV. Активный ход плунжера, на протяжении которого происходит подача топлива, продолжается до открытия перепускного отверстия верхней кромкой проточки плунжера, после чего подача топлива прекращается и до конца хода плунжера вверх происходит перепуск его — положение AVI.
11*
323
Максимальная цикловая подача получается при таком положении плунжера, когда часть его образующей на участке от торца плунжера до верхней кромки проточки, совпадающей с осью перепускного отверстия, имеет наибольшую длину — положение Б/, При повороте плунжера от положения Б1 через БП до положения БШ цикловая подача уменьшается вследствие уменьшения длины образующей, определяющей активный ход плунжера. При повороте плунжера до совпадения оси перепускного отверстия с осью паза, соединяющего рабочую полость с полостью проточки, подача топлива полностью прекращается — положение БIV.
В топливных насосах с перепуском топлива в конце подачи применяют плунжеры и втулки различной конструкции: плунжеры с центральным и боковым отверстиями, соединяющими рабочую полость с полостью проточки, —BI, Bill, BIV и BV\ плунжеры с двумя симметричными прорезями на рабочей поверхности, расположенными под углом к оси плунжера, — Bill, втулки с одним отверстием, которое используют как впускное и как перепускное, — ВП. Начало подачи управляется торцом плунжера или нижней кромкой проточки — BIV. Путем придания ей винтовой формы обеспечивают изменение момента начала подачи в зависимости от величины подачи. В некоторых насосах началом перепуска управляют при помощи надетого на плунжер и связанного с органом управления подачей кольца — BV.
Относительное расположение отверстии на втулке и проточки на плунжере, а также угол подъема винтовой линии отсечной кромки проточки (при данном диаметре плунжера) должны выбираться так, чтобы были обеспечены цикловые подачи, необходимые для получения максимального крутящего момента двигателя и для его работы на холостом ходу. При этом угол поворота плунжера во втулке при переходе от минимальной до максимальной цикловой подачи должен быть достаточно большим. Это необходимо для уменьшения концентрированного износа и снижения вредного влияния зазоров (в поворотном механизме и соединениях рейки с регулятором) на устойчивость работы дизеля. Плунжеры поворачиваются во втулках при помощи зубчатых венцов и зубчатой рейки пли поворотных рычажков и рейки с пазами. Обычно полное перемещение рейки составляет не менее 5—7 мм. Угол подъема винтовой линии отсечной кромки обычно не превышает 45
Большое влияние на характеристику подачи топлива оказывает нагнетательный клапан. Сжимаемость топлива и упругость трубопровода высокого давления способствуют возникновению колебательных процессов в системе. При этом могут иметь место искажение характеристики подачи топлива по углу поворота коленчатого вала дизеля, повторные впрыски и подтекание топлива через форсунку после окончания основного процесса подачи. Нагнетательный клапан с правильно выбранными параметрами может полностью устранить эти отрицательные явления. Несколько ва-
324
рпантов конструкции нагнетательного клапана показаны па рис. 206. В период подачи топлива плунжером насоса клапан 2 поднимается, сжимая пружину 4, После того как цилиндрический пояс 3 клапана выйдет из отверстия в корпусе /, открывается проход топливу в трубопровод высокого давления. В момент отсечки подачи и начала перепуска топлива из рабочей полости насоса клапан под действием сжатой пружины опускается на седло и отделяет рабочую полость от трубопровода высокого давления. При этом цилиндрический пояс клапана, работающий как поршень, увеличивает объем полости трубопровода высокого давления и снижает давление в ней. При надлежащем выборе разгрузочного объема исключается возможность возникновения колебаний в системе. Принцип действия клапанов, изображенных на рис. 206, а, б и в, подобен.
Нагнетательный клапан (рис. 206, г) с дополнительным обратным клапаном несколько сложнее по конструкции, но способен гасить весьма интенсивные колебательные процессы в трубопроводе высокого давления.
Действительны и объем ИШ|КЛ топлива, подаваемого плунжером, отличается от геометрического объема VTeop, вытесненного плунжером при активном ходе. Это связано с дросселированием топлива во впускном и перепускном отверстиях, утечкой его через зазор между плунжером и втулкой, сжимаемостью топлива и упругостью трубопроводов. Отношение этих объемов, оцениваемое коэффициентом подачи t]vij = Уцикл/Гтеор, колеблется в достаточно широких пределах. При этом значение коэффициента подачи у насосов с регулированием цикловой подачи дросселированием на входе топлива при постоянном положении золотника уменьшается с увеличением числа оборотов кулачкового вала. У насосов с регулированием Цикловой подачи перепуском в конце процесса подачи топлива коэффициент подачи при постоянном положении рейки несколько увеличивается с увеличением числа оборотов кулачкового вала. Это объясняется уменьшением перетекания топлива через зазор между
325
плунжером и втулкой плунжера и более интенсивным дросселированием топлива при перепуске. Однако после определенного предела с повышением числа оборотов начинает происходить уменьшение цикловой подачи из-за преобладающего влияния дросселирования топлива во впускном отверстии. Это особенно заметно проявляется в насосах распределительного типа, у которых число рабочих циклов высоко, даже при умеренном числе оборотов кулачкового вала. В табл. 47 приведены значения коэффициента подачи нескольких насосов при разных положениях рейки и различном числе оборотов кулачкового вала по данным испытаний, проведенных в HATH.
Таблица 47
Коэффициент подачи топливных насосов высокого давления при давлении начала подъема иглы форсунки 125 хГ/см-
Тип насоса Диаметр плунжера, Полный ход плунжера. мм Активный ход плунжера. лж Ковффициент подачи насоса прн числе оборотов кулачкового вала в минуту
200 400 600 SOQ 1000 1200
Чстырсхилун-жерный 10,0 10,0 2,57 1.87 0,72 0,60 0,76 0,63 0,81 0,75 0,86 0,80 0,88 0.84 0,90 0,86
ТН-10Х ю 1,50 0,-16 0,60 0,71 0,78 0,82 0.83
3,20 0,73 0,70 0,70 0,69 0,65 0,60
8,5 7,0 2,23 0,62 0,60 0,60 0,57 0,54 0,50
Распределительный 1,50 0,38 0,37 0,35 0,34 0,32 0,30
О НМ-4 2.60 0,89 0,88 0,86 0,83 0,80 0,76 0,65
10,0 7.0 1,90 0,70 0,73 0,75 0,75 0,70
1,03 0,43 0,49 0,56 0,61 0,60 0,51
Подъем, скорость и ускорение плунжера, которые определяют протекание характеристики подачи топлива по углу поворота коленчатого вала дизеля, зависят от профиля кулачка вала насоса. Профиль кулачка необходимо выбирать с учетом ряда требований. Кулачок должен обеспечить заданный полный ход плунжера, складывающийся из наибольшего активного хода (положение Б/ на рис. 205) и дополнительного хода, необходимого для полного перекрытия впускного и полного открытия перепускного отверстий. На участке активного хода скорость плунжера и характер ее изменения должны соответствовать заданным. При этом максимальные значения отрицательного ускорения не должны приводить к отрыву толкателя от кулачка. Примеры практически применяемых для топливных насосов профилей кулачков и соответствующие им графики изменения подъемов sn и скоростей сп плунжера по углу поворота кулачкового вала приведены на рис. 207.
326
Для многоцилиндровых дизелей применяют многоплунжерные насосы высокого давления с числом плунжерных секции, равным числу цилиндров дизеля, или насосы высокого давления распределительного типа.
В многоплунжерных насосах плунжерные пары с нагнетательными клапанами, толкателями и пружинами, составляющими на-
Рис. 207. Профили кулачков с графиками подъема и скорости (при 1000 об1мин вала насоса) плунжера:
f и // — выпуклый дуговой и тангенциальный многоплунжерных насосов высокого дав* лення; III — вогнутый дуговой насоса распределительного типа НД-21/4; IV— с малой начальной скоростью подъема насос-форсуиок дизелей «Камминс» (США!
сосную секцию, помещаются в общем картере, в нижней части которого устанавливается кулачковый вал. Зубчатые секторы или поворотные рычаги плунжеров, служащие для изменения цикловой подачи топлива, связываются общей рейкой. Цикловая подача каждой секции многоплунжерного насоса при одинаковом положении (по углу) плунжеров во втулках не может быть строго одинаковом из-за неизбежных в производстве отклонений от номиналь-
327
ныл размеров деталей. Кроме того, при эксплуатации насоса износ каждой его плунжерной пары может быть различным, что также приводит к неравномерном подаче топлива по цилиндрам дизеля. Для регулирования цикловой подачи каждой плунжерной секции предусматривают возможность поворота с последующей фиксацией в установленном положении зубчатых секторов на плунжерах или смещения скоб на рейке, управляющей подачей топлива. Для компенсации производственных погрешностей в осевых размерах плунжеров и втулок, а также в угловом расположении кулачков на валу насоса, оказывающих влияние на момент начала подачи топлива каждой плунжерной секцией, применяют толкатели с регулировочными винтами.
Кулачковый вал многоплунжерного топливного насоса при установке на четырехтактном дизеле должен вращаться с половинным, а при установке на двухтактном — с числом оборотов, равным числу оборотов коленчатого вала дизеля.
В топливных насосах высокого давления распределительного типа применяется одна (в некоторых случаях две) плунжерная пара, совершающая увеличенное число ходов в соответствии с числом цилиндров дизеля. Вращающийся распределитель соединяет рабочую полость насоса поочередно с каждой форсункой в последовательности, соответствующей порядку работы цилиндров дизеля. Существуют насосы распределительного типа различных принципиальных схем: с независимым вращающимся распределителем (рис. 208, а), с использованием плунжера в качестве распределителя, совершающего одновременно возвратно-поступательное и вращательное движение (рис. 208, б), и со встречно движущимися плунжерами, помещенными во вращающемся распределителе (рис. 208, в). В связи с тем что подачу топлива во все форсунки дизеля производит одна и та же плунжерная пара, равномерность подачи его по цилиндрам дизеля может быть очень высокой при условии, что в системе не возникает колебательных процессов и обеспечивается одинаковая степень разгрузки всех трубопроводов после окончания процесса подачи.
В настоящее время изготавливают насосы распределительного типа (см. рис. 208, б) для четырех- и шестицплиндровых дизелей, работающих с числом оборотов коленчатого вала до 3000 в минуту и более. Для многоцилиндровы^ дизелей с V-образным расположением цилиндров и неравномерным чередованием рабочих ходов применяют насосы с двумя насосными и распределительными секциями (см. рис. 208, б), сдвинутыми по фазе работы на угол, равный углу между рядами цилиндров. Кулачковый вал насоса распределительного типа при числе кулачков на нем, равным числу цилиндров, должен вращаться с тем же числом оборотов, что и вал многоплунжерного насоса. С таким же числом оборотов должен вращаться распределитель. В некоторых насосах число кулачков делают в два раза меньше числа цилиндров дизеля, что практи
328
чески возможно для насосов четырех- и шестицилиндровых дизелей с однорядным и восьми- и двенадцатицилиндровых дизелей с \’-образным расположением цилиндров. При этом кулачковый вал насоса должен вращаться с числом оборотов коленчатого вала четырехтактного дизеля и с удвоенным числом оборотов коленчатого вала двухтактного дизеля
Преимущества насосов распределительного типа по сравнению с многоплунжерными заключаются в меньших габаритных размерах и весе, в отсутствии необходимости периодической проверки и регулировки равномерности и момента начала подачи каждой секцией и в меньшей стоимости изготовления из-за уменьшения
Рис. 208. Насосы высокого давления распределительного типа
количества точно обработанных деталей. Износоустойчивость поверхностей деталей, совершающих увеличенное число рабочих циклов, путем применения специальной термообработки и покрытий Доведена до высокого уровня, измеряемого несколькими тысячами часов безотказной работы. В связи с этим применение насосов распределительного типа для автомобильных и тракторных дизелей увеличивается из года в год в СССР и за рубежом.
Наряду с агрегатными топливными насосами высокого давления, подающими топливо в форсунки, для автомобильных и тракторных Дизелей применяют также объединенные в одном агрегате насосы-форсунки, устанавливаемые на головке по оси каждого цилиндра Дизеля. Привод плунжеров насосов-форсунок осуществляют от специальных кулачков на распределительном валу дизеля при помощи толкателей, штанг и коромысел. Основным преимуществом насосов-форсунок является возможность получения минимального объема топлива между рабочей полостью насосного элемента и распыли-
324
вающими отверстиями и обеспечения оптимальной характеристики подачи топлива по углу поворота коленчатого вала дизеля. Их недостаток заключается в невозможности проведения первоначальной и последующих регулировок равномерности и момента начала подачи топлива для каждого цилиндра на специальном стенде и необходимости их выполнения непосредственно на дизеле.
Для увеличения цикловой подачи топлива при уменьшении числа оборотов коленчатого вала дизеля с целью обеспечения запаса крутящего момента по скоростной характеристике топливные насосы высокого давления снабжают специальными устройствами — корректорами подачи топлива.
В некоторых случаях эту задачу решают установкой в насосе нагнетательных клапанов-корректоров типа, показанного на рис. 206, в. Проходное сечение этого клапана выполняют в виде
Увеличение подачи
W///A
Увеличение подачи
°) д)
Рис. 209. Корректоры подачи топлива
плавно сужающихся к разгрузочному поясу каналов. При уменьшении числа оборотов коленчатого вала дизеля скорость топлива в каналах, образующих проходы для топлива, падает, вследствие чего уменьшается разность давлений до и после клапана. Это приводит к меньшему сжатию пружины и сокращению подъема клапана и уменьшению разгрузки трубопровода высокого давления при посадке клапана. С повышением остаточного давления в трубопроводе в последующем цикле подачи топлива для его сжатия в трубопроводе высокого давления будет затрачиваться меньшая доля активного хода плунжера и повышаться цикловая подача топлива. Чаще, однако, используют корректоры, установленные в механизме регулятора, или пружинные корректоры, установленные в насосе высокого давления. На рис. 209 показаны два типа корректоров: один установлен в насосе высокого давления и ограничивает перемещение рейки (рис. 209, а), другой установлен в механизме регулятора и связан с рейкой при помощи рычага (рис. 209, б). При максимальной подаче рейка прижимается к листовой или спиральной пружине корректора под действием разности составляющих от силы пружины и центробежной силы вращающихся грузов регулятора. В связи с тем что при снижении числа оборотов центро
330
бежная сила вращающихся грузов уменьшается и разность действующих на рейку сил увеличивается, рейка, сжимая пружину корректора, выдвигается на большую величину и увеличивает цикловую подачу топлива.
В табл. 48 приведены некоторые параметры топливных насосов высокого давления автомобильных и тракторных дизелей.
Таблица 48
Некоторые данные топливных насосов высокого давления автомобильных н тракторных дизелей
Параметры Модель дизеля
Д-37М Д-50 С МД-14 ЯМЗ-236
Тип насоса Порядок работы плунжеров .... 4ТН УТ11-5 1; 3; 4; 4ТН 5 ЯЗТА 1; 4; 2; 5; 3:6
Диаметр плунжера, мм 8,5 8.5 8.5 9,0
Полный ход плунжера, мм Профиль к\лачка Начало подачи (град от оси сим- 10,0 Tai 8,0 генциал! 10,0 жый 10,0
метрик кулачка) 514-1 57 н 1 544-1 384-1
Номинальная цикловая подача, мма Полное выключение подачи при п, 55-57 62—6.5 100—102 113—115
об мин Равномерность подачи (с эталон- 875 900 950 1120
ними форсунками), % 3 3 3 2
Расчетный объем рабочей полости топливного насоса должен быть определен по заданной цикловой подаче, с учетом коэффициента подачи насоса, сжимаемости топлива, заключенного в системе высокого давления, и упругой деформации трубопровода высокого давления. Объем, компенсирующий сжимаемость топлива,
V' = р Vr (рср — Рост) лл3,
где р = (0,6-т-0,7) 10 5 см-/кГ—коэффициент сжимаемости дизельного топлива;
рСр — среднее давление подаваемого топлива, кПсм~;
Рост — остаточное давление в трубопроводе высокого давления после окончания подачи, кПсм-;
Ут— объем топлива в системе высокого давления, мм3.
Объем, компенсирующий упругую деформацию трубопровода высокого давления,
У" = ~ |(dB + Д^в)2 ^”1 ЛЛ1 »
*х
где dH — внутренний диаметр трубопровода, мм; /тр — длина трубопровода, л.м;
331
— увеличение внутреннего диаметра трубопровода высокого давления, которое подсчитывается по известной из теории упругости формуле
— £ (Рср Рост/ • \ яа . яГ 4" ММ, “ц ав !
где Е— модуль упругости. Для углеродистой стали (обычный материал труоопроводов высокого давления) Е = 2 • 10ЧТ/слг;
т — коэффициент поперечного сжатия, для рассматриваемого случая гп = 0,3;
dH — наружный диаметр трубопровода, мм.
При умеренном давлении распиливания и коротких трубопроводах сумма объемов V и V" не превышает 3—5% от нормальной объемной цикловой подачи топлива.
Расчетная величина объема рабочей полости насоса с учетом удвоения цикловой подачи в период пуска дизеля окажется равной
У.,од = -^- [(1,9 2,1) + V + V"] ям®.
•I uU
Диаметр плунжера при выбранном активном ходе
1281 лиг.
“ <^акт
У топливных насосов, работающих с перепуском топлива в конце процесса подачи, полный ход плунжера 5'пд складывается из подсчитанного активного 5акт и дополнительного ходов. Если диаметр впускного отверстия dBT, то полный ход плунжера будет
<Suд — *5акт 4 2t/BT ММ.
Для насосов высокого давления с дросселированием топлива на входе в рабочую полость полный ход плунжера составится из расчетного активного и дополнительного ходов, т. е.
«$ил — «Sакт 4 ^вт ММ.
Шестиплунжерный топливный насос высокого давления автомобильного дизеля ЯМЗ-236. Продольный и поперечный разрезы этого насоса показаны иа рис. 210. В верхней части алюминиевого корпуса 35 помещены плунжерные пары 8 и нагнетательные клапаны 6, плотно прижатые штуцерами 5 трубопроводов высокого давления, ввернутыми в отверстия корпуса насоса. Герметичность соединения обеспечивается текстолитовыми прокладками, установленными между торцами штуцеров и буртами корпусов клапанов. Для устранения самопроизвольного отвертывания штуцеры попарно сжаты пластинами 23, стянутыми при помощи болтов. В полостях штуцеров помещены пружины и штифты 4, ограничивающие подъем клапанов для получения необходимого разгрузочного объема — 80.МЛ13 и являющиеся вытеснителями, уменьшающими объем топлива,
332
Рис. 210. Шестиплунжерный топливный насос высокого давленн
заключенного над клапанами. Нагнетательные клапаны и их корпуса изготовлены из стали ШХ15, термообработанной до твердости HRC59—64. На штуцерах надеты поворотные угольники 25 трубопроводов высокого давления, закрепленные колпачковыми гайками 24 и уплотненные прокладками 26.
Плунжеры диаметром 9 мм снабжены двумя симметрично расположенными по окружности винтовыми канавками с углом подъема винтовой линии около 35°, соединенными с рабочими полостями центральными и сквозными боковыми сверлениями диаметром 3 мм в плунжерах, как это показано на рис. 205, — Bill. Верхняя кромка одной из винтовых канавок управляет моментом начала перепуска топлива. Вторая канавка введена с целью разгрузки плунжеров от боковой силы, создаваемой давлением топлива, а также для облегчения технологии изготовления плунжеров с минимальными отклонениями от строго цилиндрической формы. На нижней части рабочей поверхности плунжеров проточено по две кольцевых канавки для уменьшения утечки топлива. На нижних хвостовых частях плунжеров имеется по два выступа, входящих в продольные пазы втулок поворотных секторов, и кольцевые проточки для установки тарелок пружин. Втулки плунжеров снабжены впускным и перепускным отверстиями диаметром 3 мм, расположенными диаметрально со смещением на 3,3 мм по высоте. Правильное положение втулок в корпусе насоса обеспечивают винты 2. ввернутые в боковую стенку корпуса и входящие в углубления, профрезерованныс на втулках. Плунжеры и втулки изготовлены из стали 25Х5МА. Их рабочие поверхности азотированы для получения высокой (800—1000 единиц по Виккерсу) твердости. Отверстия во втулках плунжеров сообщаются с продольными впускным 3 и перепускным 7 каналами в корпусе насоса. Каждый канал заглушен с одной стороны пробкой с подложенной под нее капроновой прокладкой, а с другой стороны соединен со штуцером подводящего топливопровода и с перепускным клапаном, отводящим избыток топлива. Продольные каналы соединены между собой поперечными сверлениями 22, снабженными для выпуска воздуха ввернутыми с наружной боковой стороны корпуса насоса пробками 27. Циркуляция топлива в каналах препятствует скоплению выделяющихся из топлива пузырьков воздуха и образованию паровых пробок.
Поворот плунжеров во втулках для изменения цикловой подачи топлива осуществляется с помощью поворотных втулок 11, в продольные пазы которых входят выступы хвостовой части плунжеров, зубчатых венцов 1, надетых на поворотные втулки в закрепленных на них винтами, и зубчатой рейки 9, установленной в направляющих втулках, запрессованных в корпусе насоса. Угловым смещением каждой поворотной втулки относительно зубчатого венца при ослабленном винте регулируют равномерность подачи топлива по цилиндрам дизеля. Осевым перемещением рейки
334
изменяют общую подачу топлива насосом. Повороту рейки во втулках, который может приводить к заклиниванию зубчатых зацеплений с венцами, препятствует ввернутый в заднюю боковую стенку корпуса насоса винт 10 с выступающим концом, входящим в профрезерованный на рейке продольный паз. Один конец рейки связан с рычагом 29 регулятора, а другой — защищен колпачком 21, в который ввернут винт, ограничивающий подачу топлива на период обкатки дизеля.
Плунжеры приводятся в движение кулачковым валом при помощи роликовых толкателей 14, прижатых к кулачкам пружинами 12, которые опираются на тарелки 13, надетые на заточки хвостовой части плунжеров. Роликовые толкатели помещены в отверстиях горизонтальной стенки корпуса насоса, расточенных соосно с отверстиями втулок плунжеров. В толкатели ввернуты регулировочные болты 39 с контргайками 38, необходимые для приведения в соответствие момента начала подачи топлива каждой секцией насоса с заданным (38° от оси симметрии кулачка) углом поворота кулачка. Ролики снабжены плавающими втулками и установлены на пальцах 36, запрессованных в отверстиях толкателей. Выступающие с обеих сторон толкателя концы пальцев, снабженные лысками, входят в продольные пазы отверстий в корпусе и обеспечивают параллельность осей роликов с осью кулачкового вала. Ролики и втулки изготовлены из стали ШХ15, а пальцы — из стали 15ХФ и закалены до твердости HRC 58—63.
Средняя полость корпуса насоса снабжена боковым отверстием, необходимым для сборки деталей насоса и регулировок момента начала и равномерности подачи топлива секциями. Это отверстие закрыто крышкой 34, на которой имеется отверстие для заливки масла с пробкой-сапуном.
В нижней полости корпуса насоса размещен кулачковый вал 37, который установлен на двух шарикоподшипниках 40 и 33 и средней опоре. Шарикоподшипники установлены во фланце 20 и торцовой стенке корпуса регулятора 28. С внешней стороны шарикоподшипников размещены резиновые самоподжнмиые уплотнители 41 и 32, изолирующие нижнюю полость корпуса, в которой находится залитое масло. Уровень масла контролируется указателем, а излишек его сливается через дренажную пробку.
Шесть кулачков размещены на валу по осям толкателей с угловым смещением, обеспечивающим работу насосных секций в последовательности 1, 4, 2, 5, 3, 6 с неравномерным чередованием их работы через 90 и 150°, что необходимо для работы шестицилиндрового дизеля с V-образным расположением цилиндров под углом 90°. Кроме шести кулачков, на валу имеется эксцентрик, используемый для привода топливоподкачивающего насоса 18. С обеих сторон на кулачковом валу имеются выступающие из корпуса конические пояса со шпоночными пазами и нарезанными хвостовиками для установки автоматической муфты 19 опережения подачи
335
топлива и шестерни 31 привода регулятора 30 числа оборотов. Кулачковый вал изготовлен из стали 18ХГТ. Поверхности кулачков и шеек цементированы и закалены до твердости HRC56—63.
С нижней стороны корпуса насоса привернута плоская стальная крышка 16, которая закрывает шесть окон в его нижней стейке, необходимых для обработки отверстий для толкателей.
На дизеле насос устанавливается на цилиндрической постели, прилегая к ней обработанными по всей длине поясами 17, и закрепляется четырьмя болтами, проходящими через отверстия в бобышках 15 картера насоса.
Топливный насос НД-21/4 высокого давления распределительного типа для автомобильных и тракторных дизелей. Этот насос является базовой моделью отечественного унифицированного ряда топливных насосов высокого давления распределительного типа, предназначенных для автомобильных и тракторных дизелей, а также малых стационарных и судовых дизелей с различным (до 12) числом цилиндров, работающих с числом оборотов коленчатого вала до 3000 в минуту. Насос НД-21/4, продольный и поперечный разрезы которого даны на рис. 211, предназначены для четырехцилиндровых дизелей с однорядным расположением цилиндров.
В верхней части алюминиевого корпуса насоса 21 установлен насосный элемент, состоящий из плунжера, втулки и дозатора. Плунжер 10 имеет центральное сверление, сквозное диаметральное перепускное сверление и размещенное выше радиальное распределительное сверление с профрезерованным на наружной стороне плунжера неглубоким пазом. Этот паз обеспечивает наличие постоянного проходного сечения для топлива на протяжении всего процесса его подачи при осевом и угловом перемещении плунжера во втулке. Втулка 8, в отверстии которой плунжер совершает возвратно-поступательное и вращательное движения, снабжена боковым окном, в котором размещен дозатор. В ее верхней части просверлено два впускных наклонных отверстия и четыре нагнетательных канала, составленных из двух заглушенных с одной стороны радиальных сверлений и четырех сверлений, связанных с ними и выходящих к верхнему торцу втулки. В нижней части втулки имеется кольцевая выточка и радиальное сверление для подвода масла от масляной системы дизеля через штуцер; для работы дизеля на бензине с ее наружной стороны проточены две кольцевые канавки для установки резиновых уплотнительных колец 6.
Дозатор 9, надетый на плунжер и закрывающий перепускные отверстия, удерживается в определенном положении и может перемещаться по плунжеру при помощи сухарика 31, штырька кривошипа 32 и рычажного механизма, связанного с муфтой регулятора.
Головка насоса 13 при помощи стяжной гайки 11 плотно прижата к нижней торцовой полированной плоскости втулки плунжера. Надежное уплотнение соединения обеспечивает колпачок 16, установленный в углублениях втулки плунжера и головки.
336
23 27 25 25
Рис. 211. Топливный насос НД-21/4 высокого давления распределительного типа для четырехцилиндровых дизелей (опытный образец)
В головке насоса помещены четыре нагнетательных пластинчатых клапана 14 двойного действия, обеспечивающих одинаковую разгрузку всех трубопроводов высокого давления после окончания процесса подачи топлива. Корпуса клапанов прижаты штуцерами 15 трубопроводов высокого давления, ввернутыми в отверстия головки. Уплотнение полостей клапанов обеспечивают прокладки. Клапаны сообщаются сверлениями в головке со сверлениями во втулке плунжера. Их совпадение обеспечивают установочные штифты 17. Головка привернута к верхней площадке корпуса насоса, соединение с которой уплотнено резиновым кольцом 12.
При ходе плунжера вниз топливо из впускной полости по двум впускным сверлениям во втулке плунжера поступает в рабоч] ю полость насоса и заполняет ее. При ходе плунжера вверх процесс подачи топлива начинается после того, как плунжер перекроет впускные сверления по втулке, и закапчивается в тот момент, когда перепускное отверстие в плунжере выйдет из отверстия дозатора. Подача топлива происходит через центральное и радиальное нагнетательные сверления в плунжере и через совпадающие в это время во втулке плунжера и головке насоса нагнетательные сверления. Во время следующего цикла подачи топлива вследствие поворота плунжера во втулке с нагнетательным сверлением плунжера будет совпадать другое, расположенное по отношению к предыдущему под углом 90° по направлению вращения плунжера, нагнетательное сверление во втулке. Таким образом, подача топлива происходит последовательно через нагнетательные каналы и клапаны 20 во все форсунки дизеля.
Плунжер прижимается к роликовому толкателю 2 пружиной 4, которая упирается в нижнюю тарелку 3, надетую на хвостовой поясок плунжера увеличенного диаметра. Параллельность оси ролика с осью кулачкового вала обеспечивает ввернутый в корпус насоса винт 33, цилиндрический конец которого входит в продольный паз в стенке толкателя.
Кулачковый вал 26 с кулачком, имеющим четыре равномерно расположенных по окружности выступа идентичного профиля, установлен на двух шарикоподшипниках 23 и 27. Передний подшипник 27 установлен в отверстии фланца 1, привернутого к корпусу насоса. С наружной стороны подшипника в отверстии фланца помещен резиновый самоподжимнон уплотнитель 28. Задний шарикоподшипник установлен в отверстии, расточенном в корпусе насоса. Выступающий передний конец кулачкового вала снабжен коническим пояском со шпоночным пазом и нарезанным хвостовиком для соединения с ведущей муфтой. К его задней стороне присоединены коническая шестерня 24 привода вала регулятора 18 и валик 22 с эксцентриком для привода топливоподкачивающего насоса.
Вращение плунжера обеспечивается от шестерни, нарезанной на валике регулятора, через промежуточную шестерню 7, соединенную с зубчатой втулкой 5, установленной на хвостовой части втулки
338
плунжера и связанной с ведущим пояском плунжера, допускающим его осевое перемещение относительно зубчатой втулки. Кулачковый вал и плунжер вращаются с числом оборотов, в два раза меньшим числа оборотов коленчатого вала дизеля.
Топливо поступает во впускную полость, окружающую втулку плунжера в ее верхней части, через штуцер 30 подводящей трубки, ввернутый в корпус насоса и отверстие в стенке корпуса. Для устранения влияния колебательных процессов на наполнение рабочей полости насоса впускная полость отделена узким кольцевым зазором (между отверстием в корпусе и втулкой плунжера) от полости, в которой происходит перепуск топлива в конце цикла подачи его. Избыток топлива из этой полости во впускной канал топ-
Рис. 212. Характеристика подачи топлива Q = = f (ф) иасоса НД распределительного типа
ливоподкачивающего насоса отводится через сверление в стенке корпуса насоса, ввернутый в нее штуцер 29 с клапаном и перепускную трубку 35.
Масло заливается в нижнюю полость корпуса насоса через отверстие сапуна 19, а его уровень проверяется отвертыванием контрольных пробок 34. Стив масла при его замене производится через нижнее отверстие, в которое ввернута пробка 25.
Насос устанавливается на фланце, который крепится к дизелю при помощи четырех болтов.
На рис. 212 приведена характеристика подачи топлива этим насосом для закрытых сопловых форсунок (р/ = 0,32 мм2) при давлении начала подъема иглы 175 кГ см2, цикловой подаче 80 мг и числе оборотов кулачкового вала насоса 1050 в минуту. Характеристика была снята в HATH на безмоторном стенде с вращающимся диском со съемными ячейками. Каждая ячейка улавливала топливо, распиливаемое форсункой за время поворота кулачкового вала насоса на один градус. Продолжительность подачи топлива составляет 13 поворота кулачкового вала насоса. Прекращение подачи топлива происходит достаточно резко. Из этого следует, что на исследованном режиме насос обеспечивает необходимые условия для хорошего протекания процесса сгорания топлива в дизеле.
ГЛАВА XXVII
ВСПОМОГАТЕЛЬНАЯ АППАРАТУРА СИСТЕМЫ ПОДАЧИ ТОПЛИВА
§ 126. Топливоподкачивающие насосы
Назначение топливоподкачивающего насоса заключается в непрерывной подаче топлива из бака автомобиля или трактора под небольшим (0,54-2,5 кГ/см2) давлением в поплавковую камеру карбюратора бензиновою двигателя или во впускной капал топливного насоса высокого давления дизеля. Топливоподкачивающий насос должен обеспечить надежный забор топлива из бака, который у автомобилей в большинстве случаев размещается ниже карбю-
Рис. 213 Топливоиодкачивающий насос Б 9 диафрагменного типа двигателя ЗИЛ-130
ратора или топливного насоса, и создать напор, достаточный для преодоления сопротивлений топливных фильтров. Количество подаваемого топлива должно быть достаточным для работы двигателя на всех режимах, а у дизелей, кроме того, должна быть обеспечена циркуляция топлива в системе низкого давления для удаления выделяющихся паровых пузырьков.
Для автомобильных бензиновых двигателей, как правило, применяют топливоподкачивающие насосы диафрагменного типа. В некоторых случаях такие насосы используют и для дизелей. Разрез топливоподкачивающего диафрагменного насоса Б-9 автомобильного бензинового двигателя ЗИЛ-130 приведен на рис. 213. Детали насоса размещены внутри корпуса /2, головки 4 и крышки /, отлитых под давлением из цинкового сплава. Подачу топлива обеспечивает упругая диафрагма 5 из прорезиненной ткани, зажатая по наружному контуру между корпусом и головкой, а в середине •— между двумя стальными тарелками толкателя 10, связанного при
340
помощи упорной шайбы 9 с коромыслом 6. В корпусе помещена пружина //, коюрая упирается в тарелку толкателя и отжимает диафрагму в верхнее положение. В головке установлены два впускных 3 и один нагнетательный 13 клапаны. Отверстия впускных клапанов защищены сетчатыми фильтрами 2. В головку ввернут штуцер 15 нагнетательного трубопровода. Штуцер 16 впускного трубопровода ввернут в крышку. Уплотнение разъема головки и крышки обеспечивает резиновая прокладка 14.
Коромысло приводится в движение от эксцентрика распределительного вала двигателя при помощи вертикальной штанги, к которой постоянно прижимается возвратной пружиной 7 его правый конец. Под действием эксцентрика левый кой£ц коромысла опускается, перемещая при помощи толкателя и упорной шайбы диафрагму в нижнее положение. При этом топливо из впускной полости головки и крышки проходит через сетчатые фильтры и впускные клапаны и заполняет полость над диафрагмой. Нагнетательный ход диафрагма совершает под действием пружины, вытесняя при этом топливо из полости над диафрагмой через нагнетательный клапан во внутреннюю полость головки и крышки. Отсюда топливо по выпускному трубопроводу подается в поплавковую камеру карбюратора. Параметры пружины выбирают такими, чтобы поплавковая камера не переполнялась и создаваемое диафрагмой давление топлива было бы недостаточно для открытия связанного с поплавком игольчатого клапана после наполнения камеры до установленного уровня. После наполнения поплавковой камеры диафрагма остается неподвижной, рычаг свободно перемещается из-за наличия зазора в его соединении с толкателем.
В нижней части корпуса насоса помещен валик с лыской, наружным рычагом 8 и возвратной пружиной. Этот валик позволяет, воздействуя на основной рычаг, производить заполнение системы топливом вручную после продолжительной остановки двигателя.
В корпусе насоса имеется отверстие для слива топлива, закрытое пробкой 17.
Описанный выше иасос развивает максимальное давление топлива 0,25 кПсм2 и обеспечивает подачу 140 л/ч.
Часовая подача топливоподкачпвающего насоса диафрагменного типа может быть подсчитана по уравнению
V4 =-—7^-60-10 %,н л/ч, (47)
где п — число оборотов эксцентрикового вала в минуту;
hT — подъем толкателя, мм;
Ол — расчетный диаметр диафрагмы в мм (средняя величина диаметра крышки н плоской части тарелок диафрагмы);
— коэффициент подачи, равный в этом случае 0,85—0,95.
Топливоподкачивающпе диафрагменные насосы применяют в ряде случаев также для автомобильных и тракторных дизелей. Од
341
нако для них более широко используют топливоподкачивающие насосы поршневого типа, которые обычно устанавливают на корпусе топливного насоса высокого давления, как это, например, видно на рис. 211.
Конструктивные размеры топливоподкачивающего насоса плунжерного типа, получившего широкое применение на отечественных автомобильных и тракторных дизелях, представлены на рис. 214. В центральном отверстии корпуса 6 насоса перемещается стальной поршень 7, нагруженный пружиной 8. Поршень приводится в дви
Рис. 214. Топливоподкачивакиций плунжерный насос, устанавливаемый на насосах высокого давления автомобильных и тракторных дизелей
жение при помощи штока 3 и роликового толкателя 2 от одного из кулачков или от специального эксцентрика кулачкового вала топливного насоса высокого давления. Ролик толкателя постоянно прижимается к кулачку (или к эксцентрику) пружиной 4. Полость, в которой проходит шток, соединена каналом 10 с нагнетательным отверстием насоса. Полость, в которой размещена пружина поршня, соединена с впускным отверстием насоса каналом 9, в котором помещен впускной клапан 14. Эта же полость соединена дополнительным каналом, в котором установлен клапан /5, и с нагнетательным отверстием насоса. На середине длины отверстия, в котором перемещается шток, имеется кольцевая проточка 11, соединенная каналом 5 с впускным каналом. Этим устраняется возможность попадания просочившегося по отверстию штока топлива в полость корпуса топливного насоса высокого давления и раз
342
жижения залитого в нее масла. Параллельность осн ролика с осью кулачкового вала топливного насоса высокого давления обеспечивается выступающими концами пальца 1 ролика, снабженными лысками и перемещающимися в продольных пазах 12 отверстия в корпусе насоса. На верхней части корпуса топливоподкачиваю-щего насоса установлен ручной поршневой насос 13 для заполнения топливом системы после длительной остановки двигателя.
При ходе поршня под действием кулачка пружина поршня сжимается и топливо из полости пружины через нагнетательный клапан перетекает в полость, в которой перемещается шток. При обратном ходе поршня под действием сжатой пружины топливо проходит через нагнетательное отверстие насоса и поступает к топливному насосу высокого давления. При этом полость, в которой размещена пружина, через впускной клапан заполняется топливом, поступающим через впускное отверстие насоса из топливного бака. Ход поршня под действием пружины прекращается, когда давление топлива в нагнетательном канале становится равным давлению, создаваемому пружиной поршня. Таким образом, происходит автоматическое регулирование подачи топлива к насосу высокого давления при установленном давлении, которое обычно лежит в пределах 1,2—1,6 кПсм2,
Определение величины часовой подачи топлива насосом этого типа может быть произведено по уравнению (47), причем в него вместо рабочего диаметра диафрагмы £>д должно быть поставлено значение диаметра поршня Dn в льи. Значение коэффициента подачи для насосов поршневого типа лежит в пределах 0,75—0,80.
Следует отметить, что для автомобильных и тракторных двигателей в некоторых случаях применяют также топливоподкачн-вающие насосы шестеренчатого и коловратного типов.
§ 127. Топливные фильтры
Надежность работы системы подачи топлива в большой степени зависит от эффективности примененных топливных фильтров.
Для карбюраторных двигателей обычно применяют отстойник, часто совмещенный с фильтром предварительной очистки и устанавливаемый перед топливоподкачивающим насосом, и фильтр тонкой очистки, который помещают перед карбюратором. Фильтрующий элемент предварительной очистки представляет собой набор пластин или сеток с малыми (0,10-^0,15 мм) проходными щелями или ячейками. Фильтрующий элемент тонкой очистки может быть сетчатый или из специального пористого материала, например металлокерамически и.
В виде примера на рис. 215 показано устройство фильтра-отстойника унифицированной конструкции, применяемого на нескольких отечественных грузовых автомобилях и устанавливаемого
343
до топливоподкачивающего насоса. В литой головке / фильтра имеются впускной и выпускной каналы с резьбой па концах, в которые ввернуты штуцеры трубопроводов и пробки. При помощи центрального болта 4 к головке крепится стальной штампованный стакан 7. На центральный стержень 2, приваренный к днищу стакана, надевается фильтрующий элемент 5. Он состоит из двух толстых опорных шайб, между которыми помещена стопка, состоящая из 165ч-170 стальных пластин толщиной 0,14 мм. Каждая пластина имеет 12 расположенных по окружности отверстий для прохода топлива и 28 выштамповаппых точечных выступов высо-
той 0,05 мм. Пластины и шайбы надеты на две стойки 6 и сжаты центральной пружиной 3, прижимающей фильтрующий элемент к внутренней стенке головки фильтра. Плотность соединений головки со стаканом и головки с фильтрующим элементом обеспечивают прокладки из бензомасло-стойкой резины. Топливо поступает во внутреннюю полость стакана через впускной канал в головке, отстаивается в этой полости, фильтруется, проходя через щелевые зазоры между сжатыми пластинами, попадает в среднюю полость головки и выходит по выпускному каналу. Для пернодиче-
Рис. 215. Унифицированный фильтр-отстойник карбюраторных двигателей грузовых автомобилей ГАЗ и ЗИЛ
ского выпуска конденсирующихся паров воды в нижней части центрального стержня имеется отверстие, заглушенное пробкой.
Для дизелей необходима более эффективная система очистки топлива. Это связано с тем, что очистка от механических примесей более вязкого дизельного топлива затруднительней, чем очистка бензина, а также и потому, что даже мельчайшие посторонние частицы могут приводить к ускоренному износу и задиру точно обработанных поверхностей плунжерных пар, нагнетательных клапанов и игл распылителей. Поэтому для автомобильных и тракторных дизелей используют обычно комплекс, состоящий из фильтров предварительной и тонкой очистки и защитных сетчатых или щелевых фильтров, устанавливаемых непосредственно во впускных штуцерах насосов высокого давления и форсунках, а в ряде случаев дополнительных отстойников.
344
Для предварительной очистки топлива применяют различные фильтрующие элементы щелевого типа: с навитой на каркас латунной проволокой специального профиля (рис. 216, а) или набранных из фигурных тонких латунных пластин (рис. 216, б), образующих узкие проходные щели, а также изготовленные из хлопчатобумажного шнура (рис. 216, о), навитого накрест на трубку, согнутую из листовой перфорированной латуни или стали с антикоррозионным покрытием. Фильтрующие элементы первого и второго типов допускают длительное использование с периодической очисткой и промывкой, а элементы третьего типа требуют замены после нескольких промывок. Сопротивление фильтров предвари-
Рнс. 216. Типы фильтрующих элементов предварительной (грубой) очистки топлива
тельной очистки топлива оценивается перепадом давления проходящего через них топлива от 0,15—0,30 кГ!см- для чистого и 0,50— 0,70 кПсмг для загрязненного фильтрующего элемента перед его промывкой или заменой. Фильтрующие элементы предварительной очистки задерживают посторонние частицы, размер которых превышает 0,05—0,07 мм.
Для фильтров тонкой очистки используют фильтрующие элементы, изготовленные из различных материалов. Фильтрующие элементы из ворсистого хлопчатобумажного шнура (рис. 217, а) представляют собой катушку с трубчатым каркасом, изготовленным из листовой перфорированной латуни или стали с антифрикционным покрытием, на котором плотными перекрещивающимися рядами намотан шнур. Повторное использование таких фильтрующих элементов после загрязнения с уменьшенным, однако, сроком работы возможно путем сматывания нескольких верхних слоев шнура. Фильтрующий элемент из минеральной шерсти (рис. 217, б) имеет такой же трубчатый каркас с фланцами, па который навер
345
нут слой хлопчатобумажной ткани и наложен фильтрующий слой минеральной шерсти (шлаковой ваты), пропитанной для связи крахмалом или пульвербакелитом. Подобные элементы изготовляют с фильтрующим слоем из прессованных древесных опилок. Хорошую очистку топлива обеспечивают бумажные фильтрующие элементы со склеенными в виде гармошки полосками пропитанной специальными составами бумаги с рельефным рисунком, навернутыми на трубчатый жестяной каркас (рис. 217, в). Топливо поступает в элемент через отверстия в нижнем фланце каркаса, фильтруется, проходя через бумагу, попадает в полость под верхним фланцем каркаса и выходит через отверстия в трубке каркаса и его
Рис. 217. Типы фильтрующих элементов тонкой очистки топлива
центральное отверстие. В другом варианте фильтрующим элемент (рис. 217, г) представляет собой бумажную ленту, пропитанную специальным составом, склеенную в трубку, скрученную и сжатую в компактный цилиндрический пакет. По торцам этот пакет приклеен к жестяным фланцам, которые связаны между собой цилиндрической обечайкой из плотного картона с пробитыми в нем отверстиями. Кромки картонной обечаики завальцованы во фланцах, к которым приклеены толстые картонные уплотнительные кольца.
Перепад давления, проходящего через фильтры тонкой очистки топлива, составляет 0,6—0,8 кПсм- при чистом элементе и повышается до 1,0—1,2 кПсм2 при его загрязнении перед сменой. Фильтрующие элементы топкой очистки задерживают находящиеся в топливе посторонние частицы, размер которых превышает 0,025 мм, и в значительной степени задерживают частицы с размером от 0,005 до 0,025 мм. Срок работы фильтрующих элементов обычно лежит в пределах 350—700 ч работы дизеля.
316
Конструкция собранного фильтра тонкой очистки топлива автомобильного дизеля ЯМЗ-236 с фильтрующим элементом из минеральной шерсти показана на рис. 218 Он состоит из стального
штампованного корпуса 11 с приваренным к нему центральным стержнем 6, головки 1, отлитой из ковкого чугуна, и фильтрующего
элемента 7. С нижней стороны в отверстие центрального стержня ввернут сливной кран 9, уплотненный медной прокладкой. Корпус и головка соединены болтом, под головкой которого помещена уплотнительная медная прокладка. Уплотнение между корпусом и головкой обеспечивает кольцевая прокладка 5 из паронита. Фильтрующий элемент 7, помещенный в корпусе, прижат к нижней плоскости головки пружиной 10, под верхний торец которой поставлена шайба. Уплотнение фильтрующего элемента по его торцам обеспечивают прокладки 4 и 8 из бензомаслостойкой резины. С верхней стороны в головку ввернуты входной и перепускной штуце-
ры С ЖИКЛерОМ ДЛЯ отвода ча- рис> 218 Фильтр тонкой очистки сти топлива вместе с выделивши- топлива автомобильного дизеля мися из него паровыми пузырь- ЯМЗ-236
ками. С боковой стороны в отвер-
стие 2 головки ввернут выходной штуцер, соединенный каналом с центральной полостью фильтрующего элемента. Уплотнение штуцеров обеспечивают медные прокладки. Для выпуска воздуха в перепускном штуцере имеется отверстие, заглушенное пробкой 3. К головке прилит кронштейн с двумя отверстиями для болтов крепления фильтра на дизеле.
§ 128. Автоматические муфты
В автомобильных дизелях с широким диапазоном рабочих скоростных режимов и в некоторых быстроходных тракторных дизелях применяют устройства для автоматического изменения момента начала подачи топлива при изменении числа оборотов коленчатого вала дизеля. Эти устройства — автоматические муфты — устанавливают между кулачковым валом топливного насоса высокого давления и валом его привода или помещают на дизеле между валом и шестерней привода топливного насоса. Наиболее надежными в работе и получившими наиболее широкое распространение
347
являются центробежные автоматические муфты. Конструкция автоматической муфты, связанной с шестерней привода топливного насоса, показана на рис. 219. Шестерня 1 привода топливного насоса приклепана к ступице 2, которая шарнирными звеньями 3 и 5 связана с шестерней 6 распределительного вала дизеля. Ступица может поворачиваться на некоторый угол по отношению к втулке 7, жестко закрепленной на распределительном валу. Шар-
Рис. 219. Автоматическая центробежная муфта изменения начала подачи топлива
пирные звенья соединены с грузами 8 двумя пружинами 4. Вследствие предварительной затяжки пружин механизм муфты сохраняет фиксированное положение примерно до 900—1000 об/мин коленчатого вала дизеля, а топливный насос работает при этом с постоянным углом начала подачи топлива. При дальнейшем увеличении числа оборотов коленчатого вала дизеля грузы под действием возрастающей центробежной силы, сжимая пружины и воздействуя на шарнирные звенья, поворачивают шестерню привода топливного насоса в направлении ее вращения. Этим достигается опережение момента начала подачи топлива с увеличением числа оборотов коленчатого вала дизеля.
ГЛАВА XXVHl РЕГУЛЯТОРЫ
§ 129. Общие положения
Особенность бензиновых двигателей такова, что даже при полном открытии дроссельной заслонки карбюратора увеличение числа оборотов коленчатого вала приводит к значительному уменьшению наполнения цилиндров рабочей смесью с соответствующим уменьшением развиваемого двигателем среднего индикаторного давления. В результате этого при разгрузке двигателя число оборотов коленчатого вала повышается не очень значительно. На холостом ходу при минимальном числе оборотов коленчатого вала, когда дроссельная заслонка карбюратора почти полностью закрыта, бензиновый двигатель работает устойчиво и не останавливается потому, что при уменьшении числа оборотов вала увеличивается наполнение цилиндров, а следовательно, и развиваемое двигателем среднее индикаторное давление. Происходящее при этом повышение мощности двигателя обеспечивает восстановление исходного скоростного режима. В связи с этим на бензиновых двигателях грузовых автомобилей обычно применяют ограничители максимального числа оборотов, встроенные в карбюраторы или установленные перед ними (см. рис. 109). Эти ограничители устраняют возможность превышения допустимой скорости движения порожнего автомобиля, у которого запас мощности двигателя весьма велик.
У дизелей рабочий процесс протекает с большим избытком воздуха, а цикловая подача топлива при постоянном положении органа управления мало изменяется с изменением числа оборотов коленчатого вала. Поэтому при резком снижении нагрузки дизеля возможно значительное увеличение числа оборотов вала. По тем же причинам работа дизеля па холостом ходу при малом числе оборотов вала недостаточно устойчива. Эти особенности дизелей делают обязательным применение на них регуляторов числа оборотов.
Условия работы двигателей, установленных на автомобилях и тракторах, различны. Первое отличие заключается в том, что автомобильные двигатели работают в более широком диапазоне изменения нагрузки и числа оборотов коленчатого вала, чем тракторные. Другим отличием является то, что у автомобильных двигателей орган управления — дроссельная заслонка карбюратора или рейка топливного насоса, связанные с педалью акселератора,— находится под постоянным воздействием водителя, тогда как орган управления у тракторных двигателей связан с рычагом, который устанавливается и закрепляется трактористом в определенном положении. В связи с этим неодинаковы и требования к регуляторам числа оборотов автомобильных и тракторных двигателей.
349
Для автомобильного двигателя необходим регулятор: а) огра, ничивающнй максимальное число оборотов коленчатого вала для предотвращения перегрузки и поломки основных деталей двигателя, возрастающими с увеличением числа оборотов вала силами инерции, и б) обеспечивающий для удобства управления автомобилем устойчивую работу двигателя па холостом ходу при минимальном числе оборотов коленчатого вала, переключении передач и кратковременных остановках автомобиля. Такие регуляторы принято называть двух режимными.
Для тракторного двигателя необходим регулятор, который не только ограничивает максимальное число оборотов, но и поддерживает любое установленное трактористом при помощи ручного рычага число оборотов коленчатого вала независимо от изменения
нагрузки вследствие неоднородности и неровности рельефа обрабатываемой трактором почвы. Эти регуляторы принято называть всережимными. Всережимные регуляторы из-за простоты их конструкции часто применяют и для автомобильных двигателей.
Важным показателем, характеризующим совершенство регулятора, является степень неравномерности д, представляющая собой отношение разности регулируемых чисел оборотов коленчатого вала дизеля при работе на холостом ходу лХеХ (без нагрузки) и при полной нагрузке п к их среднему значению:
т. е.
6 = 100 = 2 l ~ л) . 100 %. (48)
«ср «х. х + « ' '
Для автомобильных и тракторных двигателей допускают степень неравномерности регулятора 6—8% на режиме максимального числа оборотов.
Другим оценочным показателем работы регулятора является степень нечувствительности 5, которая представляет собой отношение разности чисел оборотов, устанавливаемых регулятором при постоянном положении органа управления, при понижении числа оборотов вследствие увеличения нагрузки п' и при возрастании числа оборотов вследствие уменьшения нагрузки дизеля п к их п' 4- п."
среднему значению лср= —£““» т. е-
е=- - — -юо =2 (” -юо%. (49)
ЛСр л л
Современные регулирующие механизмы автомобильных и тракторных дизелей обеспечивают степень нечувствительности 14-3%.
Существуют регуляторы с различными принципами работы: механические, пневматические, гидравлические и комбинированные. Для автомобильных и тракторных двигателей наиболее широко применяют механические центробежные регуляторы. В ряде случаев используют также пневматические регуляторы.
350
§ 130. Центробежные регуляторы
Рис. 220. Схема работы двухрежимного центробежного регулятора:
/ — положение двуплечего рычага, соответствующее минимальному числу оборотов: // — положение двуплечего рычага, соответ ствующее максимальному числу оборотов
Центробежный регулятор представляет собой систему, состоящую из вращающихся грузов, пружин и рычагов, связанных с рейкой топливного насоса высокого давления, управляющей цикловой подачей топлива.
В двухрежимных регуляторах механизм регулятора связан с рейкой насоса высокого давления при помощи дифференциального рычага, соединенного также и с тягой педали акселератора, которая находится под воздействием водителя. Схема механизма двух режимного центробеж-
ного регулятора показана на рис. 220. Основными элементами регулятора являются большие 4 и малые 3 грузы, которые качаются на пальцах крестовины 1 и упираются лапками в скользящую муфту 5 па вращающемся валу 6 регулятора, связанном зубчатой передачей с валом топливного насоса. С противоположной стороны в скользящую муфту под действием слабой пружины 12, помещенной в стакане 13 и втулке 11, упирается основной (вильчатый) рычаг 7 регулятора. Этот рычаг соединен при помощи двуплечего рычага 8 с рейкой 9 топливного насоса высокого давления и с тягой 14 педали акселератора. Силь-
ная пружина 10, установленная на втулке 11, упирается в неподвижную стенку корпуса регулятора. Большие грузы со слабой пружиной и малые грузы с сильной пружиной образуют две последовательно действующие системы регулирования, в которых используется общий рычажный механизм.
Массы грузов и затяжку слабой пружины подбирают так, чтобы действующие на муфту составляющие центробежной силы грузов и силы пружины оказались равными, т. е. чтобы система была в равновесии при минимальном числе оборотов коленчатого вала дизеля (400—600 об/мин). Педаль акселератора во время работы дизеля на холостом ходу с минимальным числом оборотов коленчатого вала полностью отпущена и двуплечий рычаг находится в положении /. При самопроизвольном уменьшении числа оборотов двигателя центробежная сила грузов уменьшается и пру-
351
жииа 12, отклоняя вильчатый рычаг, перемещает рейку топливного насоса в сторону увеличения подачи топлива. При самопроизвольном увеличении числа оборотов вала двигателя центробежная сила грузов увеличивается и муфта 5, отклоняя вильчатый рычаг и сжимая при этом пружину 12, перемещает рейку насоса в сторону уменьшения подачи топлива. Таким образом, одна система двухрежимного регулятора обеспечивает устойчивую работу дизеля при минимальном числе оборотов на холостом ходу.
Массу малых грузов и затяжку сильной пружины подбирают так, чтобы равновесие системы обеспечивалось при максимальном
числе оборотов коленчатого вала, допустимом для данного дизеля. Педаль акселератора при работе дизеля с максимальным числом оборотов коленчатого вала полностью нажата, и двуплечий рычаг находится в положении 11. При этом большие грузы регулятора раздвигаются до упоров 2 и не изменяют своего положения, сжимая слабую пружину вильчатым рычагохМ настолько, что стакан 13 вдвигается до упора в торец втулки 11.
При дальнейшем увеличении числа оборотов коленчатого вала,
Рис. 221. Характеристики дизеля которое может происходить при при работе с двухрежимным регу- уменьшении нагрузки дизеля, цен-лятором тробежпая сила малых грузов уве-
личивается и муфта 5, отклоняя вильчатый рычаг и сжимая при этом пружину 10, перемещает рейку насоса высокого давления в сторону уменьшения подачи топлива. Таким образом, вторая система двухрежимного регулятора ограничивает максимальное число оборотов дизеля, не допуская его разноса, даже при его полной разгрузке.
Па рис. 221 приведены скоростные характеристики дизеля с двухрежимным регулятором. Кривые 1, 2 и 3 соответствуют различным положениям педали акселератора. Участок пх^-г12 регулируется системой минимального, а участок —системой максимального числа оборотов регулятора. В диапазоне между этими участками режим работы дизеля управляется только педалью акселератора без воздействия регулятора.
Центробежный регулятор всережимпого типа также представляет собой систему, состоящую из вращающихся грузов, пружины и основного рычага, связанного с рейкой топливного насоса высокого давления, управляющей цикловой подачей топлива. Особенность регулятора этого типа заключается в отсутствии непосред-
352
Рис 222. Всережнмиый центробежный регулятор
ственной связи рейки топливного насоса с органом управления — двигателем, вынесенным в кабину трактора (или автомобиля), который связан в этом случае с рычагом управления регулятором. На рис. 222 дана схема всережимного центробежного регулятора. На вращающемся валу 9 регулятора, который при помощи шестерен связан с кулачковым валом топливного насоса, закреплена крестовина 6. В проушинах крестовины на пальцах 7 установлены качающиеся грузы 8 с лапками, которые упираются в подвижную муфту 10, надетую на вал регулятора. С другой стороны в муфту упирается основной вильчатый рычаг 2 установленный на оси И и соединенный с пружиной 3 и рейкой 1 топливного насоса высокого давления. Другой конец пружины соединен с рычагом 4, жестко связанным общей осью с рычагом 5 управления регулятором, который размещен с наружной стороны корпуса регулятора.
Система находится в равновесии, когда составляющие центробежной силы вращающихся грузов и силы пружины, действующие на подвижную муфту, равны между собой. При повышении числа оборотов коленчатого вала дизеля и связанного с ним вала ре
гулятора, происходящем при уменьшении нагрузки дизеля, центробежная сила грузов увеличивается, заставляя их раздвинуться и переместить подвижную муфту, вильчатый рычаг и связанную с ним рейку топливного насоса в сторону уменьшения подачи топлива. При понижении числа оборотов, происходящем при увеличении нагрузки дизеля, центробежная сила грузов уменьшается и пружина, воздействуя на вильчатый рычаг, перемещает рейку топливного насоса в сторону увеличения подачи топлива. Число оборотов регулируют изменением натяжения пружины рычагом управления регулятора, причем для повышения числа оборотов коленчатого вала необходимо увеличить натяжение пружины.
На рис. 223 приведены скоростные характеристики дизеля с всережнмным регулятором „числа оборотов. Каждому положению рычага управления регулятором соответствует определенная ветвь кривой — и т. д., характеризующая зависимость числа
оборотов коленчатого вала от мощности и крутящего момента (нагрузки) дизеля в диапазоне от полной мощности, развиваемой при максимальном числе оборотов коленчатого вала, до холостого хода при минимальном числе оборотов коленчатого вала. Из рассмотрения характеристик видно, что при постоянном положении
12 Зак. 287
353
рычага управления регулятором число оборотов мало изменяется с изменением мощности в широких пределах. Однако степень неравномерности увеличивается при уменьшении регулируемого числа оборотов и становится значительной (40ч-70%) при минимальном числе оборотов холостого хода. Это обусловливается постоянной жесткостью пружины и значительным уменьшением центробежной силы грузов при уменьшении числа оборотов вала регулятора.
Рассмотрение схем двухрежимпого и всережимного центробежных регуляторов показывает, что по конструкции последний более прост. В связи с этим, как это указывалось ранее, всережимные
Рнс. 223. Характеристики дизеля при работе с всережимиым регулятором
регуляторы в ряде случаев применяют для автомобильных двигателей, у которых необходимо лишь ограничение максимального числа оборотов и регулирование минимального числа оборотов на холостом ходу.
С целью увеличения центробежной силы грузов при их малых размерах, что позволяет уменьшить общие габаритные размеры и вес регулятора, привод вала регулятора осуществляют с помощью повышающей шестеренной передачи. При этом для предотвращения поломок валиков и шестерен при резких изменениях скоростного режима дизеля, в передачу вводят упругий или фрикционный элемент.
В некоторых регуляторах для изменения регулируемого числа оборотов коленчатого вала дизеля, сохраняя постоянным натяже-
ние пружины, изменяют ее угловое расположение относительно основного рычага или относительное положение рычагов механизма, чем достигают изменения составляющей силы пружины, действующе!! на подвижную муфту. Преимущество такой конструктивной схемы заключается в разгрузке рычага управления регулятором.
Конструкция центробежных регуляторов всережимного типа, установленных на топливном насосе высокого давления автомобильного дизеля ЯМЗ-236 и насосе высокого давления распределительного типа НД-21/4, видна из рис. 210 и 211.
§ 131. Пневматические регуляторы
Наряду с центробежными регуляторами числа оборотов для автомобильных и тракторных дизелей применяют пневматические регуляторы всережимного типа.
354
Регуляторы этого типа состоят из двух основных элементов с пневматической связью. Один элемент, установленный на входе впускного коллектора дизеля, представляет собой (рис. 224) диффузор 8 с дросселем 7, управляемым при помощи рычага 22. Другим элементом является герметичный корпус 17 с упругой диафрагмой 5 и пружиной 16 Основание корпуса 18 привертывается к торцевой стенке корпуса топливного насоса высокого давления, а диафрагма соединяется с рейкой 3 насоса, управляющей подачей топлива. Полость за диафрагмой соединяется при помощи трубки 10 с полостью диффузора.
Рис. 224. Всережимный
пневматический регулятор
Равновесие диафрагмы имеет место тогда, когда сила, возникающая из-за разности давлений с двух ее сторон, равна силе затяжки пружины. При повышении числа оборотов коленчатого вала дизеля при постоянном положении дроссельной заслонки скорость воздуха в диффузоре возрастает, в связи с чем увеличивается разрежение в полости за диафрагмой. При этом диафрагма, сжимая пружину, перемещает рейку топливного насоса высокого давления в сторону уменьшения подачи. При понижении числа оборотов коленчатого вала дизеля диафрагма под действием пружины перемещает рейку насоса в сторону увеличения подачи топлива. Таким образом происходит регулирование установленного числа оборотов коленчатого вала при повышении и понижении нагрузки дизеля. Изменение положения дроссельной заслонки водителем при помощи рычага управления регулятором приводит к изменению числа оборотов коленчатого вала, при котором устанавливается равновесие
355
действующих на диафрагму сил, создаваемых разрежением воздуха и пружиной, т. е. изменяет регулируемый скоростной режим дизеля.
Полость основания корпуса соединена с окружающей атмосферой при помощи отверстия в стенке, защищенного от попадания пыли сетчатым фильтром 6.
Пневматические регуляторы оснащают дополнительными устройствами. Для ограничения максимального и минимального чисел оборотов коленчатого вала дизеля снаружи корпуса диффузора устанавливают регулируемые ограничители 20 и 21 крайних положений рычага 22 управления регулятором, соединенного при помощи тяги с педалью акселератора автомобиля (или с ручным рычагом, установленным в кабине трактора).
Выключение подачи топлива осуществляют установкой в корпусе регулятора на поперечной оси 7 рычага 2, который поворачивается наружным рычагом 19, связанным при помощи тяги с кнопкой остановки дизеля, помещенной в кабине автомобиля или трактора. Во время работы дизеля рычаг 7 под действием пружины 1 отводится от поводка, установленного на рейке топливного насоса, т. е. не нарушает работу регулятора.
Стабильность работы дизеля на холостом ходу при минимальном числе оборотов коленчатого вала, когда в диффузоре и полости за диафрагмой имеют место значительные колебания разрежения, достигают введением клапана 15, нагруженного пружиной 18, и соединением корпуса 14 клапана при помощи трубки 9 с полостью диффузора до дроссельной заслонки. При отклонении под действием разрежения диафрагма нажимает на клапан и соединяет полость за диафрагмой с полостью диффузора до дроссельной заслонки, в которой скорость и разрежение значительно ниже, чем в полости диффузора за пей. При определенном положении выступающего конца клапана относительно диафрагмы, регулируемом путем ввертывания или вывертывания корпуса клапана и его фиксации контргайкой 12, достигается эффективное гашение импульсов разрежения в полости за диафрагмой и обеспечение устойчивой работы дизеля.
Диафрагму регулятора изготовляют из эластичного и прочного материала (замши или специального пластика) и зажимают в центре между двумя стальными шайбами 11, снабженными отбортовками. По наружному контуру диафрагму зажимают между основанием 18 корпуса и корпусом 17 регулятора, имеющими по разъему цилиндрическую форму.
Недостатком пневматического регулятора является зависимость максимального регулируемого числа оборотов коленчатого вала дизеля от степени засоренности воздухоочистителя. По мере засорения сопротивление воздухоочистителя увеличивается, что приводит к увеличению разрежения в полости за диафрагмой регулятора и к уменьшению максимального числа оборотов коленчатого вала дизеля с соответствующим снижением развиваемой им мощности.
РАЗДЕЛ ТРЕТИЙ
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЕЙ
ГЛАВА XXIX
КИНЕМАТИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
§ 132. Общие положения
При работе поршневого двигателя в его кривошипно-шатунном механизме возникают усилия, определяющие условия работы отдельных деталей, а также самого двигателя в целом. Величина и характер изменения этих усилии могут быть определены при помощи уравнений кинематики и динамики кривошипно-шатунного механизма. Эти уравнения позволяют также определить точное положение поршня для любого угла поворота коленчатого вала, что очень важно для расчета рабочего процесса современных автомобильных и тракторных двигателей.
Обычно при рассмотрении кинематики кривошипно-шатунного механизма считают, что угловая скорость вращения коленчатого вала w постоянна и, следовательно, угол его поворота пропорционален времени / В действительности из-за неравномерности крутящего момента двигателя эта угловая скорость переменна, но изменяется в некоторых пределах; при рассмотрении специальных вопросов динамики, в частности крутильных колебаний системы коленчатого вала, изменения угловой скорости учитываются.
В данной главе изучается характер изменения пути, скорости и ускорения поршня, а также угловой скорости и углового ускорения качания шатуна. Для упрощения уравнений эти величины принято выражать в зависимости от угла поворота коленчатого вала.
§ 133. Путь, скорость и ускорение поршня. Угловая скорость и угловое ускорение шатуна
На рис. 225 дана схема центрального кривошипно-шатунного механизма, т. е. такого, в котором ось цилиндра пересекает ось коленчатого вала. При помощи этого механизма совершается передача работы газов в цилиндре двигателя на его коленчатый вал и поступательное движение поршня преобразуется во вращательное движение вала.
357
Зависимость между углом поворота коленчатого вала и соответствующим ему временем выражается формулой
360°л, со
*=-б0-/ = 6 п‘- (50)
Рис. 225. Схема центрального кривошипношатунного механизма
где <р — угол поворота коленчатого вала, град;
t — время, соответствующее этому углу, сек;
п — число оборотов коленчатого вала, об!мин.
Примем за исходное такое положение кривошипно-шатунного механизма, при котором поршень находится в верхнем крайнем положении, называемом обычно верхней мертвой точкой (в. м. т.), и введем следующие обозначения: г — радиус кривошипа;
/ — длина шатуна;
X = у — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна;
S = 2г — ход поршня;
s — путь поршня или перемещение поршня от в. м. т., соответствующее повороту коленчатого вала на угол ср;
Р — угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра; w — угловая скорость вращения коленчатого вала.
Путь поршня. Определим зависимость пути поршня от соответствующего угла поворота коленчатого вала.
Из рис. 225 следует
s = OA — OA', или
s — (г 4- /) — (г cos ф 4- / cos р), откуда
s = r(l—cos ф) 4-/(1—cosP). (51)
Для современных автомобильных и тракторных двигателей величина 1 изменяется в пределах 1/3,0—1/4,8, причем для многооборотных двигателей с целью уменьшения сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс и сил, действующих перпендикулярно к стенке цилиндра *, применяют часто более длинные шатуны, чем для мало
оборотных. Для тракторных двигателей значения X изменяются в пределах 1/3,2—1/4,5.
Из рис. 225 следует, что
ВС = г sin ф = I sin р,
(52)
• См. § 138.
358
sinp = у sinq> = >. sincp.
Так как
(53)
cos p = । 1—sin2P = (l—A2sin3(jp)1/s,
то, разлагая правую часть этого выражения в ряд по биному Ньютона, получаем
cos₽= 1 — т, >.2sin!<p— -^X‘sin’<p — —X’sin’ip — pg?.asins4 — ...
(54)
В формуле (54) значения членов, включающих величину К в степени выше первой, быстро уменьшаются. Это позволяет с достаточной для практики точностью ограничиться первыми двумя членами разложения:
cos Р = 1— у л2 sin2 (р. (55)
Подставляя выражение (55) в формулу (51), получим
s = г (1 — cos ф) Т*-г-Г11 1— | = г(1 — cos ср) 4—sin2 ф.
Al / I *•
Так как
. > 1 — cos 2ф
51П-ф= —g—-
то
s = r(l — сочф)4 ^г (1 — cos2ф).
(56)
Для удобства вычислений представим формулу (56) в виде
s — г
1 4- — cos Ф 4- 4- cos 2ф
Величины
tf у 3 \
'I -y — cosф + -fcos^ф
для различных значений ср и Z приведены в табл. 49.
Формула (56) показывает, что путь поршня s можно условно представить состоящим из двух гармонических перемещении:
s = 5^
где s, ~r (1 — Cns ф) — путь поршня первого порядка, который имел бы место при наличии шатуна бесконечно большой длины ! = со, Х = ^- = 0 , т. е. при учете лишь первого члена бинома;
359
s2=-^(l—cos2(p) — путь поршня второго порядка, т. е. дополнительное перемещение его. зависящее от конечной длины шатуна и определяемое вторым членом бинома Ньютона.
На рис. 226 даны кривые пути поршня по углу поворота коленчатого вала. Из чертежа видно, что при повороте коленчатого вала на угол q = 90 (первая четверть окружности) поршень проходит больше половины своего хода.
Г л б л и я □ 49
Значения выражения
<р‘ Знак X Знак
1/3,2 1/3.1 1/3.6 1 /3.3 1/4.0 1/4,2
0 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 360
10 0.0199 0,0196 0,0194 0,0192 0,0190 0,0188 350
20 0,0786 0.0775 0,0766 0,0757 0,0749 0,0742 340
30 0,1730 0,1707 0.1687 0,1669 0.1652 0.1637 330
40 0,2985 0,2947 0,2914 0,2883 0.2856 0,2831 320
50 0,1489 0,4435 0,4387 0.4344 0,1306 0,4271 310
60 0,6172 0.6103 0,6042 0.5987 0,5938 0,5893 300
70 0,7960 0,7878 0.7806 0,7742 0,7681 0,7631 290
80 0,9779 0,9690 0,9611 0,9540 0,9176 0,9418 280
90 1,1563 1,1471 1,1389 1,1316 1/1250 1,1190 270
100 1.3252 1,3163 1,3084 1,3013 1,2949 1,2891 260
НО 1,4800 1,4719 1,4617 1,4582 1,4524 1.4471 250
120 1,6172 1,6103 1,6012 1,5987 1,5038 1,5893 240
130 1,7345 1.7291 1,7243 1,7200 1,7161 1,7127 230
140 1,8306 1,8268 1,8234 1,8204 1,8177 1,8152 220
150 1,9051 1,9028 1,90*08 1,8989 1.8973 1,8958 210
160 1,9380 1,9569 1,9559 1,9551 1,9543 1,9536 - 200
170 1.9895 1,9892 1,9890 1,9888 1,9886 1,98.81 190
180 • 2,0000 2,0000 2,0000 2,000)0 2,0000 2,0000 180
Скорость поршня. Приближенную формулу для определения скорости поршня получаем, дифференцируя выражение (56) по времени:
ds di
Рпс. 226. Изменение пути s поршня в зависимости от угла <р поворота коленчатого вала
ds du • chp । d(f - dt ’ dt
Об/ф 'dt
4
или
и' = г(о sin ip-|-у sin 2ф .
(57)
Эта формула дает вполне достаточные для практики по
360
точности результаты. Так, например, при X = 1/4 наибольшая неточность не превышает 0,3%.
Величины (sin<р4-sin2ф для различных значений Z и ср даны в табл. 50.
Значения выражения sin ? 4" ~ sin 2?
Таблица 5о
Знак X Знак
1/3.2 1 /3.4 1,3.6 1 /ЗЛ 1/1.0 1/4.2
0 о.ооои 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 _ 360
10 0,2271 0,2240 0,2212 0,2187 0,2164 0,2144 — 350
20 0,1425 0,4366 0,4313 0,4266 0,1221 0,4185 —— 310
30 0,6353 0,627 1 0,6203 0,61 10 0,6083 0.6031 -— 330
40 0,7967 0.7876 0,7796 0,7724 0,7659 0,7600 — 320
50 0.9199 0,9109 0,9028 0,8956 0,8891 0.8833 — 310
60 1,0014 0.9931 0,9863 0,9800 0,9743 0,9691 300
70 1,0 101 1.0342 1.0290 1,0243 1,0200 1,0162 — 290
80 1,0383 1.0351 1.0323 1,0298 1,0276 1,0255 — 280
90 1,0000 1.0000 1 0000 1,0000 1,0000 1,0000 — 270
100 0,9314 0,9315 0,9373 0,9398 0,9 121 0,9441 -— 260
110 0,8393 0,8452 0.8504 0.8551 0,8593 0,8632 — 250
120 0,7306 0,7387 0,7457 0,7521 0,7578 0,7629 — — 240
130 0,6122 0.6212 0,6293 0,6365 0,6129 0,6488 — 230
140 0.4889 0,1980 0,5060 0.5132 0,5197 0,5256 — 220
150 0,3647 0,3726 0,3797 0,3861 0,3917 0,3969 — 210
160 0,2416 0,2475 0,2527 0,2571 0,2617 0.2655 — 200
170 0,1202 0,1234 0,1262 0,1287 0.1309 0,1329 — 190
180 0,0000 0,0000 о.оиоо 0,0010 0,0060 0.0000 — 180
Скорость поршня, так же как и путь поршня, можно представить в виде суммы двух слагаемых:
цч = К'д 4- К’2, где ц/, = no sin с[— гармонически изменяющаяся скорость поршня первого порядка, т. е. скорость, с которой двигался бы поршень при наличии шатуна бесконечно большой длины;
U'2 = sin 2<р — гармонически изменяющаяся скорость поршня второго порядка, т е. скорость дополнительного перемещения поршня, возникающего вследствие наличия шатуна конечной длины.
На рис. 227 приведены кривые скорости поршня по углу поворота коленчатого вала, причем за положительное направление скорости принято то, при котором она направлена к оси коленчатого вала.
361
Можно доказать, что наибольшая скорость поршня Штах больше наибольшей скорости ct-’irnax» или, что то же самое, окружной ско
Рис. 227. Изменение скорости w поршня в зависимости от угла <р поворота коленчатого вала
рости центра шатунной шейки, на 2—5% (в зависимости от величины л), т. е. 101П8Х = (1,02—1,05) гео’ Средняя скорость поршня
__2Sn Sn ^’““60 — 30
или
гп
Wn — 15
Для современных автомобильных двигателей wn — 8—15 м/сек, для тракторных двигателе!! ауп = 5—9 м/сек.
Ускорение поршня. Дифференцируя выражение (57) по времени,
Хгй) Л п п dtp ~2~ СОь ’
получаем формулу для определения ускорения поршня
dw dw dtp dtp
f = = -j- • = rw COS ф ~
J dt dtp dt T dt
откуда
j = no2 (cos ф + X cos 2<p).
(58)
Таблица 51
Значения выражения (cos о -J- ) cos 2<p)
Знак k Знак
1/3.2 1/3.1 1/3.6 1/3.8 1/4,0 1/4,2
0 1,3125 1,2941 1,2778 1,2632 1,2500 1.238! 3,60
10 1,2785 1,2612 1,2458 1,2321 1,2197 1.2085 350
20 1,1791 1,1650 1,1525 1,1413 1,1312 1.1221 340
30 1,022.3 1,0131 1,0049 0,9976 0,9910 0.985! 330
40 0,8203 0,8171 0,8143 0,8117 0,8005 0,8074 320
50 0,5885 0,5917 0.5945 0,5971 0,5994 0.G015 310
60 0,3438 0,3529 0,3611 0.368 1 0,3750 0,3810 >()0
70 0.1026 0,1167 0,1292 0,1404 0.1505 0,1596 290
80 0,1202 0,1027 0,0871 0,0736 0,0613 (1,0501 280
90 0,3125 0,2941 0,2778 0,2632 0,2500 0.2381 270
100 0,4074 0,4500 0.4347 0,4209 0,4086 0,3974 260
110 0.5814 0.5673 0,5548 0,5436 0,5335 0,5214 25U
120 0,6564 0,6471 0,6389 0,6316 0,6250 0,6191 240
130 0,6971 0,6939 0,6910 0,0685 0,6862 0,6841 2.50
140 0,7118 0,7150 0,7178 0,7203 0.7226 0,7247 220
150 0.7098 0,7190 0,7271 0,734 1 0,7410 0,7470 210
160 0,7003 0,7144 0,7269 0,7381 0,7482 u,7.)73 200
170 0,6912 0,7084 0,7238 0,7375 0,7499 0.7611 190
180 0,6875 0,7059 0,7222 0.7368 0,7500 0,7619 4» 180
362
В табл. 51 приведены значения функции (cos <р 4- л cos 2<f) для различных значении X и <р.
Рис. 228. Зависимость ускорения / поршня от угла <р поворота коленчатого вала
Ускорение поршня можно представить как сумму двух величин:
где д = го2 cos ф — ускорение поршня первого порядка; /2 = Xrco2 cos 2ф — ускорение поршня второго порядка.
Рис. 229. Графическое определение ускорения поршня
На рис. 228 дана кривая ускорений поршня по углу поворота коленчатого вала, полученная графическим суммированием двух косинусоид (гармоник).
Одно из графических построений ускорения поршня в зависимости от хода поршня представлено на рис. 229. На перпендикулярах к отрезку АВ = 2г, представляющему в соответствующем масштабе ход поршня, откладываются в точках А и В величины
363
ускорений поршня для в. м. т. и и. м. т., т. е. величины
ЛС = го)2(1 4-Z) '
и
BD = — rco2(l— X). <
От точки F — пересечения прямых АВ и CD — откладывается ордината ГЕ = — ЗКгиГ. Точка Е соединяется прямыми с точками С \\ D. Отрезки СЕ и DE делятся на равное число частей, и соответствующие деления соединяются прямыми (например, точки /, 2, 3). Кривая ускорений поршня получается проведением огибающей к этим прямым.
Угловое перемещение, угловая скорость и угловое ускорение шатуна. Шатун совершает сложное движение, которое можно разложить на два составляющих:
1) поступательное движение, подчиняющееся законам движения поршня {формулы (56), (57), (58)1,
2) движение качания около центра поршневою пальца.
Угловое перемещение шатуна может быть найдено исходя из формулы (53):
Р — arcs in (X sin <р). (59)
Наибольшие углы отклонения шатуна рП]ах от оси цилиндра равны для современных автомобильных и тракторных двигателей 12—18°.
Угловая скорость сош и угловое ускорение еш качания шатуна около центра поршневого пальца определяют по формулам:
0>ш dt ’ dt ' '60)
§ 134. Дезаксиальный кривошипно-шатунный механизм
В некоторых автомобильных и тракторных двигателях применяется кривошипно-шатунный механизм, у которого ось цилиндра не пересекает ось коленчатого вала, а смещена относительно нес на некоторое расстояние (рис. 230). Такой механизм называется дезаксиальным.
Если рассматривать действие сил давления газов, то смещение оси цилиндра уменьшает разницу в давлениях поршня на правую и левую стороны цилиндра. Во время рабочего хода давление поршня на стейку цилиндра уменьшается, а во время хода сжатия — увеличивается, что в общем дает более равномерный износ двигателя. В отношении сил инерции Ру1 и Р;2 дезаксиальный кривошипно-шатунный механизм преимуществ по сравнению с нормальным не имеет.
К преимуществам дезаксиалиного механизма следует отнести и меньшую, чем в нормальном механизме, скорость поршня около 364
в.м.т., благодаря чему улучшается процесс сгорания, который приближается к условиям сгорания при постоянном объеме. В за-
висимости от размещения кулачкового вала смещение цилиндра позволяет:
а) увеличить расстояние между коленчатым и кулачковым валами и тем самым пространство для беспрепятственного вращения нижней головки шатуна или
б) уменьшить это расстояние, а вместе с тем диаметры распределительных шестерен и габариты картера приводов.
Следует отметить, что силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс дез аксиального двигателя несколько больше, чем нормального тех же размеров, но разница в величине этих сил для современных автомобильных и тракторных двигателей стань невелика, что практически все расчеты на прочность детален дезак-снального кривошипно-шатунного механизма ведутся по формулам нормального кривошипно-шатунного механизма.
Величина смещения е обычно откладывается в направлении вращения коленчатого вала.
Для современных двигателей относительное смещение цилиндра или относительный дезаксаж изменяется в пределах k = 0,04 ч- 0,10, где k — elr.
Рис. 230. Схема дезакси-ального кривошипно-ша-гу много механизма
§ 135. Кривошипно-шатунный механизм с прицепным шатуном
АЬюгпе автомобильные и некоторые тракторные двигатели имеют V-образное расположение цилиндров (рис. 231), при котором длина двигателя получается меньше, чем при однорядном расположении цилиндров. При V-образпом расположении цилиндров в некоторых случаях применяется система сочлененных шатунов, в которой прицепной шатун соединяется не непосредственно с шатунной шейкой, а с нижней головкой главного шатуна при помощи пальца (двигатель Д-12 и др ).
Путь поршня прицепного шатуна для случая, когда yj = у =
snp = OG-OG'
ИЛИ
s„p = OG — (/г cos pt 4- rt cos p + r cos Ф1),
(61)
365
«де Yj — угол расположения прицепного пальца;
, У — угол межДУ осями цилиндров;
К — FG' — длина прицепного шатуна;
ri — BF — расстояние от центра нижней головки главного шатуна до центра пальца прицепного шатуна или радиус прицепа;
Pi — угол наклона прицепного шатуна;
Ф1 — угол поворота кривошипа от оси цилиндра, в котором движется поршень с прицепным шатуном;
0G—расстояние от оси пальца поршня с прицепным шатуном при нахождения поршня в в. м. т. до оси коленчатого вала.
Величина 0G с достаточной для практики точностью определяется из условия, что угол fplt соответствующий в. м. т., очень мало отличается от 0\ т. е. (fin.м.т.5^ О’. В этом случае OG г + rL + /,.
Рис. 231. Схема V-образного двигателя с прицепным шатуном
Обычно радиус прицепа /у стремятся иметь возможно меньшим, чтобы кинематика прицепного шатуна мало отличалась от кинематики главною шатуна и вес главного-шатуна был возможно меньшим.
При выполнении приближенных кинематических и динамических расчетов кривошипно-шатунного механизма с прицепным шатуном разницей между кинематикой главного и прицепного шатунов часто пренебрегают.
ГЛАВА XXX
ДИНАМИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
§ 136. Общие положения
Двигатели совре?ленных автомобилей и тракторов являются в большинстве случаев быстроходными, вследствие чего движущиеся детали их кривошипно-шатунного механизма перемещаются со значительными скоростями и ускорениями. В карбюраторных двигателях легковых автомобилей, например, ускорение поршня достигает 22000 м/сек2, а величина средней скорости поршня wn — 16 м сек\ в двигателях гоночных автомобилей эти параметры имеют еще большие значения. Уже имеются двигатели гоночных автомобилей, в которых ускорения поршня достигают 36000—43000 м/сек2, а средняя скорость поршня — 22—28 м сек при числе оборотов 9000—12000 об/мин. В двигателе «Аспин» при пг\ = 14000 об/мин jmax = 93000 м/сек2 и оУп = 35 м сек.
Поэтому для надежного расчета быстроходного двигателя изучение всех сил, действующих в нем, является крайне необходимым. Основные силы, действующие в автомобильных и тракторных двигателях, следующие: силы давления газов, силы инерции, силы трения и силы полезного сопротивления.
Силы инерции масс двшателя, движущихся с переменными по величине и направлению скоростями, имеют место в двигателе как при холостом ходе, так и при работе его под нагрузкой и для некоторых деталей двигателя являются основными расчетными силами.
В зависимости от характера движения силы инерции масс кривошипно-шатунного механизма можно распределить на три группы:
1) силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс;
2) силы инерции вращающихся масс;
3) силы инерции масс, совершающих сложное движение.
Для определения величины этих сил необходимо предварительно найти величины соответствующих масс.
§ 137. Приведение масс движущихся деталей двигателя
Приведение массы шатуна. При динамическом исследовании двигателя обычно применяют приближенный способ определения сил инерции шатуна, заменяя па основании законов механики движение фактической массы шатуна гпш движением двух или нескольких условных масс.
Для получения системы, динамически заменяющей действительную систему, необходимо соблюдение следующих условий:
1) сумма всех заменяющих масс должна быть равна массе шатуна;
367
2) общин центр тяжести всех заменяющих масс должен совпадать с центром тяжести шатуна и двигаться по закону движения этого центра тяжести;
3) сумма моментов инерции всех заменяющих масс относительно оси, проходящей через центр тяжести шатуна, должна быть равна моменту инерции массы шатуна «/ш относительно той же осн;
4) угловое ускорение заменяющей системы во вращательном движении по отношению к ее центру тяжести должно быть равно угловому ускорению шатуна в том же движении.
Заменим массу шатуна тт тремя массами т.„ гп3 Грис. 232) сосредоточенными в трех точках Л*, В, D, лежащих на одной прямой, причем точка Л' лежит на оси пальца поршня, точка В — на оси шатунной шейки коленчатого вала и точка D совпадает с центром тяжести шатуна.
Условия приведения, необходимые для получения системы, эквивалентной в динамическом отношении системе шатуна, или условия динамического размещения массы, будут иметь вид:
=/77 л -р т2 + тя, mJ' = т2(1 — Г), т/Ч/п, (/ — /')2 =
Условие четвертое удовлетворяется, так как прямая A'BD совпадает с осью шатуна.
Решая приведенные выше уравнения, получаем:
"1 1'1 ’
rfj - ______
— —l') Г
Масса niy, сосредоточенная в точке /Г, движется возвратно-поступательно вдоль осн цилиндра и поэтому относится к массе возвратно-поступательно движущихся частей; масса щ2, сосредо
точенная в точке В, совершающая вращательное движение около оси коленчатого вала, относится к массе вращающихся частей, и, наконец, масса т3, сосредоточенная в центре тяжести шатуна D, совершает сложное движение. Составляя уравнения сил инерции и их моментов действительного шатуна и системы заменяющих масс, можно легко доказать, что система трех масс в динамическом отношении действительно эквивалентна системе шатуна.
368
Масса гп3 по сравнению с массами т, и zn2 получается обычно незначительной, поэтому для упрощения динамических расчетов этой массой пренебрегают, заменяя массу шатуна тш двумя массами и /н2, расположенными в центрах его поршневой и кривошипной головок. Такое пренебрежение приводит к небольшой ошибке, но очень упрощает расчет.
При замене массы шатуна двумя массами (рис. 233) величины масс тг и т2 определяют из уравнений:
/-/'
ГП1=^ Мш——
г гп2 — тш j .
(62)
При замене массы шатуна тш двумя массами т1 и гп2 возникает дополнительный момент от пары сил. Ввиду незначительности
дополнительного момента, а также для упрощения расчетов этот момент обыкновенно не учитывается.
Для определения масс rnui, mlt т2 необходимо знать вес шатуна 6Ш. а также положение его центра тяжести. При наличии готового шатуна эти величины определяются способами взвешивания и качаний.
При первом способе обычным взвешиванием определяется полный вес шатуна:
Gm = Gj + G2 КГ
и затем взвешиванием шатуна, установленного на двух опорах (рис. 234),— разность:
AG = G2 — GL КГ-
Совместное решение этих уравнений позволяет определить величины Gt и G2:
G, = 0,5 (G,n — AG), G, - Сш — Gv
Рис. 233. Схема замены массы шатуна двумя массами
Расстояние центра тяжести шатуна от оси пальца лучается из уравнения моментов (рис. 234):
поршня /' по-
При определении Gv G2, /' способом качаний эти величины вычисляются по формулам качания с малой амплитудой физического маятника. В этом случае шатун подвешивают на призме верхней
364
ii нижней головками по очереди и заставляют его качаться с небольшой амплитудой как физический маятник. Период колебаний шатуна
' =л = 2л I' ад (63)
1де п — число полных колебаний шатуна в минуту;
J — момент инерции шатуна относительно оси вращения;
G1U — вес шатуна, сосредоточенный в его центре тяжести;
/1 — расстояние от оси вращения до центра тяжести шатуна (см. рис. 234).
Из формулы (63) после преобразований можно получить выражение для определения а затем и Г.
В качестве первого приближения можно принять:
Wj = (0,2 - 0,3) mlu, z«2 = (0,7 — 0,8) тш, /' = (0,7 —0,8)/.
Необходимо иметь в ня шатуна приведение
виду, что при расчетах на прочность стерж-масс не применяется, а учитывается дей-
Рис 234. Определение центра тяжести шатуна методом взвешивания
ствителыюе их размещение по длине шатуна.
Приведение вращающихся масс. К вращающимся массам двигателя относятся:
1) масса неуравновешенных частей коленчатого вала тм;
2) часть массы шатуна тг.
Для удобства вычислений масса гпк приводится к центру шатунной шейки. На рис. 235 представлена упрощенная схема одно! о качена вата. ЛинирТяЛЬ и
cfd соответственно симметричны линиям agb и ced. Неуравновешенной частью колена будет шатунная шейка с прилегающими к ней участками щек, лежащими выше линии cfd, но приведению подлежат лишь участки щек, ограниченные контуром ahbdfc, так как центр тяжести шатунной шейки и участков щек. ограниченных контурами agbh, лежит па оси шатунной шейки. При определении приведенной массы колена более сложной формы (например, со скосами на щеках) приведению подлежат участки щек, расположенные выше контура cfd.
370
Пусть md — масса неуравновешенно» части щеки, oi раничен-нои контуром ahbdfc, и точка D — центр тяжести этой части щеки.
Согласно условию приведения при одинаковой угловой скорости вращения коленчатою вала со центробежные силы приведенной md и действительной mt масс должны быть равны. Поэтому
mtlr гео2 = /п^ри2.
откуда
= (64)
где р — расстояние центра тяжести участка щеки ahbdfc от осп коленчатого вала.
Рис. 235. Приведение массы неуравновешенной части колена вала
Общая масса неуравновешенных вращающихся частей двигателя, приведенных к оси шатунной шейки,
пгг = тк + т2,
гпк = гп\ 4- 2mdrt
(65)
где ni[ — масса шатунной шейки с прилегающими к ней участками щек, ограниченных контурами agbh:
т2— часть массы шатуна, отнесенная к оси шатунной шейки. Масса возвратно-поступательно движущихся частей
111-----П1ц - Шу,
где тп — масса комплектного поршня, включающая массы собственно поршня, поршневых колец, поршневого пальца и заглушек;
— часть массы шатуна, отнесенная к оси поршневого пальца. Массу т считают сосредоточенной в центре пальца поршня.
371
§ 138. Силы инерции кривошипно-шатунного механизма и силы давления газов
После приведения масс движущихся частей кривошипно-шатунного механизма к двум массам т и тг силы инерции этих масс находят из условий их движения.
Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс. По приближен ной формуле вычисляют
Pj = mr(j)'2 (cosq 4-Х cos 2ф)
(66)
или
где Рд = worcos ср— сила инерции первого порядка; период изменения этой силы — один оборот коленчатого вала;
Pj2 = /wco2Xcos 2ср — сила инерции второго порядка; период изменения этой силы — пол оборота колен-
чатого вала.
Эти силы действуют по оси цилиндра и как и силы давления газов считаются положительными, если они направлены к осп
Рис. 236. Силы
инерции шатуна
коленчатого вала, и отрицательными, если направлены от коленчатого вала.
Сила инерции вращающихся масс. Эта сила действует по радиусу кривошипа и определяется по формуле
Рс = /пЛг(1)2. (67)
Силы инерции при движении шатуна. Если масса шатуна тш приводится не к двум, а к трем массам tn2 и т3 (см. § 137), то согласно характеру движения шатуна будут иметь место следующие силы инерции (рис. 236 и 233):
а) сила инерции массы гп3, приложенная к центру тяжести шатуна и действующая параллельно осн цилиндра,
Pi = т3г(й2 (cos (р 4-Х cos 2ф);
б) центробежная сила массы т3, приложенная к центру тяжести шатуна и действующая вдоль оси шатуна. Эта сила возникает при вращении (качании) шатуна вокруг мгновенного центра:
Р" —т3А'О^и\
в) касательная сила инерции массы гп3, приложенная к центру тяжести шатуна и действующая перпендикулярно оси шатуна, Pi" =rn3A'DElu.
372
Силы давления газов. Силы давления газов в цилиндре двигателя в зависимости от хода поршня определяются по индикаторной диаграмме, построенной по данным теплового расчета или полученной экспериментально.
Рис. 237. Индикаторная диаграмма двигателя (а) и графики сил Рг, Pj и Р по углу поворота коленчатого вала (б)
Сила давления газов на поршень, действующая по осп цилиндра,
Рг -- (Рг Р ) кГ,
где рг — давление газов в цилиндре двигателя, определяемое для соответствующего положения поршня по индикаторной диаграмме, кГ!см2\
ро — давление в картере, принимаемое обычно равным давлению окружающей среды, кГ см2’,
F,, — площадь поршня, см2.
373
Для динамического расчета двигателя, а также для расчета на прочность его детален необходимо иметь зависимость рг ==' Нпл для чего индикаторная диаграмма перестраивается из координат р—у (рис. 237, а) в координаты р — Ф (рис. 237, б). Связь между углом поворота коленчатого вала <р и перемещением поршня $ удобнее всего определять графически, с учетом поправки на конечную длину шатуна As = г2/2/ (поправка Брикса).
Проекция конца луча на ось абсцисс, проведенного из точки под углом *р к этой оси, дает положение поршня, соответствующее
этому углу. Давление газов, соответствующее данному углу q и положению поршня, откладывается на диаграмме, изображенной на рис. 237, б. Для угла Ф1, например, получаем четыре значения рг: впуск — ра\ сжатие — рс\ расширение — р: и выхлоп — рг.
Сила Рг считается положительной, если она направлена к осп коленчатого вала.
Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме двигателя. Складывая алгебраически силы, действующие в направлении осн цилиндра, получаем суммарную силу
Р = РГ4-РЛ
Диаграмма изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала (для оборотов neNt соответствующих максимальной эффективной мощности A^,v) представлена на рис. 237,6.
374
Соотношение между силами Рт и Pj при одинаковом положении дроссельной заслонки (или рейки топливного насоса в дизелях) зависит от числа оборотов двигателя. На рис. 238 приведены кривые суммарной силы для двигателя типа М-21 при работе его с полной нагрузкой на оборотах и np3J„ (nw — число оборотов, соответствующее наибольшему крутящему моменту двигателя, Лрази — разносное число оборотов, имеющее место при работе двигателя с полностью открытой дроссельной заслонкой и А / = А\р).
Обычно силы Рг и Рр а также силы М, Рт, Z и Т (см. ниже) относят. к 1 см2 площади поршня, что значительно сокращает вычислительную работу.
Раскладывая силу Р па две составляющие силы — Рш и N, из которых сила Ри1 направлена по осн шатуна, а сила N — перпендикулярно оси цилиндра (рис. 239),
получим:
ш cosр ’ . w = ptgp.
(68)
t действу io-центр шара злож им : на силу Z, действующую
Z — P COS(T + Р) COS р
Перенесем силу Рш. щую по оси шатуна, в ту иной шейки и затем а именно:
/V \л‘
—о
ри,
Рис. 239. Силы, действующие в гривошипно-шатунном механизме двигателя
ее на две составляющие, по оси кривошипа,
(69)
и касательную силу Т, перпендикулярную силе Z.
sin (<р ft) cos Р
(70)
Значения величин ь*п и ——i-— Для различных X при-
cos р соь р
ведсны в табл. 52 и 53г
Произведение силы Т на радиус г называется крутящим моментом двигателя: Л1 = Тг.
Приложим к центру коленчатого вала О дрс взаимно противоположные силы Рп1 и Рш, равные и параллельные силе Рш. Силы Р'ш и Рш составят пару сил |Put, Р1П], момент которой PWOD равен крутящему моменту двигателя М. Разложим силу Рш на две со-
375
ставляющие силы
Р' = РшСО$р и Л" = Р,'и sinp=^p sinp = ptgp
Сила Р' действует на опорную раму двигателя, силы же /V и Аг составят пару сил LV, АГ] с моментом Л1р = — NH, стремящимся опрокинуть двигатель и называющимся реактивным моментом двигателя.
Табл и ц а 52
Значения выражения
sin (с cosp
Знак X Знак V*
1/3.2 1/3.4 1/3.6 1 /М 1/4.0 1/4.2
0 0,0000 0,0000 0,0000 0.01)1 0 0,0(100 0,0000 360
К) 0 2273 0,2240 0,2212 0,2187 0,2164 0,21 14 — - . 350
20 0,4130 0,4370 0,4317 0,4269 0.4227 0,4187 440
30 0,6369 0,6288 0,6215 0,6150 0.6091 0,1)038 330
*10 0,7998 0,7903 0,7818 0,7743 0.7675 0.7614 320
50 0.9245 0,9147 0,9060 0.8983 0,8915 0.8854 310
60 1.0066 0,9977 0.9899 0,9831 0,9769 0,97 Г4 — 300
70 1.0448 1,0381 1,0322 1.0270 1,0221 1,0182 — 290
80 1,0109 1.0374 1.0342 1,0314 1,0289 1.0267 280
90 1,0000 1,0000 1.0000 1.0000 1,0000 1,0000 — 270
100 0,9287 0.9323 • 0,9354 0,9382 0.9407 0.9429 а. 260
по 0,8346 0.8413 0,8472 0,8524 0,8570 0,86 Г1 250
120 0,7255 0,7343 0,7421 0,7-190 0,7551 0,7607 - 240
130 0,6076 0,6174 0,6261 0,6337 0.6 106 0,6467 230
140 0,4858 0,4953 0,5038 0,5113 0,5181 0,5242 —— 220
150 0,3631 0,3713 0,3785 0,3851 0,3909 0,3962 210
160 0,2410 0,2470 0.2523 0.2571 0,2614 0,2653 — 200
170 0,1200 0.1233 0,126! 0,1286 0,1309 0,1329 — 190
180 0,0000 0,0000 0,0000 0.0000 0,0000 0,0600 —" 180
Реактивный момент Л4р всегда равен крутящему моменту двигателя М, но противоположен ему по направлению:
Л1р = - 7V/7 = — Р tg р/7 = - РОЕ,
М = Рт OD = OD = РОЕ,
ш COS Р
откуда
= — Л1р.
Графики сил Рш и Лг для двигателя типа М-21 (обороты п — псу) представлены на рис. 240 Сила N считается положительной, если создаваемый ею момент имеет направление, противоположное направлению вращения коленчатого вала двигателя. Сила P1U принимается положительной, если она сжимает шатун, и отрицательной, если она его растягивает.
376
Таблица 53
Значения выражения
cos(? 4-н) С06₽
е* Знак у X Знак
1/3.2 1/3.4 1/3.6 38 1/4.0 1/4.2
0 1,0000 1,0000 1,0000 1ДЧЮ0 1.0000 1.0000 360
10 0,975-1 0,9759 0,9761 0.9769 0,9773 0,9776 350
20 0,9029 0,9051 0,9070 0.9056 0,9103 0,9118 340
30 0,7870 0,7917 0,7958 0,7997 0,8030 0,8061 •- 330
10 0,6311 0,6423 0,6491 0,6357 0,661 1 0,6665 320
50 0,1539 0,4656 0,1760 0,4851 0,4933 0,5006 310
60 0,2566 0,2719 0,2854 0,2973 0,3079 0,3175 300
70 0,0532 0 0718 0,0879 0,1022 0,1149 0,1261 290
80 0,1447 0,1211 0,1061 0.0906 0,0765 0,06-10 280
90 0,3291 0.3077 0,2891 0,2728 0,2582 0,2153 270
100 0,1920 0,4717 0,1537 0,4379 0,4238 0,4113 260
110 0,6307 0,6123 0,5961 0,5819 0,5691 0,5о78 230
120 0,7434 0,7281 0,71 16 0,7027 0,6921 0,6825 240
130 0,8317 0,8199 0,809b 0,800-1 0,7923 0,7850 230
140 150 - 0,8978 0,8898 0,8827 0,8764 0,8707 0,8655 220
0,9451 0,9404 0,9.362 0.9324 0,9290 0,9259 210
160 0,9764 0,9743 0,9723 0,9706 0.9690 0,9676 200
170 0,9943 0,9937 0,9932 0,9928 0,9924 0,9920 190
180 1,0000 1,0000 1,0000 1 0000 1,0000 1,0000 180
Диаграммы изменения cm Т и Z в зависимости от угла поворота коленчатого вала для одного цилиндра двигателя типа М-21 приведены на рис. 241. Сила Z считается положительной, если она
кГ/смРпп п
20
Рис. 240. Графики сил V п Рш в случае работы двигателя с полной нагрузкой при л=
сжимает щеки колена. Сила Т принимается положительной, если создаваемый ею момент имеет направление, совпадающее с направлением вращения коленчатого вала.
377
Поскольку в выражении М = Гг величина г = const, диаграмма касательных сил Т является также в соответствующем масштабе диаграммой крутящих моментов Л1.
Диаграмма суммарных тангенциальных сил 7Г многоцилиндрового двигателя может быть получена графическим~суммированнем кривых тангенциальных сил его цилиндров. При суммировании кривая силы Т для одного цилиндра за один цикл делится для двигателя с равномерным чередованием вспышек на i частей, где i_
число цилиндров двигателя. Полученные отрезки кривой сдвигают на участок диаграммы, длина которого равна периоду изменения силы 7\, т. е. 720 i — для четырехтактных и 360е i — для двухтактных двигателей, и затем складываются. Построение диаграммы
Рис. 241. Изменение сил Т и 7 в зависимости от угла поворота коленчатого вала
суммарных тангенциальных сил для четырехцилиндрового четырехтактного двигателя представлено на рис. 242.
В многоцилиндровых двигателях характер действия сил и моментов зависит при прочих равных условиях от числа и расположения цилиндров и кривошипной схемы (расположения колен) коленчатого вала двигателя. В зависимости от тактности двигателя для каждого числа и расположения цилиндров существуют один или несколько напвыгоднейших порядков работы и одна пли несколько наивыгоднейших кривошипных схем коленчатою вала.
При выборе порядка работы и кривошипной схемы коленчатого вата многоцилиндровых двигателей стремятся обеспечить следующее:
1) равномерное чередование вспышек, необходимое для достижения равномерной работы двигателя;
2) равномерное распределение смеси (или воздуха) по цилиндрам;
3) возможно лучшее уравновешивание двигателя, необходимое для уменьшения его сотрясений;
4) расположение последовательно работающих цилиндров по возможности дальше друг от друга, что необходимо для уменьшения нагрузок на подшипники коленчатого вала;
378
5) возможно меньшие амплитуды крутильных колебаний коленчатого вала, что необходимо для снижения дополнительных напряжений скручивания в его элементах.
При выборе кривошипной схемы коленчатого вала следует, кроме того, иметь в виду, что равномерное чередование вспышек в однорядных двигателях с числом цилиндров i обеспечивается
Рис. 242. Графическое определение суммарной тангенциальной силы 7'2 для четырехцилиндрового двигателя
для четырехтактных двигателей при условии 720°// = 6 и для двухтактных при условии 3607/ = 6, где 6 — угол между коленами вала.
В V-образных двигателях равномерное чередование вспышек зависит как от кривошипной схемы коленчатого вала, так и от угла развала между цилиндрами у, которые устанавливают в каждом отдельном случае с учетом тактности двигателя, необходимой уравновешенности и конструктивных соображений.
Порядки работы для наиболее распространенных схем однорядных и V-образных двигателей приведены в гл. XXXII.
§ 139. Силы, действующие на шатунные и коренные шейки
При расчете на прочность и износ шатунных и коренных подшипников, а также шатунных и коренных шеек большое значение имеет определение усилий, действующих на эти детали. Величину и на
379
правление сил, действующих на шейки коленчатого вала, удобнее всего определять при помощи диаграмм, построенных в полярных координатах.
Шатунная шейка. На шатунную шейку действуют силы: Р,„ — направленная по шатуну и <S2 = /и2гог — центробежная сила инерции массы шатуна т2. приведенной к центру шатунной шейки. Равнодействующая сил Рш и получается геометрическим сложением этих сил (рис. 243):
Qai, ш ~ Рш ~Ь
При построении полярной диаграммы (рис. 244) колено вала
условно принимается неподвижным, цилиндр же—вращающимся
Рис. 243. Силы, действующие на шатунную шейку
с угловой скоростью, равной по величине, но противоположной по направлению угловой скорости вращения коленчатого вала.
На диаграмме точка О представляет собой центр коренной шейки, точка В — центр шатунной шейки и точка Д — центр поршневого пальца при положении поршня в в. м. т. Отрезок ОВ = г, представляющий в выбранном масштабе радиус кривошипа, условно принят неподвижным.
Из точки О произвольным радиусом ОЕ проводим вспомогательную окружность, которую делим на равное число частей (чаще всего на 24). Через точки деления из центра О проводим лучи до пересечения с окружностью, проведенной из точки В радиусом BA = I. Эти лучи представляют относительные положения осп цилиндра двигателя, а отрезки ВАЪ ВА2, ...— относи
тельные положения оси шатуна при определенных положениях
коленчатого вала.
Отложенный на продолжении линии ВО вектор DB представляет в определенном масштабе центробежную силу S2, являющуюся при постоянных оборотах коленчатого вала также постоянной величиной. Точка D — начало вектора силы S2— называется полюсом диаграммы. Чтобы геометрически сложить векторы сил Рш и перенесем условно центр шатунной шейки в точку D и отложим для какого-либо из положений шатуна (например, для <р 390°) по направлению его оси вектор ВС, представляющий в соотвстству- . ющем масштабе силу Рш. Вектор DC, являющийся геометрической суммой векторов DB = S2 н ВС = Рш, соответствует по величине и направлению искомой силе Qin.Iu.
330
Производя такие построения для всех положений кривошипношатунного механизма и соединяя полученные точки С, Сь С2, ... кривой, получаем полярную диаграмму изменения силы фШеШ.
Величина и знак силы Рт берутся из диаграммы Рш — (р.
Характер полярной диаграммы зависит от числа оборотов и нагрузки двигателя и хорошо представляет условия работы шеек коленчатого вала. Так, например, при полной нагрузке и оборотах п = п,х (см. рис. 244 и 245, а) правая верхняя часть шейки оказы-
Рис. 244. Полярная диаграмма нагрузки на шатунную шейку
вается ненагруженнон; при уменьшении оборотов и некотором увеличении давления газов (рис. 245, б) непагруженная зона передвигается. При работе автомобильных двигателей на частичных нагрузках силы давления газов уменьшаются; полярная диаграмма Для этого случая (р-= 0,5 pz пшх) представлена на рис. 245, в. Отверстие для подвода масла к шатунному подшипнику следует Делать в месте наилшньших давлений на шатунную шейку.
Характер изменения нагрузки на шатунную шейку становится более наглядным, если полярную диаграмму силы ш перестроить так, как это показано на рис. 244 для точек а, Ь, с и 14. Векторы этих точек сдвинуты по их направлениям так, что их концы касаются поверхности шатунной шейки.
381
Средние и наибольшие давления па шатунную шейку удобнее определять, если полярную диаграмму перестроить в прямоуголк них координатах (рис. 246). н у ь'
Рис. 245. Полярные диаграммы нагрузки на шатунную шейку при различных режимах работы двигателя *
Средняя ордината перестроенной диаграммы позволяет определить среднее давление на шатунную шейку:
п Qhi-Ш. ср ^11 г., о
Рт. ш. ср— j ' КГ/СМ", (71)
ш- ш. «и- ui
где F„— площадь поршня, слг;
/ш.ш — диаметр и длина рабочей части шатунной шейки, см.
Наибольшее удельное давление на шатунную шейку
О F
п — ш-ш-,,т п кГ/гм2
/'ш. ш. max— “J7» м /СЛХ .
“ni. ш *ш. ш
Величина рш. ш max Для карбюраторных двигателей изменяется в пределах 100—150 кГ!см\ достигая для некоторых V-образ-
Рнс. 246. Нагрузка на шатунную шейку в прямоугольных координатах
пых двигателей значений 180— 280 кПслг. Для дизелей Риз. гл. max = 200—350 кПсм2.
Коренные шейки. Полярные диаграммы для них строятся, так же как и для шатунных шеек, но с учетом порядка работы двигателя и кривошипной схемы коленчатого вала. При построении диаграммы считают, что силы, действующие в каждом цилиндре, воспринимаются
382
лишь двумя ближайшими опорами. При этом учитываются усилия, действующие на колена вала, расположенные в соседних с рассматриваемой коренной шейкой пролетах.
В общем случае на коренные подшипники одноцилиндрового двигателя (рис. 247) будут действовать силы.
। & р ___________________
ш о + + &
и р . р “ -
где
/^—центробежная сила частей, отнесенных- к
неуравновешенных вращающихся крайним коренным подшипникам:
Р< = тггш2 = </ма 4- тк) гм2 = S2 4-
Равнодействующая сила, действующая па крайний коренной подшипник QK, найдется геометрическим сложением этих сил.
Для левого коренного подшипника, например,
& = Р"'+ рса~+Ь‘
Для простоты построения удобнее сначала находить силу Q’K, действующую на оба коренных подшипника (см. рис. 247):
где Р,'ц — сила, равная и параллельная силе Рш. Сила QK находится затем из равенства Qk—
Полярная диаграмма для этого случая представлена на рис. 248, на которой точка DY является полюсом диаграммы. Эта же диаграмма может применяться и для определения дав-
Рис. 247. Силы, действующие на коренные подшипники:
Ленин на шатунную шейку при ус-
ловии, что полюсом диаграммы будет точка D, а не D,. Рассмотрим построение полярной диаграммы давления на четвертый коренной подшипник двигателя типа ЗИЛ-161 (рис. 249). Этот
подшипник во время работы является наиболее нагруженным, так как он расположен между кривошипами, направленными в одну сторону (см. рис. 277). При порядке работы двигателя /, 5, 3. 6, 4 сдвиг рабочих процессов в третьем и четвертом цилиндрах составляет 360°. Исходя из этого, вектор давления па четвертый
коренной подшипник определится геометрическим сложением векторов усилий, передаваемых на этот подшипник от третьего и чет-
383
вертого цилиндров (см. рис. 248):
Qk? — Qu? а _|_ b — (QK? 4- QkV(? 4- 360’)) »
гДе Ф — угол поворота коленчатого вала, считая по тре-
тьему цилиндру;
Qkq> — суммарное усилие от третьего и четвертого цилиндров, передаваемое на третий, четвертый и пятый коренные подшипники;
“ усилие от третьего цилиндра, передаваемое на третий и четвертый коренные подшипники.
^МФ-гЗсо) “ усилие от четвертою цилиндра, передаваемое на четвертый и пятый коренные подшипники.
Из полученной указанным путем диаграммы следует, что во время работы нагружается лишь небольшая часть поверхности под
J0
дпа-
приводит
подтипа
Рис. 249. Полярная грамма нагрузки на четвертый коренной шипник двигателя
ЗИЛ-164
э
/"А ,
n'v ь
Рис 248 Полярная диаграмма нагрузки на крайние коренные подшипники
шипника (участок ab). Такое распределение нагрузки к неравномерному износу шейки и подшипника.
Аналогичное построение может применяться при определении давлении на третий коренной подшипник пятпопорного плоского коленчатого вала чстырехцилиндрового двигателя (М-21, КД-35, Д-54 и др.).
38-1
Рис. 250. Нагрузка на коренной подшипник в прямоугольных координатах:
Среднее и максимальное давления на коренные подшипники, так же как и аналогичные давления на шатунные шейки, удобнее определять при помощи полярной диаграммы, перестроенной в прямоугольных координатах (рис. 250). Эти давления при прочих равных условиях зависят от формы коленчатого вала и величины противовесов. Влияние противовесов на характер распределения нагрузки, а также на величину максимального и среднего давлений на рассматриваемые коренные подшипники и шейку можно определить при помощи диаграмм рис. 249 и 250. При наличии на коленчатом валу противовесов полюс диаграммы Z?i будет смещаться вверх на величину суммарной центробежной силы SPIip, развиваемой противовесами.
С увеличением силы SPnp, т. с. с увеличением массы противовесов (при неизменном расстоянии центра тяжести противовеса от оси вращения), максимальные и средние давления на коренной шипник уменьшаются рис. 250). Из рис. кроме того, следует, с увеличением массы
под-(см. 249, что
про-
тивовесов нагрузка па коренные подшипники рас-п редел яется по бол ьшей площади a'b’~^> ab).
1 — без противовесов; 2 — с противовесами, развивающими центробежную силу 2РП[. 3 — с противовесами. развивающими центробежную силу 2Р„р
Поскольку силы Рс и SPnp пропорциональны квадрату числа оборотов коленчатого вала, расчет противовесов ведут для наиболее часто встречающихся скоростных режимов работы двигателя. Кроме того, при проектировании противовесов учитывается, что при постановке противовесов частота собственных крутильных колебаний коленчатого вала уменьшается.
При построении полярной диаграммы давлений на второй и шестой коренные подшипники двигателя типа ЗИЛ-164 учитывается, что второе и пятое колена вала отстают от первого и шестого колен на 120°, а процессы во втором и пятом цилиндрах опережают процессы в первом и шестом цилиндрах на 240°.
Примерная(поляриая диаграмма давления на второй коренной подшипник рассматриваемого коленчатого вала приведена на рис. 251.
Точки 0, 1, 2, 23 на этой диаграмме представляют собой
концы векторов QK для значении 0°, 30°, 60°, ..., 690°.
Для получения полярных диаграмм нагрузок на коренные шейки следует повернуть полярные диаграммы нагрузок на соот
13 Зак 287
385
ветствующие коренные подшипники относительно неподвижных колен вала на 180°.
Pirc. 251. Полярная диаграмма нагрузки на второй коренной подшипник двигателя типа ЗИЛ-164
При построении полярных диаграмм давлений на шатунные и коренные подшипники двигателя с V-образным расположением цилиндров удобнее сначала построить эти диаграммы относительно
Рис. 252. Определение нагрузки на шатунную шейку V-образного двигателя
неподвижной оси цилиндра, а затем уже перестроить их относительно неподвижного (условно) радиуса кривошипа. На рис. 252 представлено определение равнодействующей давлении Qtll. ш на шатунную шейку при повороте коленчатого вала на угол q. Вектор при
386
этом составляет с направлением оси кривошипа угол а. Произведя такие построения 191 для различных положений коленчатого вала
и соединяя концы векторов ш кривой, получают полярную диаграмму давлений на шатунную шейку относительно неподвижной оси цилиндра (рис. 253). Чтобы построить теперь полярную диаграмма относительно неподвижной (условно) оси кривошипа, необхо
димо полученные векторы Q 4 отложить в соответствующем направлении из центра неподвижной (условно) шатунной шейки (точка D на рис. 251). Полученная таким построением полярная диаграмма давлений на шатунную шейку относительно неподвижной оси кривошипа представлена па рис. 254.
Рис. 254. Полярная диаграмма нагрузки на шатунную шейку V-образного двигателя относительно неподвижной оси кривошипа
Рис. 253 Полярная диаграмма нагрузки па шатунную шейку V-образного двигателя относительно неподвижной оси цилиндра
Полярные диаграммы давлений на коренные подшипники и шейки коленчатых валов V-образных двигателей строятся аналогичным образом.
При помощи полярной диаграммы давлений можно построить Диаграмму предполагаемого износа шейки.
Одни из способов построения такой диаграммы, в предположении, что износ шейки пропорционален нагружающим се силам, приводится ниже. Способ основан на допущении, что действие силы,
13*
387
нагружающей в данный момент шейку, распространяется но ее поверхности в обе стороны от точки приложения на 60°.
Из центра О произвольным радиусом ОА = гА чертится окружность, представляющая в соответствующем масштабе окружность шейки (рис. 255, а). Эта окружность делится на равное число частей (например па 24). От точки А на продолжении радиуса в определенном масштабе откладываются величины ЛЛ1 = С1, ЛР42 = QJ /42Л3 = Q3, ... , полученные из полярной диаграммы. Из центра б через точки А1г Аг, А3, ... проводятся окружности. Точки прнложе-
Рис. 255. Построение диаграммы износа шейки
ния сил Q1Ik lu0, Qin. И11, Q(II> ю2, QUJ' m3, ... откладываются на соответствую
щих окружностях, и полоски между дугами, расположенные под углом 60° вправо и влево от радиусов, проходящих через эти точки, штрихуются. -
От новой окружности (рис. 255, б) в значительно уменьшенном масштабе на каждом радиусе по направлению к центру откладывают суммарную толщину заштрихованных полосок. Кривая, соединяющая полученные точки, и будет диаграммой износа, характеризующей будущий износ шейки.
Диаграмму износа шатунной шейки V-образного двигателя при расположенных рядом шатунах следует строить отдельно для левой и правой половин шатунной шейки.
ГЛАВА XXXI
УРАВНОВЕШИВАНИЕ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
§ 140. Общие положения
Силы, возникающие при работе автомобильных и тракторных двигателей, можно разделить на два вида:
а) неуравновешенные и
б) уравновешенные.
Уравновешенными силами называют силы, равнодействующая которых равна нулю и которые при их суммировании не дают свободного момента. К таким силам относятся силы давления газов в цилиндре двигателя и силы трения.
К неуравновешенным силам относятся силы, которые передаются на опоры двигателя, а именно:
1) вес двигателя,
2) реакции выпускных газов и движущихся жидкостей,
3) центробежные силы инерции вращающихся масс двигателя,
4) силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс двигателя,
5) касательные силы инерции вращающихся масс, возникающие вследствие непостоянной угловой скорости вращения коленчатого вала.
Во всех автомобильных и тракторных поршневых двигателях имеет место также переменный реактивный момент Л1/?, при любом положении коленчатого вала равный по величине, но противоположный по направлению крутящему моменту Л1 двигателя. В обычных автомобильных и тракторных двигателях реактивный момент уравновесить невозможно и во время работы он всегда передается на раму автомобиля или трактора.
Неуравновешенные силы, переменные по величине и направлению, могут вызвать вибрации как двигателя, так и всего автомобиля или трактора, причем наибольшие сотрясения вызываются силами инерции вращающихся и поступательно движущихся масс двигателя.
С увеличением равномерности крутящего момента двигателя (а следовательно, и реактивного момента) вибрации двигателя, зависящие от реактивного момента, уменьшаются.
Неуравновешенные силы, постоянные по величине и направлению, вибраций двигателя не вызывают.
Вибрацш/двигателя при недостаточной жесткости его деталей могут возникнуть также под действием переменных сил давления газов. Эти вибрации устраняются увеличением жесткости деталей Двигателя. Для устранения отрицательных последствии, связанных с наличием вибраций, двигатель должен быть динамически уравновешен .
389
Динамическое уравновешивание, или просто уравновешивание, двигателя заключается в создании такой системы сил, в которой равнодействующие силы и их моменты постоянны по величине и направлению или равны нулю.
Уравновешивание современных автомобильных и тракторных двигателей можно осуществить двумя способами:
1) расположением определенным образом цилиндров и выбором такой кривошипной схемы коленчатого вала, чтобы переменные
Рис. 256 Динамически уравновешенная система
силы инерции и их моменты взаимно уравновешивались;
2) созданием с помощью дополнительных масс (противовесов) новых сил, в любой момент времени равных по величине, но противоположных но направлению основным уравновешиваемым силам.
Очень часто оба эти способа применяются одновременно.
В уравновешенном двигате ге при установившемся режиме работы силы и моменты сил, передаваемые на его опоры, постоянны по величине и направлению или равны нулю.
Ниже рассматриваются способы уравновешивания лишь наиболее значительных сил и их мо-
ментов, к числу которых относятся:
PjV — гармонически изменяющаяся сила инерции первого порядка от возвратно-поступательно движущихся масс;
Ру-2 — гармонически изменяющаяся сила инерции второго порядка от возвратно-поступательно движущихся масс;
Рс — центробежная сила инерции неуравновешенных вращающихся масс;
Му — свободный момент от сил инерции первого порядка;
М2 — свободный момент от сил инерции второго порядка;
Л4С— свободный момент от сил инерции вращающихся масс.
Особенно значительные вибрации могут вызываться неравномерным реактивным моментом А/,? и гармонически изменяющимися силами инерции Рл, Р}2 и их моментами /Wj, М2 при резонансе, т. е. в случае, если частоты этих сил или моментов становятся равными частоте собственных колебаний двигателя на опорах.
При учете только приведенных выше сил и моментов условия уравновешенности двигателя имеют вид:
Х^д = 0. = О, ГРС = О;
v/W1 = 0, ^М. = 0, V/Wc=0.
390
Постоянные по величине (при со = const), ио переменные по направлению силы инерции вращающихся масс Рс могут вызвать сильные вибрации двигателя.
Для обеспечения динамической уравновешенности равнодействующая центробежных сил инерции Рпр масс противовесов т' и т" и центробежная сила инерции Рс массы тг должны быть равны и прямо противоположны друг другу по направлению (рис. 256).
В одноцилиндровых двигателях силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс первого Р j и второго Р}2 порядков могу г быть полностью уравновешены путем установки противовесов на дополнительных валах.
В многоцилиндровых однорядных двигателях силы Ру1 и Pj2 девствуют в одной плоскости, параллельны друг другу и могут быть приведены к одной силе в одному моменту. В зависимости от числа цилиндров и формы коленчатого вала эти силы и моменты могут быть полностью или частично уравновешены. При полном уравновешивании равнодействующая сила и равнодействующий момент равны нулю; при частичном уравновешивании уравновешиваются силы н моменты отдельных порядков.
§ 141. Уравновешивание одноцилиндрового двигателя
Полное или частичное уравновешивание одноцилиндрового двигателя может быть достигнуто только с помощью противовесов.
Для уравновешивания силы инерции первого порядка PJt на продолжении щек коленчатою вала устанавливаются два противовеса с общей массой тх (рис. 257), центры тяжести которых расположены па расстоянии р от оси коленчатого вала. Величины тх и р подбираются так, чтобы вертикальная составляющая центробежной силы этой массы при любом положении коленчатого вала была равна по величине силе Ру], но противоположна ей по направлению: Р t = — Sv или
WTd)2 COS (р = /Пх()(и2 cos (р.
Одновременно с этим будет действовать горизонтальная составляющая S;, силы 5: 5Л = nijfporsin ср.
Таким образом, установка противовесов /пх лишь переносит действие силы из вертикальной плоскости в горизонтальную и, следовательно, уравновесить эгу силу при помощи противовесов, установленных на продолжении щек коленчатого
1 ис. 257. Уравновешивание одноцилиндрового двигателя
391
вала, нельзя. Нельзя также уравновесить этим способом и силу инерции второго порядка.
Полное уравновешивание сил инерции первого и второго порядков может быть достигнуто лишь при помощи метода дополнительных валов с противовесами (метод Ланчестера).
Для уравновешивания силы инерции первого порядка Р , на дополнительных валах 0L и 0а (рис. 258), приводимых в движение
$хи
Рис. 258. Уравновешивание одноцилиндрового двигателя с помощью дополнительных валов с противовесами
от коленчатого вала при помощи соответствующих зубчатых передач и располагаемых симметрично относительно оси цилиндра, устанавливаются два противовеса. Противовесы вращаются в разные стороны, но с той же угловой скоростью to, что и коленчатый вал. Их укрепляют на валах таким образом, чтобы равнодействующая центробежных сил действовала в плоскости, проходящей через ось цилиндра, и при положении поршня в в. м. т. была направлена вниз. Па рис. 258 привод дополнительных валов и О2 осуществляется при помощи шестерни /, сидящей на коленчатом валу, промежуточной шестерни 2 и шестерен 4 и 5, насаженных на валах Ок и 02-
392
Масса каждого из противовесов тх должна быть такой, чтобы развиваемая им центробежная сила Sx была равна половине наибольшего значения силы Рл:
или
шЛрЛ(о2 = — ~ W2, Ал
где рх — расстояние центра тяжести противовеса от оси вращения.
Следовательно, при рх = г масса каждого из противовесов равна половине массы поступательно движущихся частей. При повороте коленчатого вала на угол ф равнодействующая вертикальных составляющих сил Sv будет точно равна по величине и прямо противоположна по направлению силе Pzl:
— 25ли = Рji
пли
— 2/Нд.рдЛо2 cos ф = тгаг cos ф.
Горизонтальные составляющие сил Sv всегда равны друг другу по величине, по противоположны по направлению и, следовательно, всегда взаимно уравновешиваются.
Сила инерции второго порядка Р,2 может быть уравновешена аналогичным методом, т. е. установкой противовесов на валах 03 и 04, приводимых в движение при помощи шестерен 3 и 6 (см. рис. 258) и вращающихся в разные стороны с удвоенной угловой скоростью 2 со. В этом случае масса каждого из противовесов ту и расстояние ее центра тяжести от оси соответствующего валару должны быть таковы, чтобы обеспечивалось равенство
— mypv (2(d)2 = у Pj2 пт — У /ИГ(»)2Х,
— wvpv = -g- mrK.
При повороте коленчатого вала на угол ф имеем
2SyV =---Р
так как
2Sy cos 2ф = 2туру (2(d)2 cos 2ф = 2 • у tnrk (2(d)2 cos 2ф =
/ = — r?zro)2X cos 2ф = — Pj2t кроме того,
Syfl = 2Sy sin 2ф = — S’ft, т- e. горизонтальные составляющие силы Sv взаимно уравновешиваются.
393
Метод дополнительных палов с противовесами 'применяется, в частности, для уравновешивания сил инерции первого порядка
Рис. 259. Уравновешивание центробежной силы Рс
в одноцилиндровых дизелях Д-14 и Д-20.
Центробежная сила вращающихся масс Рс может быть полностью уравновешена установкой двух одинаковых противовесов на продолжении щек коленчатого вала (рис. 259). Масса каждого из противовесов находится из уравнения 2rn.p.(i)2 = тгг(хг,
где р; — расстояние центра тяжести противовеса от оси коленчатого вала.
Очень часто противовесы на продолжении щек коленчатого вала одноцилиндрового двигателя устанавливают таким образом, чтобы сила Рс была
уравновешена полностью, а это уменьшает износ коренных подшипников.
§ 142. Уравновешивание двухцилиндровых двигателей
В настоящее время двухцилиндровые двигатели выполняются по четырем схемам. Применяемый для всех схем порядок работы — 1,2.
1. Двухцилиндровый одноряд
ный двигатель с кривошипами, направленными в одну сторону. Схема такого двигателя (рис. 260) применяется .лишь для четырехтактных двигателей. Схема обеспечивает равные промежутки времени между вспышками (360 ). Недостатком ее является повышенная нагрузка на коренные подшипники, так как силы инерции возвратно
Рис. 2G0. Схема двухцилиндрового двигателя с кривошипами, направленными в одну сторону
поступательно движущихся масс и неуравновешенных вращающихся масс увеличиваются в два раза.
Принимая веса поршней и шатунов для обоих цилиндров одинаковыми, получаем для каждого из них равные силы Рд, PJZ, Рс. Равнодействующие этих сил приложены к середине коленчатого вала и соответственно равны:
У Рд = 2щг(о2 cos ф, У PJ2 = 2/пг<в2Х cos 2ф, У Рг = 2тггы~.
(72)
394
Уравновешивание таких двигателей может быть достигнуто темп же методами, что и одноцилиндрового двигателя.
2. Двухцилиндровый рядный двигатель с кривошипами под углом 180 . При этой схеме (рнс. 261), применяемой как для двухтактных, так и для четырехтактных двигателей, достигается более удовлетворительная, чем в предыдущем случае, уравновешенность.
Для двухтактных двигателей схема обеспечивает одинаковые (180 ) промежутки времени между вспйшками. При применении
Рис. 261. Уравновешивание двухцилиндрового двигателя с кривошипами, расположенными под углом 180
такой схемы для четырехтактных двигателей правильное чередование вспышек обеспечено быть не может (вспышки совершаются то через 180 , то через 540 ), так как для чередования вспышек через одинаковые промежутки времени в четырехтактном рядном двигателе с числом цилиндров / необходимо, чтобы угол между вспышками (720 t) был равен углу между кривошипами 6.
В рассматриваемом двигателе проекции сил инерции первого порядка на ось уу при любом положении коленчатого вала дают равнодействующую, равную нулю:
У Р71 = /ипо2 cos ср 4-//zrco2 cos (180 -f- Ф)=
Силы инерции второго порядка Р )Z обоих цилиндров всегда имеют взаимно одинаковое направление и поэтому не уравповешн-
395
ваются, а дают свободную силу:
£ Р/2 = zzzrco2X cos 2<р -]- тгш2Л cos 2 (180 ' ф) или
2- Pjz = Ятги2}, cos 2<р. (73)
Эта сила действует по оси, параллельной осям цилиндров и проходящей через середину коленчатого вала, и может быть уравновешена только при помощи противовесов, установленных на дополнительных валах.
Равнодействующая проекций центробежных сил Рс равна нулю:
У Рс=тгг&2 — гпгго)2 = 0.
Силы инерции первого порядка дают свободный момент, действующий в плоскости, проходящей через оси цилиндров.
Установкой противовесов па продолжении щек коленчатого вала действие момента = Р^а можно полностью или частично перенести из плоскости, проходящей через осп цилиндров, в плоскость, перпендикулярную этим осям.
В дальнейшем эти плоскости будем называть вертикальной и горизонтальной плоскостями.
При переносе действия момента из вертикальной плоскости в горизонтальную масса каждого противовеса гпх, расположенная на продолжении крайних щек на расстоянии рх от оси коленчатого вала, определяется из уравнения
= A-f J cos(p или
жи2 cos ф • а = тЛрЛсо2 cos ф • Ь,
Г(1
<74)
здесь AfJ — уравновешивающий момент, действующий во вращающейся плоскости колен вала;
Afjcos ф — составляющая момента действующая в вертикальной плоскости.
В горизонтальной плоскости при этом действует свободный момент
М, sin ф = /пЛ.рж«2 sin ф • Ь.
Величина момента от сил инерции второго порядка равна нулю: М2 = 0.
Величина момента от центробежных сил инерции, действующего во вращающейся плоскости колен вала,
Мс — Рса = тггы2а. (75)
Этот момент может быть полностью уравновешен установкой противовесов с массой т, на продолжение щек коленчатого вала.
396
Масса пи, расположенная на расстоянии р, от оси коленчатого вала, определяется аналогично предыдущему:
тггм-а = пг-рла2Ь,
• *14 >
откуда
пи = тг
(76)
3. Двухцилиндровый двигатель с противоположным расположением цилиндров и кривошипами под углом 180°. Четырехтактные двигатели такого типа устанавливаются главным образом на малолитражных автомобилях и мотоциклах.
Рис. 262. Уравновешивание двухцилиндрового двигателя с кривошипами под углом 180° и цилиндрами, расположенными по обе стороны коленчатого вала
Изображенная на рис. 262 схема дает равномерное чередование вспышек (через 360°).
Для каждого из цилиндров силы инерции первого порядка PJlt второго порядка PJ2, а также центробежные силы инерции Рс, при любом положении коленчатою вала соответственно равны Друг другу, но направлены противоположно, поэтому
vp t = mrco2cosф cos0'-(-шток cos ф cos 180 =0,
V pj2 = гпгы^ cos 2ф cos 0 -ь ШГСО2 X cos 2ф cos 180° = 0,
V Р — Л- тггм- — тггы2 — 0.
Свободные моменты от этих сил Му = тгы~ cos ф-а, М 2 = шг<о2Х cos 2ф • а, Мс = тгг(л- • а.
(77)
Полное уравновешивание моментов и Л12 возможно лишь с помощью противовесов, установленных на дополнительных валах.
397
Момент Л1, установкой двух противовесов с массой тг на продолжении щек коленчатою вала уравновешивается полностью.
. Расстояние между осями* цилиндров а, входящее в формулы (77), в двухцилиндровых двигателях с противоположным расположением цилиндров может быть меньшим, чем в двухцилиндровых однорядных двигателях с кривошипами под углом 180° (см. рис. 261) так как оно в первых двигателях зависит не от диаметра цилиндра’ а от конструкции коленчатого вала. Двигатели с противоположным расположением цилиндров обладают большей уравновешенностью чем двигатели, схема которых изображена на рис. 261, так как
Рис. 263. Уравновешивание двухцилиндрового V-образного двигателя с углом развала у = 90'
свободная равнодействующая сил инерции второго порядка вызывает в последних большие вибрации, чем свободный момент в двигателях с противоположным расположен нем цилиндров.
4. Двухцилиндровый V-образный двигатель с общим кривошипом. Обычно в двухцилиндровых V-образных двигателях угол между осями цилиндров, или угол развала цилиндров, у — 90 (рис. 263). В этом случае промежуток между вспышками равен для четырехтактных двигателей 450°—270 и 90°—270 ’ — для двухтактных двигателей.
Рассмотрим уравновешивание сил инерции первого порядка:
Р/1л=.ЩГ<02СОЬф,
Р/т = л?гсо2 cos (270° 4- ср) = тго)2 cos (90° — (р) — /лгео2 sin ср,
ХРУ1 = 1
398
или после преобразований
/?! = П1ГМ2.
(78)
N гол <z между направлениями силы Rt и осью левого цилиндра ОЛ определяется из уравнения
Рj 1л COS ОС,
откуда
соьа =
Ру11 _ тг сда cos ф /?1 тгы-
= COsqp,
т. е. а —ф.
Таким образом, сила Rt постоянна по величине и всегда направлена по радиусу кривошипа, а потому может быть полностью уравновешена при помощи двух противовесов, установленных на продол
жении щек коленчатого вала.
Масса противовесов определяется из уравнения
тгм2 — 2rnxpx(i)2,
откуда
тх = т
(79)
где/лЛ— масса каждого противовеса;
рЛ — расстояние центра тяжести массы тх до осн коленчатого вала.
Полученные зависимости справедливы при условии, что оси правого и левого цилиндров находятся в одной плоскости (например, при вильчатых пли прицепных шатунах).
В \-образных автомобильных и тракторных двигателях обычно применяют шатуны, расположенные на одной шейке рядом (рпс. 264). Вследствие этого оси цилиндров находятся в разных плоскостях и на двигатель действует дополнительный момент
^М1=гпги)2 . (80)
Момент ДА1| действует во вращающейся плоскости С — С, перпендикулярной плоскости колена, и вследствие его незначительности обычно не учитывается.
Силы инерции второго порядка
2J — tn но2л cos 2<р, 1 (81)
Р/2Л=гпг(л2К cos 2 (90° — <р) = — шг(оЧ cos 2<р.J
Равнодействующая этих сил
v р;2 = , о тга-к cos 2<p = R,.
(82)
399
Поскольку силы Ру2л и PJ2ll всегда равны по абсолютной величине и противоположны по знаку, их равнодействующая R2 действует всегда по горизонтали, причем при значениях <р = 0—45°, <р = 135—225 и <р = 315 — 360 она направлена влево, а при значениях Ф = 45— 135° и ф = 225 — 315° — вправо [см. (82) и график ускорений /2 на рис. 2281.
Сила R2 может быть уравновешена только при помощи противовесов, установленных на двух дополнительных валах, вращающихся в разные стороны с угловой скоростью, равной удвоенной угловой скорости коленчатого вала.
Рис. 264. Определение дополнительного момента AAfj
Чтобы не усложнять конструкцию двигателя, сила £Pj2 обычно не уравновешивается.
Равнодействующую центробежных сил инерции Рс == тггы2 можно уравновесить полностью при помощи противовесов, установленных на продолжении щек коленчатого вала.
Здесь тг = /пк + т2л + т2п — масса неуравновешенной части колена вала и нижних частей левого и правого шатунов.
Моменты Л11? М2, Мс равны нулю по причине, рассмотренной выше.
Если угол развала цилиндров у = 180' (рис. 265), то неуравновешенными силами будут силы инерции первого порядка:
У Pji = 2т г со- cos ф, силы же инерции второго порядка взаимно уравновешиваются: у PJ2=0.
В отношении силы Рс и моментов Mlt М2 и Л1с все сказанное выше остается без изменения.
•100
Только схема V-образного двухцилиндрового двигателя с углом развала цилиндров у — 90 позволяет уравновесить равнодействующую сил инерции первого порядка путем установки противовесов
Рис. 2G5. Уравновешивание двухцилиндрового двигателя с противоположным расположением цилиндров и общим кривошипом
па продолжении щек коленчатого вала, поэта схема не обеспечивает равномерного чередования вспышек пи для двухтактных, ни для четырехтактных двигателей.
§ 143. Уравновешивание трехцилиндрового двигателя с кривошипами под углом 120
Схема такого двигателя, применяющаяся как для четырехтактных, так и для двухтактных двигателей, изображена на рис. 266. Для четырехтактных двигателей эта схема обеспечивает чередование вспышек через 240° при порядке работы 1, 2, 3 и через 120е для двухтактных двигателей при порядке работы 1, 3, 2.
Силы инерции первого и второго порядка, а также центробежные силы в этом двигателе взаимно уравновешиваются:
Свободные моменты от сил инерции и Ру2:
Д11 = тгм-а (1,5 cos ф — 0,866 sin ф), (83)
М2 = тгы2)ш (1,5 cos 2ф + 0,866 sin 2ф). (84)
Эти уравнения могут быть получены путем составления уравнений моментов от сил Р t и PJ2 относительно какой-либо осиЛД, перпендикулярной плоскости, проходящей через оси цилиндров.
Моменты ML и М2 действуют в плоскости, проходящей через осн цилиндров.
Полное уравновешивание свободных моментов Му и М2 может быть достигнуто лршь при помощи противовесов, установленных на дополнительных валах.
Чтобы не усложнять конструкцию двигателя, моменты и Л12 в трехцилнндровых двигателях обычно не уравновешивают.
Величину суммарного момента Мс и расположение плоскости его действия можно определить геометрическим сложением векто-
401
ров моментов от сил Pf, действующих Этот момент Л4Г = 1,732 Р.а действует
* J
плоскостях
кривошипов
плоскости
во вращающейся
Рис. 266. Уравновешивание трех цилиндрового двигателя
в
опережающей плоскость первого кривошипа на угол 30 Установкой в этой плоскости противовесов на продолжении щек коленчатого вала (см. рис. 266) момент Мг может быть уравновешен полностью.
§ 144. Уравновешивание четырехцилиндровых двигателей
Из всех возможных схем четырехцилиндровых однорядных двигателей наибольшее распространение в настоящее время получили две схемы: схема с плоским валом (рис. 267, и) и схема с кривошипами, расположенными под углом 90 (рис. 267, б). По первой
102
Рис. 267. Схемы валов чстырехцплиндровых двигателей:
а — плоского, б — крестообразного
схеме выполняются все четырехтактные четырехцилиндровые двигатели. для которых, кроме хорошей уравновешенности, эта схема при порядке работы 1, 2, 4, 3 или 1, 3, 4, 2 обеспечивает равномерное чередование вспышек (через 180 ). Вторая схема применяется для двухтактных двигателей и при порядке работы 1, 3, 4, 2 обеспечивает для них также равномерное чередование вспышек (через 90е).
Кроме однорядных четырехцилиндровых двигателей, применяются четырехцилиндровые двигатели с кривошипами под 180 и цилиндрами, расположенными по обе стороны коленчатого вала (оппозитные двигатели), и V-образные чстырехцилиндровые двигатели.
]. Четырехцилиндровый однорядный двигатель с кривошипами, расположенными под углом 180 . Силы инерции первого порядка в гаком двигателе (рис. 26Ь) взаимно уравновешиваются:
У Рл = 2/nrco- cos ф + -}- 2/лго)2 cos (180 4 ф)=-0.
Центробежные силы вращающихся масс также взаимно уравновешиваются:
У Рс = 4- 2тггм- — 2тгг(£>~ — 0.
Силы инерции второго порядка при любом положении коленчатого вала равны между собой и имеют одинаковое направление. Равнодействующая этих сил
У Р;2 = 4шгб)2Л cos 2ф. (85)
Эта сила может быть уравновешена только методом дополнительных валов с противовесами.
Моменты от сил инерции первого и второго порядков, а также от центробежных сил инерции, как это ясно видно из чертежа (см. рис. 268), равны нулю: /РЦ = 0; Af2 — 0; Ме ~ 0.
Двигатели МЗМА-407, а также некоторые другие имеют коленчатые валы с противовесами (рис. 269, «).
Противовесы устанавливают для разгрузки коренных подшипников от действия местных центробежных сил Рс. Масса каждого противовеса определяется из условия полного или частичного уравновешивания силы Рс каждого колена вала.
На многих двигателях вместо трехопорных валов устанавливаются четырех- и пятиопорные валы. Так, например, четырехопорный вал с противовесами (рис. 269, б) устанавливается на двигателе автомобиля «Победа». Этот вал имеет шесть противовесов, установленных на продолжении щек коленчатого вала, и один
403
центральный противовес, объединенный в одно целое с двумя сред ними щеками. Я
Пятиопорные валы с противовесами (рис. 269, в) имеют главным
образом четырехтактные дизели. В карбюраторных двигателях
Рис. 268. Уравновешивание четырехцилиндрового двигателя с плоским валом
пятиопорные валы встречаются сравнительно редко (двигатель М-21 автомобиля «Волга»).
2. Четырехцилиндровый однорядный двигатель с кривошипами, расположенными под углом 90е. В случае расположения кривошипов под углом 90° (рис. 270), применяемого главным образом в двухтакт-
Рис. 269. Схемы плоских коленчатых валов с противовесами:
а — трехопорного. б — четыэехопорного. в — пятнопорного с восемью протнво! есамн, г — пятнопорного с четырьмя протпво весами
пых двигателях, обеспечивается полная уравновешенность двигателя при наличии противовесов на дополнительных валах и на продолжении щек коленчатого вала.
Все силы инерции в таком двигателе взаимно уравновешиваются:
2£Рл = 0, 2£Р,2=О, ?Р,=0.
404
Составляя уравнение моментов от сил инерции первого порядка относительно оси 00 (см. рис. 270), после преобразований получаем
= тг со2а (3 cos <р — sin <р). (86)
Наибольшее значение этого момента (Л11тах = 3,162 гпгы-а) имеет место при положениях коленчатого вала, определяемых углами Фи — 161 34 и <pvo = 341е34 .
4
Рис. 270. Уравновешивание четырехиплиидровото двигателя с крестообразным 1 валом
В двпгателя^грузовых автомобилей ЯАЗ-204 св^одный^ент Alt практически полностью уравновешивается р • 9 попол-
противовесов, устанавливаемых на распределите.
нителыюм 8 валах (рис. 271).
405
Привод валов 2 и 8, вращающихся с той же угловой скоростью ю, что и коленчатый вал, но в разные стороны, осуществляет^ при помощи шестерен 10, 9, 6 и 4, W
Противовесы 5 и 7, расположенные со стороны маховика составляют одно целое с шестернями 4 и 6. ’ |
Противовесы устанавливаются так, что при положении поршня первого цилиндра в в. м. т. плоскости противовесов 1—5 и //—/ составляют с вертикальной плоскостью угол 18 26х, вследствие чего
Рис. 271. Уравновешивание двигателя Я АЗ-204
при повороте первого колена вала на угол 341°34' (когда — Ailmax) центробежные силы противовесов будут действовать в двух плоскостях, параллельных плоскости действия момента и проходящих через оси дополнительных валов, создавая при этом максимальный уравновешивающий момент
1 ур. пах — М 1 шах-
Центробежные силы инерции Рс; । и Рс- 4 вращающихся масс (см. рис. 270) дают свободный момент Л1Г, пч» действующий во вращающейся плоскости первого и четвертого кривошипов
А1С; и i — Pc ‘3а = 3тггы2а.
406
Подобно этому , СИЛЫ Рс- 2 и Рс 3 дают свободный момент М •, з» действующий в плоскости второго и третьего кривошипов, /Ие; 2: 3 = Pf в = тггсй~а.
Величина результирующего момента Мс и плоскость его действия С — С определяются геометрическим суммированием векторов моментов Л1с;1;4 И Л1П2;3 (рис. 272):
[ Мс = J 1,4-ЬШ, 2; 3 = 1 1 о Рс а.
Плоскость действия момента Мс вращается с угловой скоростью коленчатого вала со и составляет с плоскостью первого—четвертого
кривошипов угол 18 26'.
Рис. 272. Определение величины и плоскости действия момента Мс двигателя ЯАЗ-204
Рис. 273. Уравновешивание оппозитного четырехиилиндрового двигателя: первый и третий цилиндры расположены с одной стороны коленчатого вала, второй и четвертый — с другой его стороны
Результирующий момент Л1с может быть полностью уравновешен при помощи противовесов, расположенных па коленчатом валу под углом 18 26' к плоскости первого и четвертого колен.
В двигателях автомобилей ЯАЗ-204 эти противовесы устанавливаются на продолжении щек первого и четвертого кривошипов коленчатого вала (см. рис. 270) так, что уравновешивающий момент М'с действует в той же плоскости, что и момент Мг.
3. Четырехцнлиндровый оппозитный двигатель с кривошипами под 180°. В двигателях с расположением цилиндров согласно схеме, изображенной на рис. 273, при порядке работы 1, 4, 2, 3 или I, 3, 2, 4 происходит равномерное чередование вспышек.
Силы инерции первого и второго порядков в таких двигателях, з также центробежные силы инерции для цилиндров первого — второго н третьего — четвертого при любом положении коленчатого вала соответственно равны, по направлены в противоположные
407
стороны, а потому взаимно уравновешиваются:
1^1 = 0, VP/2 = O, vpf==0.
Моменты от сил инерции первого порядка и центробежных ст инерции также взаимно уравновешиваются: Mt = 0, Л! = 0.
Силы инерции второго порядка дают свободный момент, действующий в плоскости, проходящей через оси цилиндров:
Л12 = 2/nr(i)2k cos 2ф • а.
Момент Л12 может быть уравновешен методом дополнительных валов.
Двигатели, у которых по одну сторону коленчатого вала расположены первый и четвертый и по другую — второй и третий ци-
Рис. 274. Уравновешивание оппозитного четырехцилиндрового двигателя: первый и четвертый цилиндры расположены с одной стороны коленчатого вала, второй и третий — с другой его стороны
линдры (рис. 274), вследствие невозможности обеспечить равномерное чередование вспышек не применяются, хотя эти двигатели и являются полностью уравновешенными.
4. Четырехцилиндровый V-образный двигатель с углом развала цилиндро'в у = 90° и кривошипами,
расположенными под^глом 6= 180\ V-образпое расположение цилиндров с углом развала у = 90° и кривошипами под углом 6 = = 180° (рис. 275) применяется главным образом для двухтактных двигателей, для которых при
порядке работы 1, 2, 3, 4 в этом случае обеспечивается равномерное чередование вспышек с интервалом 90°. Для четырехтактных серийных двигателей! такое расположение цилиндров и кривошипов
не применяется вследствие неравномерного чередования вспышек. В этом двигателе силы инерции первого порядка и центробежные
силы взаимно уравновешиваются:
1^1 = 0, 1’Рс = 0.
Силы инерции второго порядка не уравновешены: У! Pj2 = 2)2 tnr со2/. cos 2qp.
(87)
Эти силы могут быть уравновешены установкой противовесов на двух вращающихся в разные стороны с угловой скоростью 2(о дополнительных валах.
408
Рис. 275. Уравновешивание четырехцплипд-рового V-образного двигателя (у = 90°, б = 1Ъ0°)
Как показала практика, неуравновешенные силы значительных вибраций двигателя и шасси не вызывают.
Силы инерции первого порядка и центробежные силы дают свободные моменты Л1А и Л1С, действующие во вращающейся плоскости кривошипов:
= тгм'а,
~ (гн* + 2,?/г) ГЬ)2°-
Эти моменты могут быть уравновешены установкой противовесов на продолжении щек коленчатого вала.
Момент сил инерции второго порядка равен нулю: Л12 = 0.
5. Четырехцилиндровый V-образный двигатель с углом развала цилиндров у = 90 и кривошипами, расположенными под углом 6 = 90 . Схема двигателя приведена на рис. 276.
При порядке работы двигателя 1,2, 4, 3 обеспечивается равномерное (через 180 ) чередование вспышек.
В рассматриваемом двигателе силы инерции первого порядка и центробежные силы взаимно уравновешены:
Х₽л=0, 2^=0.
Силы инерции второго порядка приводятся к равнодействующей, действующей в вертикальной плоскости:
v р = 2 1 2 шгкг'к cos 2ф = Т?2.
Максимальное значение этой силы получается при одинаковых прочих условиях примерно на 30 ’о меньше, чем в четырехцилиндро-вом однорядном двигателе:
2] 2/лг(о2Х<4/лгю2Х.
Равнодействующий момент от сил инерции первого поряд
Л1,= 1/2»1гш=соь<ра (88)
действует в горизонтальной, проходящей через ось коленчатого
вала плоскости (см. рис. 276). помптн
Этот момен? может быть полностью уравновешен ’Р" противовесов, установленных на уравновешивающем кочеи-
2валах (см. рис. 276). Уравновешивающий вал приводится от к -
409
чатого вала при помощи шестерен 5, 4, 5, 6 и вращается с той , сторон)' СКОростью’ что 11 коленчатый вал, но в противоположи’
Рис. 276. Уравновешивание четырехцилиндрового V-образного двигателя (т — = 99°, б = 90е) ]
Момент от сил инерции второго порядка
Л42 = J 2 тгм2Х cos 2ф • b
действует в горизонтальной плоскости и вследствие его незначительности обычно не учитывается.
Свободный момент от центробежных сил
Л1С= j 2тггы-а действует во вращающейся плоскости, отстающей от плоскости первого кривошипа на 45°. Момент Мг легко уравновесить при помощи противовесов на протяжении щек коленчатого вала.
410
§ 145. Уравновешивание шестицилиндро ых двигателей
Из всех возможных схем шестицилиндровых двигателей в настоящее время преимущественное распространение получили следующие:
]) шестицилиндровый однорядный двигатель с кривошипами под углом 120 ;
2) шестицилиндровый однорядный двигатель с кривошипами под углом 603;
3) шестицилиндровый V-образныи двигатель с углом развала цилиндров у = 90^ и тремя спаренными кривошипами под углом 6 = 120';
4) шестицилиндровый V-образный двигатель с углом развала Цилиндров у = 60см шестью кривошипами под углом 6 = 60 .
!• Шестицилиндровый однорядный двигатель с кривошипами под углом 120°. Однорядное расположение цилиндров с кривошипами под углом 120° 1(рцс. 277) применяется исключительно для четырехтактных двигателей, для которых в этом случае обеспечивается равномерное (через 120°) чередование вспышек. В отечественных автомобильных (ЗИЛ-164. ГАЗ-51) и тракторных двнгатс-*,4 применяется порядок работы 1, 5, 3, 6, 2, 4, в зарубежных — 4, 2, 6, 3, 5.
41!
Равномерное чередование вспышек в рассматриваемом двигатеЯ может быть достигнуто и при порядках работы 1, 5, 4, 6, 2, 3 и 1, 9, 3 6, 5, 4. Вследствие больших нагрузок на подшипники коленчатого вала (последовательно работающие цилиндры расположены рядом) эти порядки работы в современных двигателях не применяются.
Силы инерции первого и второго порядков, а также центробежные силы инерции в этом двигателе уравновешены полностью и не дают свободных моментов:
= ГРУ2 = 0, v/>c = 0, Л11 = 0, Л12 —0, Л/с = 0.
Изображенная на рис. 277 схема семиопорного коленчатого вала применяется, в частности, в двигателях ЗИЛ-164 и, как было
Рис. 278. Схемы коленчатых валов с противовесами
выявлено, обеспечивает полную уравновешенность двигателя без применения каких-либо противовесов.
Однако для уменьшения сил, действующих на коренные подшипники, коленчатые валы некоторых двигателей подобного типа снабжают противовесами. Такие противовесы, в частности, имеют семиопорные валы двигателей ЗИЛ-123Ф (рис. 278, а) и четырех опорные валы двигателей ГАЗ-51 (рис. 278, б).
2. Шестицилиндровый однорядный двигатель с
кривошипами под углом 60°. Различные схемы таких двигателей
применяются в двухтактных двигателях. В двигателях Я АЗ-206 свободный момент уравновешивается методом дополнительных
валов с противовесами.
3. Шестицилиндровый V-образный двигатель с углом развала цилиндров у =90° и тремя спаренными кривошипами под углом 6 = 120°. Равномерное чередование вспышек в этом двигателе (рис. 279) не обеспечивается ни для двухтактного, ни для четырехтактного цикла, вследствие чего для достижения заданной равномерности хода двигателя требуется постановка маховика с большим (на 60—70%), чем у однорядного двигателя, моментом инерции.
Для четырехтактных двигателей обычно применяется порядок работы двигателя, изображенный на рис. 280, б, несмотря па то,что при этом порядке для обеспечения заданной равномерности хода двигателя требуется момент инерции маховика на 7—10% больший,
412
чем при порядке работы согласно рис. 280, а. Порядок работы, изображенный на рис. 280, а, почти не применяется, так как сопро-
Рис. 279. Уравновешивание шестицилиидрового V-об-разного двигателя с углами у — 90° и 6 = 120°
вождается повышением амплитуд колебаний деталей шасси и кузова,
что приводит к усложнению конструкции К числу недостатков этого порядка относится также перекрытие впускных трактов в цилиндрах левого и правого рядов, что для обеспечения равномерного питания цилиндров свежен смесью требует применения отдельных патрубков для каждого из цилиндров.
Для двухтактных двигателей применяется порядок работы 1, 2, 3, 4, 5, 6.
Равнодействующие сил инерции первого и второго порядков, а также центробежных сил равны нулю:
£Рд = 0, 2Рд = 0, vp=0.
Результирующий момент М\ от сил инерции первого порядка
подвески двигателя.
Рис. 280. Варианты чередования вспышек в шестицилиндровом V-образном двигателе
TWj = 1,7^2 тгьу-а. (89)
Момент действует во вращающейся плоскости, составляющей с плоскостью
первого кривошипа угол 30°.
В этой же плоскости действует и момент центробежных сил
Мс = ] 3 = 1,732 (mK + 2m.) г<л-а. (90)
Моменты ML и Мс могут быть полностью или частично уравновешены установкой противовесов на продолжении всех щек колен-
413
чатого вала или на продолжении двух крайних щек в плоскости составляющей с плоскостью первого колена угол 30 ’.
Момент сил инерции второго порядка
/И2 — I 2 /игш-Лй (1,5 cos 2ф 4- 0.866 si и 2<р). (91)
Этот момент действует в горизонтальной плоскости и может быть уравновешен при помощи противовесов, установленных на двух дополнительных валах, вращающихся в разные стороны с угловой скоростью 2о).
4. Шестицилиндровый V-образный двигатель с углом развала цилиндров у = 60 и шестью кривошипами под углом 6= 60 . Схема такого типа применяется главным образом в четырехтактных карбюраторных двигателях.
Силы инерции первого и второго порядков п центробежные силы в таких двигателях взаимно у равновешены:
2^=0, 1Ру2 = 0, ^Рг = 0. 1
Свободный момент от сил инерции первого порядка и момент от центробежных сил Рс могут быть уравновешены полностью пли частично установкой противовесов па продолжении двух крайних щек коленчатого вала.
Свободный момент М2 может быть уравновешен при помощи противовесов, расположенных на вращающемся со скоростью 2о одном дополнительном валу.
В некоторых конструкциях шестицнлиндровых двигателей применяется оппозитное расположение цилиндров. Двигатели такого типа являются полностью уравновешенными.
§ 146. Уравновешивание восьмицилиндровых двигателей
1. Восьмицилиндровый однорядный двигатель. Наибольшее распространение получили двигатели с коленчатым валом, у которых четыре средних и четыре крайних кривошипа расположены в двух взаимно перпендикулярных плоскостях.
На рис. 281 изображена схема такого двигателя, обеспечивающего уравновешивание сил инерции первого и второго порядков, центробежных сил инерции, а также моментов от этих сил:
= ^^/2 = 0, VPC = O,
Mt = 0, Л13 = 0, Л4с = 0. I
Схема применяется только в четырехтактных двигателях, для которых она обеспечивает правильное чередование вспышек (через 90°). При порядке работы 1, 6, 2, 5,8, 3,7, 4 (двигатели ЗИЛ-110) вспышки происходят попеременно в наиболее удаленных друг от друга цилиндрах. Хотя все силы инерции в рассматриваемом двигателе полностью уравновешены, для уменьшения прогиба от ценгро-
414
бежных сил инерции коленчатые валы этих двигателей все же снабжаются противовесами (ЗИЛ-НО).
Рис. 281. Уравновешивание восьми цилиндрового однорядного двигателя
2. Восьмицилиндровый V-образный двигатель с кривошипами, расположенными в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Схема такого двигателя, изображена на рис. 282. При угле развала цилиндров у = 90° и порядке работы 1, 5, 4, 8, 6, 3. 7, 2 схема обеспечивает для четырехтактный двигателей равномерное чередование вспышек (через 90 ).
Для двухтактных двигателей рассматриваемая схема нс применяется.
Силы Ру„ Р/2 и Рс взаимно уравновешиваются;
XPji = 0. HPjt=0, YPc = 0.
415
Момент от сил инерции первого порядка = У~10тгыга nJ' ствует во вращающейся плоскости, составляющей с плоскости^ первого кривошипа угол 18С26', и может быть уравновешен при гнъ 1 -Ц р вовесов, устанавливаемых на продолжении щек коте» чатого вала (см. рис. 282). с,ь
Свободный момент от сил Prt М. Л Л -г с» с
дол женин каждой из щек коленчатого вала.
Свободный момент от сил Рс, мс = J 10 рса, подобно моменту Л1], может быть уравновешен установкой противовесов т. на ппп nnnik’PUttll Ь-П’.т/Члп tio ir.o.z ______1 С rv'
Рис. 282. Уравновешивание восьмицилиндрового V-образного двигателя с крестообразным валом
Плоскость действия момента так же как и момента вращается с угловой скоростью ю и составляет с плоскостью I—IV кривошипов угол 18 26'. Моменты М, и Мс можно уравновесить также установкой противовесов на продолжении щек только крайних колен. Момент М2 от сил инерции второго порядка равен нулю: Al2 = 0.
3. Восьмицилиндровый оппозитный двигатель. Из всех возможных схем восьмицилиндровых оппозитных двигателей заслуживают внимания две:
а) схема с плоским валом,
б) схема с кривошипами, расположенными под углом 90°.
Восьмнцилнндровый оппозитный двигатель с плоским валом при расположении цилиндров и кривошипов согласно рис. 283 является полностью уравновешенным.
416
При порядке работы двигателя 1, 6. 2. 8, 4, 7, 3, 5 чередование вспышек в четырехтактном двигателе происходит через 180 , что является недостатком рассматриваемой схемы; для восьмицилинд-Оовых четырехтактных двигателей лучшие результаты получаются при чередовании вспышек через 90°.
Рис 283.
восьмпцилиидрового оппозитного
Схема двигателя с плоским валом
Такое чередование достигается при расположении кривошипов под углом 90°. Недостатком этого двигателя является неуравновешенный момент Мь действующий в плоскости, проходящей через оси цилиндров.
шестицилнндровых очпо-
двух
§ 147. Уравновешивание двенадцатицилиндровых V-образных двигателей
Двенадцатицплиндровый V-образный двигатель (рис. 284) можно рассматривать как совокупность ...... *'*
рядных двигателей, имеющих общий коленчатый вал. Шатуны противоположно расположенных цилиндров имеют общую шейку. Коленчатый вал, устанавливаемый обычно на семи опорах, имеет ту же конструкцию, что и у шестицилиндрового двигателя.
Поскольку каждая из шести-цилиндровых секций полностью уравновешена, двигатель в целом
жду цилиндрами) так>£е полностью уравновешен.
Для получения равномерного чередования вспышек (через 60°) угол развала между цилиндрами в четырехтактном двигателе пол-жен быть у = 60 .
284. Уравновешивание
двенад
Рис.
цатицилиндрового V-образного двигателя
14' Зак 287
417
При применении в каждой шестицилиндровой секции поряд! I работы 1. 5, 3, 6, 2, 4 порядок работы двигателя в целом — 1л 5л, 2п, Зл, 4п, 6л, 1п, 2л, 5п, 4л, Зп.
Иногда в целях борьбы с крутильными колебаниями коленчатых валов, а также для уменьшения габаритов двигателя угод между осями цилиндров выполняют меньшим 60°. Если принять Т = 45 , вспышки будут чередоваться то через 45°, то через 75® но на уравновешенности двигателя это не отразится.
В некоторых опытных образцах принято оппозитное расположение цилиндров, что также не отражается на уравновешенности двигателя. При порядке работы двигателя 1, 10, 2, 12, 3, 11,6, 9, 5, 7. 4, 8 вспышки совершаются через 60°. 11
§ 148. Теоретическая и действительная уравновешенность двигателя
При выводе условий уравновешенности двигателей предполагалось, что массы движущихся частей всех цилиндров совершенно одинаковы; предполагалось также абсолютное равенство величин г, / и углов заклинивания кривошипов, постоянная плотность металла, а также равенство угловых скоростей различных кривошипов. Вместе с тем не учитывались силы инерции высших порядков.
В действительности уже по технологическим причинам всегда имеют место размерные и весовые отклонения деталей двигателя от их номинальных размеров. Кроме того, эти детали и, в частности, коленчатый вал, не обладая абсолютной жесткостью, под влиянием действующих сил будут деформироваться.
Вследствие указанных причин действительная уравновешенность двигателя будет значительно хуже теоретически возможной. Для уменьшения этого расхождения вращательно движущиеся части двигателя тщательно балансируются, а поступательно движущиеся подбираются таким образом, чтобы в одном двигателе были детали с наименьшими весовыми отклонениями.
Несоблюдение технических условий на обработку детален двигателя может привести к возникновению значительных неуравновешенных сил инерции. *
ГЛАВА XXXII
РАВНОМЕРНОСТЬ ХОДА И РАСЧЕТ МАХОВИКА ДВИГАТЕЛЯ
§ 149. Общие положения
В идеальном двигателе угловая скорость вращения коленчатого вала <о считается постоянной.
В реальном двигателе даже при установившемся режиме работы угловая скорость <о не остается постоянной, но колеблется в течение одного цикла. Это объясняется изменением величины крутящего момента двигателя /И, от которого и зависит в первую очередь равномерность хода двигателя.
График изменения построенного по индикаторной диаграмме крутящего момента одноцилиндрового четырехтактного двигателя по углу поворота коленчатого вала представлен на рис. 285. Площади, расположенные над осью абсцисс (Г,, F6, Fe), представ-
ляют положительную работу, расположенные же под этой осью (Л» F3, Fb, F7),— отрицательную.
Разность между положительными и отрицательными площадями представляет работу крутящего момента за рабочий цикл двигателя:
F=^(F2-]-F4^Fe + Fe)-(F1-{-Fs-FF6 + F1).
При неравномерном Вращении коленчатого вала условие равновесия приложенных к нему моментов выражается уравнением
, dco т dt '
(92)
А4 — Л1Сопр
гдеЛ1 сопр — суммарный момент сопротивления, учитывающий механические потери в двигателе и сопротивления движению автомобиля или трактора;
14«
419
Jт — приведенный к коленчатому валу момент инерцЛ движущихся частей двигателя; Л]
dto я
— угловое ускорение коленчатого вала.
Величины М, Л1СОПр. J'm отнесены к 1 си2 площади поршня Полагая для установившегося режима работы двигателя Л/СОПр = const, т. е. пренебрегая изменением Л1С0Пр при незначительных изменениях со в течение одного цикла, находим .Исопр — Л1ср. Здесь Мср — среднее значение крутящего момента, которое может быть найдено при помощи диаграммы Al — f(y) (см. рис. 285):
Д4 = а Я
Нс₽ 0'0’ ‘
где F — алгебраическая сумма положительных и отрицательных площадей, лмг;
О'О' — длина диаграммы, мм;
Д] — масштаб моментов (1 мм — ах к Г -см/] см2).
Величину Л1ср можно определить также при помощи среднего индикаторного давления ph исходя из того, что работа газов, отдаваемая поршню за один рабочий цикл, равна работе среднего крутящего момента Л1ср за то же время:
я£)2 с л£)а л г
Pi -q- S = Мср—j- 4л кГ • см, откуда (для четырехтактных двигателей)
Л4 = -см/см2 пл. п.
Для двухтактных двигателей
Л1С„ = — кГ -см/см2 пл. п. и л
Для многоцилиндровых двигателей эти формулы будут иметь вид:
Л/1ср = — 1 кГ-см/см2 пл. и. (четырехтактные двигатели),
Л4ср= —/ кГ-см/см2 пл. п. (двухтактные двигатели), ТС
где i — число цилиндров двигателя.
Полученный момент, называющийся часто средним индикаторным крутящим моментом двигателя, может быть найден и пи известной формуле
till 620 —
Д1 =Д4 =-------кГ-см/см2 пл. п.,
4
420
где Л\ — индикаторная мощность двигателя» л. с.:
п — число оборотов коленчатого вала в минуту.
На рис. 285 работа среднего крутящего момента представлена в масштабе площадью прямоугольника» высота которого равна Л1ср.
Площади диаграммы, расположенные выше и ниже линии 0'0', представляют собой положительные и отрицательные значения избыточных работ. При установившемся режиме работы двигателя суммы положительных п отрицательных значений избыточных работ должны быть равны друг другу.
Зная величину Л4ср, неравномерность крутящего момента можно определить по коэффициенту К, который называется степенью неравномерности крутящего момента:
v__ z^max
Мер ’
где Л1тах — максимальное значение крутящего момента за рабочий цикл двигателя.
В некоторых случаях для оценки равномерности изменения крутящего момента пользуются коэффициентом неравномерности крутящего момента
^max
Л1 “ Мср
где Mmin — минимальное значение крутящего момента за рабочий цикл двигателя.
С увеличением числа цилиндров коэффициенты К и Ki уменьшаются. Примерная зависимость величины К от i для четырехтактных карбюраторных двигателей при полной нагрузке и п = пец дана в табл. 54. Для двигателя с идеально равномерной работой
Табл и ц а 54
Зависимость К от числа цилиндров i
Число цилиндров / 1 2 3 •1 6 V-6 7 = 90° Й = 120е 8 V-8 7=90“ а — 90° V-12
к 7.74 5,52 сч д 3,35 2,25 2,88 1,36 1,36 1,16
Степень неравномерности вращения коленчатого вала, или, что то же самое, степень неравномерности хода двигателя, можно оценить коэффициентом
• _ ^гпах и in in
421
где tomaxi ®min» wcp — величины наибольшей, наименьшей и ср< Д ней угловой скорости вращения коленчатэГо вала в течение одного рабочего цикла двигателя при установившемся режиме его работы.
С достаточной для практики точностью считают, что
- тах ' пип
ср 2 30 ’
где п— число оборотов коленчатого вала в минуту. В этом случае
6 — t£>niax ШШ1П
ft\nax ~Ь ^niin
2 Lilias Winln
lt> 2(1)-’
СР ~шср
(93)
Минимальное и максимальное значения угловой скорости имеют место в точках, в которых восходящая и нисходящая ветви кривой, ограничивающие наибольшую избыточную площадку (на рис. 285 точки а и Ь), пересекаются с линией О'О'.
Задаваясь предварительно размерами маховика (и, следовательно, величиной J’m) и величиной юср, можно определить также степень неравномерности хода:
6= (94)
полученную из (92) после преобразований и интегрирования.
В (94) А = Fli3ca кГ • см/см2 — избыточная работа крутящего момента за время поворота коленчатого вала на угол — %, т. е. от момента времени, когда со — comin, до момента времени, когда со = <'>гпах (см. рис. 285);
Дпзб — площадь Гнзб на диаграмме рис. 285, см2\ а — масштаб площади (I млг — а кГ • слг/слг).
Получаемая по формуле (94) степень неравномерности вращения коленчатого вала двигателя 6 соответствует двигателю с абсолютно жестким коленчатым валом. Действительная степень неравномерности бдейств, зависящая от упругих свойств коленчатого вала и соединенных с ним механизмов (трансмиссии, полуосей и т. д.), а также от крутильных колебаний этих систем, будет несколько отличаться от величины 6.
Для автомобильных и тракторных двигателей значения б при оборотах п — пе\- и и = персг изменяются в пределах б = 0,003— 0,020.
При помощи (94), задаваясь предварительно величиной б, можно найти необходимый момент инерции всех вращающихся и поступательно движущихся масс Jm (отнесенный к 1 см2 площади поршня):
кГ -см ’ сек2/см2 пл. п (95)
422
или
Jm — JmFn -Ю 2 кГ • я сек-,
(96)
где Гп — площадь одного поршня, см2.
Определив величину Jm, момент инерции маховика можно в первом приближении наити на основании данных табл. 55.
Таблица 55
Моменты ине, цин основных движущихся масс двигателя
Движущиеся массы
Моменты инерции в % от J т
Маховик.........................................
Коленчатый вал..................................
Поступательно движущиеся массы..................
Вентилятор......................................
Распределительный вал, водяная п масляная помпы и остальное ......................................
Размеры маховика определяют из уравнения Л = — кГмсек2, g \ 2 } где G — вес маховика, к Г’, D — диаметр окружности, проходящей через
половины поперечного сечения маховика, м.
85—90
6—10
1,0- 2,7 1,5—3,5
0,5—1,5
ВеличинаG,.Dm называется
(97)
центр тяжести
маховым моментом маховика.
Рис. 286. График суммарного крутящего момента Mv че-тырехцнлиндрового двигателя с плоским валом
Рис. 287. График суммарного крутящего момента Л1£ шестицилиндрового двигателя с коленами под углом 120°
423
Из формулы (94) следует, что степень неравномерности xoj», двигателя 6 прямо пропорциональна величине/! и обратно пропор циональна величинам J'm и со£р. Для одноцилиндрового двигателя необходимая равномерность хода двигателя может быть обеспечена лишь при наличии маховика значительных размеров, что отрица тельно отражается на приемистости двигателя. Теоретические и экспериментальные (в частности, эксплуатационные) данные пока зывают, что на работу двигателя автомобиля и трактора в целом равномерность работы двигателя оказывает еще большее влияние, 1ГПП лг~г\ , г г. о <-» • • —- -
М, кГ-GM/Cirn/l П
V-12 I
чем его уравновешенность. С увеличением равномерности крутящего момента (с уменьшением К) условия работы двигателя и механизмов автомобиля и трактора заметно улучшаются. Автомобиль и трактор
100
80
60
^cp
i=8 '
60
^0
М,кГсм1см2 плп
80
! , I
30 60 90
Рис. 288. График суммарного крутящего момента .11 v восьминплиндрового двигателя
20
20
30 60 Ч>°
Рис. 289. График суммар ного крутящего момен та двенадцатицилинд рового V-образного дви га тел я
лучше трогаются с места, износ их деталей вследствие ослабления ударности нагрузки и колебаний, сопутствующих неравномерному ходу двигателя, уменьшается, работа двигателя получается более спокойной.
* Улучшение равномерности хода двигателя может быть обеспечено двояко: 1) установкой на его коленчатом валу маховика с достаточным маховым моментом и 2) увеличением числа цилиндров. Многоцилиндровые двигатели обладают хорошей приемистостью и обеспечивают необходимую равномерность работы при наличии маховика относительно небольших размеров. В таких двигателях на коленчатый вал действуют одинаковые по величине, но смещенные по времени (в зависимости от порядка работы двигателя) крутящие момен-ты от каждого цилиндра. Сложение этих моментов дает суммарный
424
I крутящий момент Afs, который, так же как и крутящий момент
I одноцилиндрового двигателя, будет переменной величиной. По-
скольку при этом при прочих равных условиях средний крутящий I момент получается больше, чем у одноцилиндрового двигателя, I а максимальный момент Л1тах остается почти без изменений (в двигателях с числом цилиндров i ~ 2-5-6 несколько увеличивается А1,пах)> величина /( уменьшается, что свидетельствует об улучшении равномерности хода двигателя. На рис. 286—289 представлены графики суммарных крутящих моментов /Mv двигателей с различным числом цилиндров (/ = 4; 6; 8; V-12).
I Из рассмотрения графиков следует, что величина максимальной I избыточной работы А с увеличением числа цилиндров i уменьшается. | благодаря чему уменьшается и маховой момент двигателя, пеобхо-I димый для обеспечения заданной равномерности его работы.
11 Суммарный крутящий момент Mv передается карданному валу I ближайшей к маховику коренной шейкой через сцепление и коробку I передач. Крутящие моменты, передающиеся через остальные корен-I иые шейки, могут быть найдены аналогичным путем.
I § 150. Расчет маховика
Il Поскольку с увеличением числа цилиндров величина наибольшей избыточной работы А уменьшается, размеры маховика, полученные расчетом [формулы (96), (97)1 исходя из необходимой для нормальных режимов работы двигателя величины 6, получаются педостаточ-| ними (в частности, для размещения в нем механизма сцепления).
На практике, как уже упоминалось, размеры маховика намечают исходя из конструктивных соображений. Вместе с тем поверка выбранных размеров маховика на обеспечение необходимой равномерности хода двигателя при наименьших устойчивых оборотах и работе без нагрузки (холостой ход) является необходимой.
Для режима холостого хода степень неравномерности хода двигателя может быть принята равной б = 1 /20ч-1 /50.
При этих значениях 6 маховик, кроме хорошей равномерности хода, обеспечивает также нормальный пуск двигателя.
Кроме поверки маховика на неравномерность хода двигателя, следует провести его расчет на трогание автомобиля пли трактора с места. Этот расчет проводится в предположении, что трогание осуществляется при неизменном, соответствующем холостому ходу двигателя положении дроссельной заслонки, т. е. за счет кинетической энергии движущихся масс двигателя, освобождающейся при уменьшении оборотов коленчатого вала. Предполагается также, что сцепление включается мгновенно.
Расчет маховика автомобильного двигателя. В действительности при трогании автомобиля с места водитель, чтобы предохранить Двигатель от заглохания, одновременно с плавным включением сцепления увеличивает подачу рабочей смеси в цилиндры двигателя.
425
Вследствие этого число оборотов коленчатого вала не уменьшается а остается примерно постоянным, но сделанные предположения позволяют получить для различных двигателей сравнимые результаты расчета ’ д
Достаточность махового момента двигателя при расчете маховика на трогание с места определяется отношением
где — число оборотов коленчатого вала до включения сцепления, необходимое для трогания автомобиля с места без заглохания двигателя; 1
и2 — минимально устойчивое число оборотов коленчатого вала, при котором сцепление включено (буксование сцепления окончилось) и автомобиль движется на первой передаче со скоростью аавт км!ч. j
Отношение/z2//jj можно получить из анализа условий включения сцепления. Предположим, что трогание автомобиля осуществляется'
Рис. 290. К расчету маховика на трогание автомобиля с места
на первой передаче п что общее передаточное число при этом i = ioiK, где i0 — передаточное число главной передачи и zK — передаточное число в коробке передач.
Условная схема автомобиля для этого случая представлена на рис. 290, на которой вал / соответствует коленчатому валу двигателя и валы 4, 5, 6 — первичному, промежуточному и вторичному валам коробки передач. На той же схеме масса 2 с моментом инерции Jm соответствует массам вращающихся частей двигателя и массе тп. п *• масса 7 с моментом инерции Jarr — массам поступательно движущихся и вращающихся частей автомобиля.
Момент инерции /адт может быть определен из условия равенства кинетической энергии всех движущихся масс автомобиля кипетп-
* Условная масса /пп. расположенная на расстоянии г от оси коленчатого вала, эквивалентна массе возвратно-поступательно движущихся частей tn (см. § 137); приближенно можно считать тп, п = 0,5 т.
426
ческои энергии массы 7:
________^авт °ввт , X4 л^х авт 2 ~ g ‘ 2 2 ' ’
(98)
где соа — угловая скорость вращения вторичного вала коробки передач;
V Л^Г
’ —2-----сумма значений кинетической энергии всех вращаю-
щихся частей автомобиля (в том числе колес), кинетически связанных со вторичным валом коробки передач;
С?акт — полный вес автомобиля, кГ.
Согласно данным акад. Е. А. Чудакова, при небольших скоро-v J ш
стях вращения колес автомобиля величина у —- составляет не более 5—6°о кинетической энергии всего автомобиля; пренебрегая этой величиной, получаем
Т иапг
•'авт 2 — g ' 2 ’
откуда
G и*
(99)
Учитывая, что илпт —-”гк, находим
*0
Г _ ^авт 1*_КГ сек2 ‘'авт — ~ is СсК >
ь * о
(100)
где гк — радиус колеса автомобиля с учетом деформации шины.
При включении сцепления будет происходить его буксование, в течение которого обороты коленчатого вала уменьшаются, обороты же первичного вала коробки передач увеличиваются. В момент окончания буксования сцепления числа оборотов этих валов равны Друг другу. Работа буксования сцепления превращается в тепловую энергию, поглощаемую в основном трущимися деталями сцепления, не имеющими фрикционной обшивки.
При трогании автомобиля с места момент трения сцепления Л!с равен моменту сопротивлений Л!„. Этот момент приложен к первичному валу коробки передач и зависит от сопротивлений трения в механизмах передач и сопротивлении движению автомобиля.
Определение результирующей угловой скорости со«, соответствующей числу оборотов п2, производится по формуле *
^2 _____/ т Ф О______= ~ /1 л 1 \
й>1 . /о 1\_1_Й*^ЯПТ
Jm Ф — 1 > + Р -7Г~
_____ к
* Эта формула получена проф., докт. техн, наук Е. Д Львовым при исследовании буксования муфты сцепления двигателя.
427
Формула выведена в предположении, что при трогании автомобиля с места момент сопротивлений Л1П равен (для надежности) мак-симальному крутящему моменту двигателя Л/тах и чтоЛ1с = рА1тах где р — 1,2—1,7— коэффициент запаса сцепления. х*
Для двигателей легковых автомобилей отношение п2/гц можно принимать равным 0,05—0,12; для двигателей грузовых автомобилей — 0,15—0,40.
Расчет маховика тракторного двигателя. Он производится для наиболее тяжелого случая — разгона трактора с прицепом, соответствующего работе двигателя с полной нагрузкой. Тракторные двигатели снабжают регуляторами числа оборотов, вследствие чего возрастание крутящего момента двигателя в процессе разгона трактора будет зависеть от динамических свойств регулятора.
Трогание и разгон сельскохозяйственного трактора с прицепом, сопротивление которого обеспечивает при движении после разгона почти полную загрузку двигателя, должно осуществляться на любой передаче.
Энергия двигателя при трогании будет расходоваться: 1) на работу трения при буксовании фрикциона, 2) па работу сил сопротивления и 3) на сообщение ускорения трактору и прицепу.
Повышение нагрузки двигателя при разгоне машинно-тракторного агрегата вызовет уменьшение числа оборотов двигателя. Чтобы двигатель при разгоне не заглох, он должен иметь соответствующий запас энергии. Этот запас, накапливаемый движущимися массами двигателя (главным образом, маховиком), должен быть таким, чтобы двигатель не заглох при трогании трактора с прицепом на высшей передаче.
При трогании машинно-тракторного агрегата с места в период от начала до конца включения муфты сцепления угловая скорость коленчатого вала уменьшается от (оях. х до <одш!п, угловая же скорость ведомого вала коробки передач увеличивается от 0 до соп2 — ч)д min- В дальнейшем угловая скорость коленчатого и ведомо! о валов коробки передач увеличивается и в конце разгона становится равной о)дЯ.
Для определения минимальной угловой скорости коленчатого вала академиком ВАСХНИЛ В. Н. Болтинским в результате исследования разгона машинно-тракторных агрегатов на повышенных скоростях выведено выражение *
ы -L Ь,'ИКР<1(‘-Т))Х __________________/т_<Р —*>___ (102)
“« """ ~ \ д >•" 2Jm ) Х (f-*,) + /„ (р-К.)'1
м
где — ---коэффициент загрузки двигателя;
* Журнал «Механизация и электрификация сельского хозяйства», 1961, № 3.
428
М. и Игр —текущее и расчетное значения крутящего момента двигателя;
Л л» 1,5 сек— период включения муфты сцепления; ЛЕМ
/С = - ..---коэффициент приспособляемости двигателя;
* /VI у
ЛЪм 11 —крутящие моменты двигателя максимальный
и при максимальной мощности;
р — 2—3 — коэффициент запаса муфты сцепления;
J, — приведенный момент инерции всех движущихся частей двигателя;
JD — момент инерции ведомой части агрегата, приведенный к коленчатому валу.
Среднее значение момента сопротивления на валу двигателя Л/сопр» равное среднему значению крутящего момента Мср, можно определить при помощи диаграммы М — <р или по формуле
Л4ср = 716,2^- =.-Ишпр кГм.
Для определения момента инерции маховика «/м предварительно находят приведенный к коленчатому валу момент инерции движущихся масс двигателя который согласно данным проф., докт. техн, наук В. Н. Болтянского [1] ориентировочно можно принимать равным
Jrn = (0,83 — 0,86) Лт кГ-м- сек2,
где JSt
— момент инерции трактора при работе на низшей передаче, приведенный к коленчатому валу; определяется из выражения
Лт = Ла — Л. х Л'Г м • сек2. (ЮЗ)
Здесь Лд — приведенный момент инерции машинно-тракторного агрегата, кГ • .и • сек2;
Л. х— момент инерции прицепа приведенный к коленчатому валу, кГ • м • сек2.
Величина Ла может быть определена по формуле, полученной проф., докт. техн, наук В. Н. Болтянским при анализе работы тракторного двигателя при неустановнвшейся нагрузке:
Мсопр. ср^к^ "| ^сопр. 4/И2 Г M,’per(Aj 1)
8рй)р "Т" г \ EpWp ' ) L л — «1) <ОР .
” А - — »
(Ю4) где
\ -— степень неравномерности момента
Л^сопр- ср сопротивления;
429
^сопр. шах» Л4сонр.ш1п» ^^соир. ср' максимальное, минимальное и среднее значения момента сопротивления;
СО» — Сйа
€р = —--------степень нечувствительности регу-
лятора;
coj, (о2 — угловые скорости коленчатого вала, при которых регулятор начинает воздействовать на дроссельную заслонку пли рейку топливного насоса при уменьшении (юх) или увеличении (ю2) нагрузки двигателя;
со» 4- С02
wCp = —2~-----средняя угловая скорость коленча-
того вала;
2л
т = у — угловая частота колебаний момента сопротивления;
Т — период (сек) изменения момента сопротивления;
Wp — угловая скорость коленчатого вала на расчетном режиме;
,/ г*
Аг = -----= 1,05 — 1,20 — коэффициент приспособляемости
per
двигателя;
— максимальный крутящий момент двигателя;
Ме рег — крутящий момент двигателя при максимальной мощности, допускаемой регулятором;
а, = = 0,4 - 0,7;
пс per
плИ, пе рсг — числа оборотов коленчатого вала при максимальном крутящем моменте и максимально допускаемой регулятором мощности двигателя. Значения параметров бк и Т выбирают обычно исходя из условий работы трактора на пахоте. Для этих условии 6К и 7' имеют наибольшие значения, которые можно принимать равными: 6К = 0,3—0,4 и Т — 1—2 сек.
Степень нечувствительности регулятора тракторных двигателей принимают не превышающей ер = 0,05.
Величину Jc. х приближенно можно определить по формуле
Jc , = кГ-м-сек-,
ч
430
гд /пс.х — масса прицепа (плуга), кГ -секЧм;
$ гк — радиус качения ведущего колеса или ведущей звездочки, м;
ix — передаточное число трансмиссии трактора при работе на низшей рабочей передаче.
Момент инерции маховика для тракторных двигателей можно приближенно принимать равным </м = 1’0,75—0,90) Jm.
Степень неравномерности хода тракторного двигателя, так же как и автомобильного, определяется по формуле (94)
ср
Для тракторных двигателей, учитывая возможность их работы
с динамомашинон, принимают 6 = 0,006—0,010.
ГЛАВА XXXI11
К РАСЧЕТУ СИСТЕМ КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ НА КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ
§ 151. Общие положения
В практике эксплуатации некоторых автомобильных и тракторных двигателей! встречаются случаи, когда работа этих двигателей становится неспокойной и сопровождается стуками и вибрацией.
При длительной такой работе коленчатый вал двигателя может выйти из строя, хотя напряжения, полученные при обычном расчете его на прочность, и не превосходят допускаемых. Указанные явления наблюдаются только на определенных скоростных режимах; при увеличении или уменьшении числа оборотов коленчатого вала стуки и вибрации ослабевают, а затем и исчезают.
Из этого следует, что неспокойная работа рассматриваемых двигателей происходит не вследствие их неуравновешенности, а по другим причинам, иначе с увеличением числа оборотов происходило бы усиление стуков и вибраций, так как силы инерции пропорциональны квадрату числа оборотов коленчатого вала.
Этот вывод подтверждается и тем, что в многоцилиндровых (шести и восьми) однорядных двигателях, в которых преимущественно и наблюдалась неспокойная работа, силы инерции первого и второго порядков, а также их моменты обычно полностью уравновешены .
Большое количество теоретических и экспериментальных исследований показали, что причина этих явлений, нарушающих нормальную работу двигателя, заключается в крутильных колебаниях системы коленчатого вала, возникающих вследствие недостаточной его жесткости под действием переменных по величине и направлению крутящих моментов двигателя. Колена вала и связанные с ними массы совершают при этом в плоскости вращения периодические угловые знакопеременные отклонения, при которых промежуточные между массами участки вала скручиваются.
Крутильные колебания могут быть двух видов: собственные, или свободные, и вынужденные.
Собственные, или свободные, крутильные колебания выведенная из состояния покоя крутильная система коленчатого вала совершает под действием только моментов сил упругости вала и моментов сил инерции связанных с ним масс, т. е. без воздействия на систему внешних моментов. Характер собственных крутильных колебаний определяется формой, массой и жесткостью коленчатого вала и величиной связанных с ним масс.
Вынужденные колебания возникают во время работы двигателя вследствие действия на коленчатый вал периодически изменяющихся крутящих моментов, вызывающих переменные упругие деформации скручивания отдельных участков вала. Характер
132
вызывают усталость ме-
Рис. 291. Схема приведения системы коленчатого вала четырехцилиндрового двигателя
вынужденных колебании определяется периодичностью действия действующих на вал моментов.
При работе двигателя в условиях, когда частота собственных крутильных колебании системы коленчатого вала становится равной частоте ее вынужденных колебаний, в коленчатом вале возникают значительные дополнительные напряжения. Эти напряжения могут значительно превысить напряжения, получаемые при статическом расчете коленчатого вала. Будучи переменными по знаку, рассматриваемые дополнительные напряжения талла и в некоторых случаях могут привести к разрушению коленчатого вала.
Крутильные колебания приводят также к изменению угловой скорости колен вала и, следователи но, к нарушен ию уравновешенности двигателя.
Крутильные системы коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей представляют собой сложные системы, состоящие из коленчатого вала и связанных с ним движущихся масс. Для облегчения расчетов действительная сложная система коленчатого вала заменяется эквивалентной ей в отношении крутильных колебаний упрощенной теоретической системой. Теоретическая, или эквивалентная, система состоит из упругою прямолинейного постоянного диаметра вала, не обладающего массой, и ряда насаженных на этот вал дисков (сосредоточенных масс).
На рис. 291, а представлена схема коленчатого вала четырехтактного четырехцилиндрового двигателя; приведен-
ная система того же вала изображена па рис. 291, б, на которой массы колен вала и связанных с ними шатунов и поршней, а также масса маховика заменены эквивалентными сосредоточенными массами. Эти массы (диски) размещаются на эквивалентном валу в плоскостях, соответствующих плоскостям, в которых вращаются сосредоточенные массы действительной системы (плоскости, перпендикулярные оси коленчатого вала и проходящие через оси цилиндров; плоскости, проходящие через центр тяжести маховика, через центр тяжести ротора нагнетателя и т. д.).
Рассматриваемая система может совершать различные виды собственных и вынужденных колебаний, характеризуемых частотой и формой колебаний.
Частотой собственных колебаний крутильной системы вала называется число колебаний в минуту, совершаемых выведенной
433
9 ’
из состояния покоя системой без воздействия на нее внешних м<> ментов.
Форма колебаний представляет собой диаграмму угловых амплитуд колеблющихся масс, отложенных по длине эквивалентного вала (рис. 291, в, г).
Эта форма позволяет определить количество и расположение узлов колебаний — сечений вала, остающихся при его колебаниях неподвижными.
Замена действительной системы коленчатого вала и связанных с ним масс называется приведением системы. Для того чтобы упрощенная (приведенная) система в отношении крутильных колебаний, т. е. по значению частот и форм собственных крутильных колебаний, была эквивалентна действительной системе, необходимо соблюдать следующие условия:
1) углы закручивания соответствующих участков действительного и приведенного валов, возникающие под действием одинаковых моментов, должны быть равны; это обеспечит при любых углах закручивания равенство потенциальных энергий действительного и приведенного валов;
2) моменты инерции действительных и приведенных масс и, следовательно, скручивающие эффекты этих масс должны быть также равны.
При соблюдении указанных условий частоты собственных колебаний действительной и приведенной систем будут равны, а формы колебаний этих систем лишь незначительно отличаться друг от друга.
Частота и форма собственных колебаний крутильной системы определяется жесткостью участков вала и величиной моментов инерции связанных с валом масс.
В зависимости от числа узлов форма колебаний крутильной системы называется одноузловой, двухузловой и т. д. Система из / масс может иметь j — 1 форм колебании (по числу промежуточных между массами участков вала). Каждой форме колебаний соответствует своя частота. Наиболее высокую частоту имеет форма колебаний с / — 1 узлами.
В общем случае собственные крутильные колебания системы из / масс состоят из / — 1 видов колебаний около оси вала при вращении всем системы вокруг этой оси.
Поскольку при вынужденных крутильных колебаниях на коленчатый вал, кроме возбуждающих моментов, будут действовать восстанавливающие моменты сил упругости вала и моменты инерции связанных с ним масс, то одновременно с вынужденными крутильными колебаниями появятся и собственные крутильные колебания. При наличии сопротивлений, как уже упоминалось, собственные колебания более или менее быстро затухают.
Периодические крутящие моменты, действующие на каждое колено вала, могут быть представлены в виде суммы одновременно
434
действующих, гармонически изменяющихся моментов /гармоник) разных частот, амплитуд и фаз.
Если частота какого-либо из этих моментов становится равной частоте одного из видов собственных крутильных колебаний системы, то возникающие при этом вынужденные крутильные колебания называются резонансными колебаниями. Форма резонансных крутильных колебаний системы обычно мало отличается от формы соответствующих собственных крутильных колебании.
Обороты коленчатого вала, при которых возникают резонансные колебания, называются резонансными оборотами.
В крутильной системе двигателя при выключенном сцеплении наиболее опасными обычно являются одно- и двухузловая формы колебаний, как имеющие наименьшие частоты. Формы колебаний с большим числом узлов для автомобильных и тракторных двигателей опасности не представляют, так как их частоты настолько велики, что резонансные обороты двигателя выходят за пределы его рабочих оборотов.
При работе автомобильных и тракторных двигателей в условиях резонанса, кроме значительных дополнительных напряжений в коленчатом вале, возникает также сильный шум и повышенный износ деталей двигателя и трансмиссии автомобиля. Эти явления вызываются повышенными вибрациями деталей двигателя, возникающими при непрерывных изменениях угловых скоростей вращения колен вала (не одинаковых для каждого колена) и нарушающейся вследствие этого уравновешенностью двигателя.
Изменения угловых скоростей достигают максимальных значений для колен, наиболее удаленных от узлов колебаний (см. рис. 291 % в, г).
С увеличением числа оборотов и числа цилиндров двигателя частота вынужденных крутильных колебаний, определяемая числом оборотов коленчатого вала, повышается, частота же собственных колебаний снижается (в основном из-за увеличения длины вала и величины связанных с ним масс и уменьшения крутильной жесткости вала). Это приводит к сближению частот вынужденных и собственных колебании и тем самым к возникновению опасных резонансных режимов работы.
Поэтому для современных автомобильных и тракторных двигателей, являющихся в большинстве случаев .многоцилиндровымп быстроходными двигателями, расчет систем коленчатых валов на крутильные колебания является обязательным.
Этот расчет заключается в определении резонансных критических чисел оборотов двигателя, т. е. чисел оборотов, при которых возникают резонансные крутильные колебания коленчатого вала с наибольшими амплитудами, а следовательно, и наибольшими дополнительными напряжениями. При этом выясняется степень опасности каждого из разопапсных чисел оборотов. Если при расчете окажется, что наиболее опасные критические обороты будут нахо
435
диться в диапазоне рабочих оборотов двигателя, то конструкцию двигателя необходимо изменить. Изменения заключаются в пере, конструировании коленчатого вала с целью повышения его жестко, стп или в установке на вал гасителя крут ильных колебаний.
Гаситель крутильных колебании обеспечивает значительное снижение амплитуд крутильных колебаний при резонансе, а следовательно, и уменьшение дополнительных напряжений в коленчатом вале.
Расчет коленчатого вала на крутильные колебания, проводимый обычно независимо от его обычного расчета на прочность, разде ляется на следующие части:
1) приведение крутильной системы коленчатого вала;
2) определение формы и частоты собственных крутильных колебаний приведенной системы;
3) гармонический анализ крутящего момента;
4) определение резонансных критических оборотов;
5) определение амплитуды колебаний при резонансе;
6) определение дополнительных напряжений при резонансе;
7) расчет необходимых изменении конструкции двигателя и (в случае необходимости) гасителя крутильных колебаний.
§ 152. Приведение крутильной системы коленчатого вала
В крутильную систему коленчатого вала, кроме самого коленчатого вала и связанных с ним масс (массы поршней и шатунов).
Рис. 292. Приведение коленчатого вала со сплошными шейками
могут входить также и массы других агрегатов и механизмов.
Водяной и масляный насосы, механизм газораспределения и вентилятор оказывают незначительное влияние на крутильные колебания коленчатого вала и потому при расчете это влияние обычно не учитывается.
Влиянием имеющегося в некоторых двигателях нагнетателя пренебрегать нельзя; его вращающиеся массы при расчете системы на крутильные колебания следует учитывать.
Приведение крутильной системы двигателя сводится:
I) к определению приведенной длины отдельных участков коленчатого вала, т. е. длины соответстгзующих участков прямолиней-
436
Рис. 293. Приведение прямолинейного участка полого вала
ного вала, обладающих такой же крутильной жесткостью, как и участки действительного вала, н
2) к определению моментов инерции насаженных денный вал дисков, кинетическая энергия которых тильных колебаниях должна быть равна кинетической энергии действительной системы.
Для упрощения вычислений приведенному валу обычно задают диаметр, равный диаметру коренной шейки коленчатого вала dK.
В этом случае участок вапа диаметром dL и дли-нон /1 (рис. 292) может быть заменен участком при-
веденного вала диаметром dK и длиной /J на основании равенства
£?1 == Cj
на праве-при кру-
или
GJ pi GJ p к 7Г = “7Г
где
жесткость 4;
жесткость
участка коленчатого вала
put
— крутильная с размерами с[ — крутильная приведенного вала диаметром G — модуль сдвига материала;
Jpl — полярные моменты инерции сечений вала;
nd* , nd*
I __ и / = __1
рк — 39 « d pi — 32 •
соответствующего участка
Поэтому
р* pi
dK
l\dJ •
(105)
Если приводимый и приведенный участки коленчатого вала имеют кольцевое сечение (рис. 293), то длина приведенного участка вала
(,06> U1 “ill
так как полярный момент поперечного сечения полого вала /Л=^(44-«ГУ-
437
Формула для определения приведенной длины участка вала (рис. 294) имеет вид
i dt d. | 2 d2 I
1 ~~ 3 ’d‘ * dr I dt dt ‘t* J-
конического
При наличии в конструкции вала резких переходов от одного диаметра к другому в местах переходов возникают местные дефор-
мации, уменьшающие крутильную жесткость участков вала с переходами и, следовательно, изменяющие приведенную длину вала. Это уменьшение надежно может быть найдено только экспе-
Рис. 294. Приведение конического участка вала
риментально.
Приведенная длина цилиндрических участков вала, ослабленных шпоночными или шлицевыми канавками (рис. 295), подсчитывается по формуле (105) с подстановкой в
нее вместо dA величины
di — rdi, где /1 — глубина канавки. Значения к, найденные
опытным путем, приведены на рис. 295.
Приведенная длина колена /кол подсчитывается по полуэмпири-ческим формулам, полученным введением экспериментальных коэффициентов в них и составленным па основании более или менее
упрощенных теоретических соображении.
К-0,5
।
К=2,0
Рис. 295. К определению приведенной длины участков вала со шпоночными или шлицевыми канавками
Для автомобильных и тракторных двигателей близкие к действительности результаты получаются при подсчете приведенной длины колена Гкол по полуэмпирическим формулам трехчленного типа.
Одной из таких формул, дающих для коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей близкие к действительности результаты, является формула, полученная в НАМИ С. С. Зи-маненко.
438
Для коленчатого вала со сплошными шейками (см. рис. 292) эта формула имеет вид
/коД= 4 4-0,6 77 dK 4- 0,8/ш + 0,2ус4 4-•-Лз,
где h — ширина щеки.
Приведение основных масс, связанных с коленчатым валом автомобильного или тракторного двигателя, производится исходя из условия равенства моментов инерции действительных и приведенных масс.
Основные массы, связанные с одним коленом вала, следующие:
1) масса самого колена вала;
2) приведенная масса нижней (вращающейся) части т> шатуна:
3) масса поступательно движущихся частей кривошипно-шату н-ного механизма (поршня и приведенной массы zz/j шатуна).
Согласно условию приведения момент инерции диска /д, заменяющего вышеперечисленные массы, может быть определен по формуле
/ д = J кол 4“ н. ч. ш 4- J п кГ • см • сек-. (109)
где /Кол — момент инерции собственно колена вала (вклю-
чая противовесы, если они имеются);
ч.ш — момент инерции вращающейся части шатуна;
/п п = /пп пг2— момент инерции условной массы (rn„t п), эквивалентной массе поступательно движущихся частей кривошипно-шатунного механизма двигателя;
г — радиус кривошипа.
Величина /кол может быть найдена подсчетом (по чертежам вала) или при наличии готового вала опытным путем.
При применении первого способа колено вала разделяется на части, имеющие форму простых геометрических тел, после чего момент инерции колена находится суммированием найденных моментов инерции отдельных его частей:
= (ИО)
где — момент инерции t-й части колена.
Разделим, например, мысленно колено вала на следующие части: две половины коренных шеек, шатунная шейка и щеки (или щеки с противовесами); определим моменты инерции этих частей относительно осп коленчатого вала.
Половины коренных шеек. Момент инерции двух половин коренных шеек определяется по формуле red' V
= (111) о/ g
где у — удельный вес металла шейки, кПсм3'.
g — ускорение силы тяжести, см''сек2.
439
Шатунная шейка. Момент инерции этой шейки относительна оси коленчатого вала находим по формуле
— Jш 4- тшг2 кГ - см сек2, (112»
nd*, у
где JIn= 32“ Ли — — момент инерции шатунной шейки относительно ее оси, кГ • см-сек1', ndJ Y
тм — ——1ш-—масса шатунной шейки, кГ -сек2/см.
Щеки. В простейшем случае щека может быть представлена в виде параллелепипеда (рис. 296), и тогда момент инерции ее массы относительно оси коленчатого вала может быть определен поформуле
Jт — *Ли 4 МщА*! (113)
где Ущ = (Л2 ф-^2) — полярный момент инерции массы парал-
лелепипеда относительно оси. про-> ходящей через его центр тяжести, к Г • см сек1-,
тш =ehb~ —масса щеки, кГ • секЧсм\ II
е, h, b — толщина, ширина и высота щеки, см.
Если форма щеки (или щеки с противовесом) значительно отличается от формы параллелепипеда (рис. 297), то момент инерции ее
Рис. 296. Приведение щеки простой Рис. 297. Приведение щеки и проти-формы вовеса
массы относительно оси коленчатого вала можно найти приближенно, разбивая щеку на отдельные слои дугообразной формы, по формуле
Juk=XeJ, ‘ (114)
где J Ур, Др) = Ар v pfa. — момент инерции профиля щеки;
Др, Pi — ширина и средний радиус элементарного слоя щеки;
440
Рис. 298. К уменьшению числа масс приведенной системы
di — угол, входящий в последнюю формулу, выражен в радианах Точность подсчетов увеличивается с уменьшением размера Др и, следовательно, с увеличением числа выделенных слоев.
При принятом делении качена на части
Лол — Л 4- 4- 2 Jm кГ • см • сек2. (115)
После определения приведенной длины и эквивалентных масс других колен действительная система коленчатого вала заменяется эквивалентной ей в отношении крутильных колебаний упрощенно?! (приведенной) системой (см. рис. 297, 6).
Приведение крутил ьно-колебательной системы механизмов, соединенных с коленчатым валом передачей, производится на основании тех же условий, что и приведение системы коленчатого вала.
Приближенную величину числа собственных одноузловых крутильных колебаний pci можно определить, применяя метод уменьшения числа масс приведенной системы. Уменьшение производится заменой нескольких рядом распатоженных масс (рис. 298, а) одной объединенной массой (рис. 298, в). Момент инерции этой массы /об равен в простейшем случае сумме моментов инерции заменяемых масс:
Объединенная масса располагается в центре тяжести группы заме-
няемых масс. После уменьшения числа масс приведенной системы до двух (см. рис. 298, в) приближенно значение
ucl = z I г (116)
F J об" ы
где Jo6, J , — моменты инерции объединенной массы и массы маховика;
соб — крутильная жесткость участка приведенного вала между объединенной массой и массой маховика;
2 — поправочный коэффициент, значения которого в зависимости от числа объединяемых масс приведены ниже:
Число объединяемых масс 2 3 4 0 3
т W 1,07 1,08 1,10 1,10 1J1
441
§ 153. К определению напряжении в коленчатом вале Двигателя при резонансе
Крутящий момент двигателя М изменяется по сложному периодическому закону, но во всех случаях разложением в ряд Фурье этот момент может быть представлен в виде суммы гармонически изменяющихся моментов (гармоник).
Крутильные колебания системы коленчатого вата, происходящие под действием момента А1, можно рассматривать как сумму гармонических крутильных колебаний, возникающих под действием отдельных гармоник. Процесс разложения сложной кривой момента Л1 на гармонические составляющие называется гармоническим анализом. Для четырехтактного двигателя периодом изменения Т крутящего момента И является время двух оборотов коленчатого вала. При средней угловой скорости вращения коленчатого вала со = ^ \1С£К получаем
,г 1л 120
1 = - = — сек.
(О п
Рис. 299. Гармонический анализ кривой крутящего момента четырехтактного двигателя
Для гателей ния Л1 одного оборота коленчатого вала, поэтому
2ir 60
Г = — = — сек. (О п
двухтактных дви-перподом пзмене-является время
На рис. 299 представлены первые четыре гармоники с амплитудами ,ИП .И2, М3, Л14 п начальными фазами cq, а.2, а3, <х4.
Резонансные режимы работы двигателя. Как
уже упоминалось, резонансные колебания системы коленчатого вала имеют место при критических числах оборотов двигателя, когда частота какой-либо возмущающей гармоники kin становится равной частоте одного из видов собственных крутильных колебаний системы wCl-.
Амплитуды колебаний масс системы при этом значительно возрастают, вследствие чего в коленчатом валу могут возникнуть дополнительные напряжения, опасные в отношении его прочности.
442
Резонансные числа оборотов двигателя определяют исходя из основного уравнения резонанса
^р.к = ^с£» (117)
где k — порядок резонирующей «моторной» гармоники;
ЯП р. к
ч)р. к = -go-средняя угловая скорость вращения коленчатого
вала двигателя при резонансном числе оборотов лр к коленчатого вала по отношению к Л-и гармонике.
Подставляя в (117) значения со р к и соС|-, получаем , ялр. к ___________________
Л“30~ = 'зГ*
откуда
ир. к = об/мин, (118)
где Рс/ — число собственных крутильных колебаний системы в минуту.
На основании (118) резонансные числа оборотов k-\\ гармоники при наиболее опасных для автомобильных и тракторных двигателей одно- и двухузловой формах крутильных колебаний системы коленчатого вала:
|ЛС I V
лр. к. । = -т— об/мин,
Р (П9)
Пр. к и =- об/мин, J
где цс1, рс ц — числа собственных крутильных колебаний системы в минуту при одно- и двухузловой формах колебаний.
Возникающие при крутильных колебаниях дополнительные напряжения в материале вала пропорциональны амплитудам колебаний связанных с валом масс.
При резонансных числах оборотов, соответствующих некоторым порядкам резонирующих гармоник, указанные амплитуды и соответствующие им дополнительные напряжения резко возрастают и становятся опасными для прочности коленчатого вала. Эти числа оборотов называются критическими резонансными или просто критическими числами оборотов.
Для определения критических чисел оборотов строят расчетные резонансные кривые — кривые изменения амплитуд угловых колебаний какой-либо массы крутильной системы (чаще всего первой массы), вызываемых резонирующими гармониками определенного порядка в зависимости от числа оборотов коленчатого вала.
Резонансные режимы работы двигателя можно определить также экспериментальным путем при помощи специального прибора —
443
торзиографа. Результаты торзиографирования коленчатого вала (без гасителя крутильных колебаний) двигателя ЗИЛ-111 представлены в обработанном виде на рис. 300, на котором цифры 4, 5, 51/, обозначают порядок резонирующей гармоники и цифра / — одноузловую форму колебаний.
Изображенная на этом рисунке резонансная кривая, построенная по результатам обработки снятых торсиограмм, показывает, что максимальная амплитуда крутильных колебаний переднего конца коленчатого вала при одноузловой форме колебаний имеет место в резонансе 4-й гармоники при пр4| = 4250 об!мин Значительно меньшие амплитуды наблюдаются в резонансах гармоник 5-го и 51/2-го порядков.
Рис. 300 Резонансная кривая к )- Рис. 301. Формы свободных и вынужден-лебаний коленчатого вала двига- ных одноузловых колебаний при резо-теля ЗИЛ-Ill нансе
Ординаты экспериментальных резонансных кривых в отличие от ординат расчетных кривых представляют собой суммарные амплитуды колебаний каких-либо масс крутильной системы, возникающих под действием на эту систему всех возмущающих гармоник, а не гармоник только резонирующего порядка.
Расчет коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей на крутильные колебания обычно производится для критических чисел оборотов.
Данные теоретических и экспериментальных исследований показывают, что при резонансе форма вынужденных колебаний крутильной системы близка к форме свободных колебаний (рис. 301) и при равенстве в любой момент времени действующих на каждую массу системы возмущающих моментов и моментов сил сопротивления амплитуды вынужденных угловых колебаний масс ain пропорциональны амплитудам свободных колебании тех же масс а,.
В специальных курсах [9] доказывается, что при равномерном чередовании вспышек для двигателей с числом цилиндров tu работа возбуждающих гармоник Mk независимо от порядка работы двигателя будет максимальной при действии на систему гармоник, порядок которых k равен или кратен числу вспышек за один оборот колен-
444
чатого вала, т. е. для четырехтактных двигателей при = 2*
3, 4, ... и для двухтактных двигателей при k : iц = 1, 2, 3, 4, ..
Возбуждающие гармоники Мк, которые действуют синхронно на все колена вала и могут вызвать опасные для его прочности колебания, называются мажорными, или главными.
Если порядок возбуждающих гармоник k равен или кратен половине числа вспышек за один оборот коленчатого вала (например, k — 12» 4 %, 7g, 10 2, ... для шестицилиндрового четырехтактного двигателя), то такие гармоники, действуя синхронно на половину колен вала, могут также вызвать колебания системы со значительными дополнительными напряжениями. В некоторых работах по крутильным колебаниям коленчатых валов эти гармоники также называются главными гармониками.
Остальные гармоники, обычно являющиеся менее опасными, называются минорными, или слабыми.
Увеличение амплитуд угловых колебаний масс при резонансе ограничивается возникающими при работе двигателя сопротивлениями. Эти сопротивления складываются в основном из имеющихся в двигателе различных видов трений (трение шеек коленчатого вала в подшипниках, поршней о стенки цилиндров и т. д), ударов в зазорах, сил упругого гистерезиса в материале коленчатого вала и сил сопротивления, возникающих в гасителе крутильных колебаний — демпфере (если он имеется в двигателе).
Заглушающее влияние на крутильные колебания системы коленчатого вала оказывают также неравномерность хода двигателя и периодическое изменение величины момента инерции его кривошипно-шатунного механизма. В расчетах коленчатого вала на крутильные колебания с целью упрощения вычислений это влияние обычно учитывается эмпирическими коэффициентами.
В автомобильных и тракторных двигателях вследствие малого объема коленчатого вала сопротивления, зависящие от сил упругого гистерезиса, по сравнению с другими потерями невелики. В этих двигателях основным источником сопротивлений крутильным колебаниям являются переменные силы жидкостного трения, примерно пропорциональные скорости перемещения трущихся деталей. Сопротивление жидкостного трения преодолевается за счет энергии возбуждающих моментов двигателя.
Постоянные силы трения (силы сухого трения) влияют на крутильные колебания коленчатого вала лишь при колебаниях с большими амплитудами. На преодоление этих сил расходуется часть среднего крутящего момента двигателя.
Решение уравнений вынужденных крутильных колебаний системы вала с учетом сопротивлений упрощается, если считать, что все сопротивления, подобно сопротивлению жидкостного трения, пропорциональны первой степени скорости колебаний.
445
При резонансе работа действующих на вал возбуждающих моментов за один период колебания равна работе моментов сил сопротивлений. Исходя из этого положения находят действительные амплитуды вынужденных угловых колебаний масс, а затем и дополнительные напряжения скручивания тк к в опасных сечениях вала.
Более точно напряжения тк г могут быть определены эксперимента л ьным путем.
Для коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей в зависимости от величины галтелей, формы щек, а также характера сверлений шеек и щек тк к = 200—450 кПсм2.
При оценке величин тк к необходимо учитывать не только знакопеременный, часто меняющийся (сотни раз в секунду) характер нагрузки, вызывающий усталость металла, но и вредное влияние крутильных колебаний системы коленчатого вал а на нормальную работу двигателя.
Для некоторых автомобильных быстроходных двигателе!!, например, дополнительные напряжения скручивания порядка тк к — = 200—250 кГ/см2 не могут вызвать усталостное разрушение коленчатого вала. Вместе с тем крутильные колебания системы коленчатого вала с такими дополнительными напряжениями могут вызвать сильные стуки, вибрацию двигателя и повышенны!! износ его деталей, в частности шестерен механизма газораспределения.
Если получившиеся в результате расчета напряжения тк к превышают допускаемые, то для уменьшения опасных крутильных колебаний или полного их устранения имеются следующие способы:
1. Изменение начальных фазовых углов возбуждающих гармоник путем изменения порядка работы двигателя или изменения угла развала между цилиндрами*. Эти изменения позволяют уменьшить действительные амплитуды колебаний масс.
2. Изменение системы коленчатого вала, достигаемое путем варьирования элементами системы (моментами инерции масс основных деталей и жесткостью участков вала).
Рассматриваемое изменение позволяет сместить частоты собственных колебаний системы и тем самым вывести обусловленные этими колебаниями критические числа оборотов из интервала рабочих чисел оборотов коленчатого вала двигателя.
3. Установка на коленчатом валу специальных гасителей крутильных кочебаний, уменьшающих амплитуды резонансных колебаний или сдвигающих эти колебания за пределы рабочих чисел оборотов двигателя.
В автомобильных и тракторных двигателях гасители крутильных колебании устанавливаются в том случае, если ранее рассмотренные способы оказываются недостаточными для уменьшения опасных резонансных колебаний.
* Следует отметить, что этот способ практически пригоден только для четырехтактных двигателей, причем для тех. для которых при выбранном расположении колен вала имеется несколько порядков работы, и только для уменьшения амплитуд минорных резонирующих гармоник.
ГЛАВА XXXIV
ОБЩИЕ ПРЕДПОСЫЛКИ К РАСЧЕТУ ДВИГАТЕЛЯ
§ 154. Общие положения
Особенности и тенденции развития конструкции автомобильных и тракторных двигателей полностью определяются требованиями, предъявляемыми к автомобилям и тракторам промышленностью и сельским хозяйством СССР. Эти требования сводятся к обеспечению максимальной производительности автомобиля и трактора, минимальной стоимости перевозок и выполняемых трактором работ при надежной и безопасной их эксплуатации. Основные требования, предъявляемые к автомобильным и тракторным двигателям, следующие:
1. Мощность двигателя —двигатель должен развивать необходимую мощность при различных скоростях движения автомобиля (или трактора), обладать хорошей приемистостью при трогании автомобиля (или трактора) с места и при изменении его рабочих режимов.
2. Максимально возможная экономичность на всех режимах работы.
3. Простота конструкции, упрощающая условия выпуска и последующих ремонтов автомобильных и тракторных двигателей и облегчающая условия их обслуживания и эксплуатации.
4. Низкая производственная стоимость, достигаемая за счет обеспечения технологичности конструкции деталей автомобильных и тракторных двигателей, снижения их веса и применения полноценных заменителей металлов.
5. Возможно меньшие удельный и литровый веса двигателя, достигаемые без снижения надежности и долговечности его работы.
6. Л1алые габариты двигателя.
7. Максимально целесообразное уравновешивание двигателя и необходимая равномерность хода.
8. Удобство в эксплуатации, а также простота и удобство ремонта и технического обслуживания в гаражах, дорожных и полевых условиях.
9. Высокая надежность и долговечность работы.
В соответствии с перечисленными требованиями конструкции отечественных автомобильных и тракторных двигателей развиваются и совершенствуются в направлениях максимального их соответствия условиям эксплуатации, повышения экономичности и снижения себестоимости.
Линию развития современных автомобильных и тракторных двигателей можно охарактеризовать следующим образом: увеличение литровой мощности двигателя при одновременном уменьшении его веса и габаритов и повышении экономичности. Для автомобильных карбюраторных двигателей это достигается главным образом за счет повышения степени сжатия и увеличения быстроходности.
447
Значительное повышение мощности автомобильных карбюраторных двигателей может быть достигнуто при помощи наддува Особенно рационально применение наддува при эксплуатации автомобилей в горных районах.
Карбюраторные двигатели для автомобильного транспорта в настоящее время являются основными двигателями. Автомобильные дизели, несмотря на их большую по сравнению с карбюраторными двигателями экономичность (на 30—40%), выпускаются все еще в незначительном количестве и преимущественно для грузовых автомобилей и автобусов.
В некоторых зарубежных европейских странах дизели устанавливаются и на лс1 ковых автомобилях. По всем показателям (кроме экономичности) — первоначальная стоимость, трудоемкость, ме- I таллоемкость, габариты, эксплуатационные качества, сложность и стоимость ремонта и т. д. — дизели уступают карбюраторным двигателям. По мере улучшения конструкции дизелей области их применения будут расширяться.
Как и для карбюраторных двигателей, для дизелей наддув является одним из способов повышения среднего эффективного давления, а следовательно, и компактности двигателя. Наддув, кроме того, уменьшает дымность выхлопа и при умеренных давлениях наддув не увеличивает температурную напряженность деталей двигателя.
Особенно целесообразным является применение турбокомпрессорного наддува, обеспечивающего не только повышение мощности двигателя, но и позволяющего повысить тепловую экономичность двигателя за счет частичного использования энергии выхлопных газов.
За последние годы наблюдается увеличение выпуска тракторных дизелем повышенной мощности. Так, средняя мощность тракторных дизелей, выпускавшихся в 1965 г., равна примерно 60 л. с., тогда как в 1960 г. она была около 48,5 л. с., т. е. на 24% меньше.
Рост средней мощности отечественных тракторных дизелей происходит в основном за счет выпуска тракторов Т-4 с шестицп-линдровыми дизелями АМ-01 мощностью НО л с., тракторов Т-74 и ДТ-75 с чегырехцилиндровыми дизелями СМД-14 мощностью 75 л. с. Выпуск тракторов К-700 с восьмнцилиндровыми дизелями ЯМЗ-238НБ мощностью 200—220 л. с производится в относительно / небольшом количестве (около 6000 в 1967 г.).
Наиболее мощные дизели В-ЗОБ устанавливают на гусеничных дизельэлектрических тракторах промышленного назначения ДЭТ-250. Это двенадцатицилиндровые дизели с V-образным расположением цилиндров, развивающие 300 л. с. при 1500 об/мин.
Увеличение мощности тракторных двигателей будет продолжаться и в дальнейшем, что вызывается необходимостью повышения энергонасыщенности тракторов с целью повышения рабочих скоростей машинно-тракторных агр?гатов с 5—9 до 9—15 км/ч.
418
§ 155. Основные параметры автомобильных и тракторных двигателей
К числу основных параметров, характеризующих тепловую и динамическую напряженность автомобильных и тракторных двигателей, относятся: степень сжатия е, среднее эффективное давление ре, тактчость двигателя т, число оборотов коленчатого вала п. средняя скорость поршня число О’) и расположение
(L, V, II) цилиндров, отношение хода поршня к диаметру цилиндра
S А Л
р = *2у, отношение радиуса кривошипа к длине шатуна л = у, литровая 1УЛ, поршневая Ап и удельная мощности двигателя и литровый g3 и удельный g\ веса двигателя.
Ниже эти параметры рассматриваются более подробно.
Параметры рабочего процесса.
Степень сжатия. Степень сжатия е является основным параметром, от которого зависит эффективность и экономичность работы двигателя. С увеличением степени сжатия (до известного предела) увеличиваются термический ip, индикаторный тр и эффективный 1]е коэффициенты полезного действия, среднее индикаторное р, и среднее эффективное рс давления, а также индикаторная Лг,-и эффективная Ne мощности двигателя. Степени сжатия современных отечественных карбюраторных автомобильных двигателей изменяются в следующих пределах: двигатели грузовых автомобилей — е = 5,5—7,5; двигатели легковых автомобилей — в = - 6.0—10,5.
В США соответственные значения е равны 7,0—8,5 и 8,25—10,5 (и даже 12).
Увеличение е сверх указанных пределов ограничивается в настоящее время опасностью возникновения детонации, уменьшением прочности и увеличением износа двигателя и увеличением механических потерь. Улучшение качества топлива и применяемых для головок цилиндров и поршней материалов, совершенствование формы камеры сгорания, а также применение ряда других мероприятий позволяют ожидать дальнейшего роста в. Меньшие значения е для двигателей грузовых автомобилей объясняются большими размерами их камер сгорания, меньшей оборотностью, а также применением менее качественного топлива.
Поскольку газовозду шиые смеси обладают более высокими антидетонацпониыми качествами, чем бензовоздушные, степени сжатия двигателей газобаллонных и газогенераторных автомобилей выше, чем карбюраторных двигателей (для тех же автомобилей):
Двигатели на сжатом и сжиженном газе.....е = 7,0—9,э
Двигатели на генераторном газе...........е == 7,0 10,0
15 Зак 287
419
Степени сжатия автомобильных и тракторных дизелей в осно ном определяются способом смесеобразования и оборотностью и ич меняются в следующих пределах. 3
Дизели с неразделенными камерами сгорания . . . . е=14—|б
Дизели с вихревой и воздушной камерами.........е=16—17
Дизели с предкамерой . .......................е — |6_ 2Q
Среднее эффективное давление. Средние эффективные давления реЦ и pfA-, р<рег, соответствующие максимальному крутящему моменту Л-f и и максимальной мощности двигателя М-у, рСг (рис. 302), так же как и литровая и поршневая N мощности двигателя, являются параметрами, определяющими степень совершенства рабочего процесса двигателя, а тем самым и
Рис. 302. Характерные числа оборотов двигателя при работе сю с полной нагрузкой
совершенство его конструкции. В основном для увеличения среднего эффективного давления автомобильных и тракторных двигателей применяют следующие способы: повышение степени сжатия и применение обогащенных смесей (в карбюраторных двигателях), увеличение коэффициента наполнения, снижение механических потерь, наддув, улучшение рабочего процесса в цепом.
Значения реЛ-, ре[) г для современных автомобильных и тракторных двигателей изменяются в пределах, указанных в табл. 56.
Т а кт н ост ь двигателя. Такгпносгпыо двигателя т называется число оборотов коленчатого вала, приходящееся на один рабочий цикл двигателя.
Большинство автомобильных карбюраторных двигателей выпускается четырехтактными, что объясняется рядом преимуществ этих двигателей по сравнению с двухтактными, а также наличием большого опыта их конструирования и эксплуатации.
В дальнейшем при применении непосредственного впрыска топлива, улучшении процессов продувки (и тем самым повышении
450
экономичности), а также при уменьшении тепловой напряженности основных детален двигателя двухтактный процесс будет выгоден н для двигателей легкого топлива.
Таблица 56
Средние эффективные давления
Типы двигателей
Р< N Ре per кГ1см-
Карбюраторныс двигатели грузовых автомобилей . . . Карбюраторные двигатели легковых автомобилей . . Дизели автомобильные.............................
Дизели тракторные................................
6,5—9,0 7,0—10,5
7,0—9,5
5,0—7,0
Подавляющее большинство автомобильных и тракторных ди-зелей (около 95 ’6) выпускаются также четырехтактными.
За последние годы основные показатели двухтактных автомобильных дизелей, в том числе топливная экономичность, непрерывно улучшаются, что вызывает все большее их распространение.
Динамические параметры.
Оборотность двигателя Мощность двигателя пропорциональна числу оборотов коленчатого вала. Таким образом, из двух двигателей одинаковой мощности (при равенстве параметров реЛ, /, т) многооборотный двигатель будет иметь меньшие величины D и S и, следовательно, меньшие габариты и меньший вес, а также меньшую стоимость. Вместе с тем с увеличением числа оборотов увеличиваются силы инерции (пропорционально п2), а следовательно, и износ двигателя. Поэтому число оборотов двигателя необходимо выбирать исходя из назначения и условий его эксплуатации.
Поскольку легковые автомобили эксплуатируются при более высоких скоростях движения, чем грузовые, а рабочие режимы двигателей легковых автомобилей являются значительно менее напряженными, чем такие же режимы двигателей грузовых автомобилей, на легковых автомобипях устанавливают многооборотные двигатели.
Рабочие режимы тракторных двшателей по сравнению с автомобильными двигателями являются более напряженными, что ограничивает рост числа оборотов этих двигателей.
Характерные числа оборотов коленчатых валов современных автомобильных и тракторных двигателей приведены в табл. 57 и представлены на рис. 302, на котором
n,,v, пеМ — числа оборотов, соответствующие максимальной мощности и максимальному крутящему моменту двигателя;
п< per — число оборотов, при котором регулятор начинает резко снижать подачу смеси или топлива (в дизелях);
1б-
451
Ярэзн — разносное число оборотов, т. е. наибольшее число оборотов, развиваемое карбюраторным двигателем при отсутствии регулятора и работе на полностью открытой дроссельной заслонке без нагрузки;
«min — наименьшее устойчивое число оборотов, развиваемое двигателем при работе с полной нагрузкой;
«х. х — наибольшее число оборотов, допускаемое регулятором при работе на холостом ходу.
В карбюраторных двигателях с регулятором ?гх х изменяется в пределах (0,85—1,15) пе v. в дизелях — в пределах (1,05—1,10) «г per• '
Таблица 57
Характерные числа оборотов двигателя и средняя скорость поршня
Тип анигптелей пеК' персг. об/ инн а,п-м/сек
Карбюраторные двигатели: тяжелых грузовых автомобилей 2000-3500 1—V2
грузовых автомобилей средней и малой !ртзо-подъсмности 2800—4200 7—13
легковых автомобилей 3800—5500 8—16
спортивных и гоночных автомобилей 5000-14000 16—25
Четырехтактные дизели: тяжелых грозовых автомобилей и твтобгеов . . . 2000-3100 9-11
грузовых автомобилей средней и малой грузоподъемности 2200 -3600 9—12
легковых автомобилей 3000-1100 9-11
Двухтактные дизели: грузовых автомобилей средней и большой гру- зоподъемности 1700-3000 7—10
легких грузовиков 2000-3200 8—10
тракторные 1400—2300 5—9
Определяется по
Средняя скорость поршня, формуле
S/i .
и'п = 30 М/ССК.
Этот параметр является одним из важнейших параметров двигателя, так как определяет не только его быстроходность, но и характеризует конструкцию двигателя с точки зрения тепловой и динамической напряженности, а также с точки зрения линейного износа цилиндров.
Пределы изменения для автомобильных и тракторных двигателей приведены в табл. 57.
Параметры, характеризующие конструктивные особенности двигателя.
Число и расположение ц и л и и д р о в. Основные изменения в конструкции и работе автомобильного или трак
452
торного двигателя, связанные с увеличением или уменьшением числа цилиндров, следующие: размеры цилиндра, уравновешенность, равномерность хода, тепловая напряженность поршневой группы, износ двигателя, вес двигателя, габариты двигателя, стоимость производства, стоимость эксплуатации.
С увеличением числа цилиндров при одном и том же литраже двигателя размеры его цилиндров уменьшаются. Это уменьшение вследствие увеличения отношения внутренней поверхности цилиндра к его объему сопровождается усилением охлаждения двигателя.
Уменьшение размеров цилиндра карбюраторного двигателя и в особенности его диаметра позволяет создать камеру сгорания улучшенной формы. Это обстоятельство вместе с усилением охлаждения дает возможность повысить степень сжатия, а следовательно, н экономичность двигателя.
Для дизелей уменьшение диаметра цилиндра приводит к ухудшению смесеобразования. По этой причине автомобильные дизели выполняются с диаметром цилиндра не менее 75 мм.
Число цилиндров современных автомобпчьных и тракторных двигателей обычно четное (небольшое распространение имеют трехцилиндровые двигатели), что при однорядном расположении цилиндров позволяет получить необходимую уравновешенность двигателя.
Одноцилиндровые двигатели применяются только в микролитражных (сверхмалолитражных) автомобилях и маломощных тракторах.
По расположению цилиндров автомобильные и тракторные двигатели разделяются на однорядные (L), V-образные и оппозитные (II) двигатели.
Наибольшее распространение получили однорядные, или линейные, двигатели с вертикальным расположением цилиндров.
Такое расположение отличается удобством обслуживания двигателя, а также простотой конструкции блок-картсра. В некоторых случаях цилиндры однорядных двигателей располагаются горизонтально (например, в автобусах), наклонно и даже (крайне редко) головкой блока вниз (перевернутые двигатели).
С увеличением быстроходности все большее распространение получают V-образные шести-, восьми- и двеиадцатицилиндровые двигатели. Четырехцилнндровые V-образные двигатели встречаются сравнительно редко (например, двухтактный двигатель с воспламенением от сжатия Краусс-Маффей, двигатели автомобилей «Запорожец» и др.). В V-образиых автомобильных двигателях при установке на каждую шатунную шейку двух шатунов оси цилиндров расположены в двух плоскостях, линия пересечения которых обычно совпадает с осью коленчатого вала. V-образное расположение цилиндров позволяет значительно уменьшить габаритную длину, вес и стоимость двигателя.
453
а меньш ние сил инерции и лучшая уравновешенность п гар. иомерность хода, достигаемые при увеличении числа цилиндров] позволяют при одном и том же литраже двигателя повысить его обороты. ри этом увеличивается мощность двигателя и *меш,1 шается его удельный вес.
При увеличении числа цилиндров и однорядном их расположении длина двигателя несколько увеличивается, а высота и ширина уменьшаются.
Увеличение числа цилиндров имеет и отрицательные стороны: усложняются конструкции и обслуживание двигателя, увеличивается стоимость его производства и эксплуатации.
Данные о числе и расположении цилиндров автомобильных двигателей приведены в табл. 58.
Таблица 58 Число цилиндров двигателя
Тип автомобиля Число и расположение цилиндров
Сверхмалолитражные Малолитражные Легковые среднего литража Легковые высокого класса Грузовые с карбюраторными и газовыми двигателями Дизельные грузовые малого и среднего тоннажа Дизельные грузовые высокого тоннажа 1; 2, V-2 Н-2 2;3;4, V-1 11-4 4; 6, V-fi Н-6 V-8 4; 6, V-G V-8 4: 6; 8, V-8 V-8, V-12
Тракторные дизели с относительно малой и средней мощностью изготовляют обычно однорядными с вертикальным расположением цилиндров: одно- и двухцилиндровыми при мощности 15—30 л. с., четырехцилиндровыми при мощности 30—50 л. с. и четырех- и ше-стицнлиидровыми при мощности 70—120 л. с. Тракторные дизели большой мощности (150—300 л. с.) выпускают шести- и восьми-цилнндровымн, причем восьмицнлиндровые только с V-образным расположен нем цилиндров.
Отношение хода поршня к диаметру ц и-л ни др а р=^-. Это отношение является одним из основных параметров, влияющих на конструкцию двигателя.
Практика показывает, что целесообразное уменьшение величины р для современных автомобильных двигателей позволяет:
1) получить при значительных оборотах коленчатого вала умеренную скорость поршня и тем самым повысить механический к. п. д. двигателя;
2) получить большее перекрытие шатунных и коренных шеек и тем самым увеличить жесткость коленчатого вала:
454
3) увеличить срок службы поршневой группы, цилиндра и коленчатого вала;
4) упростить задачу размещения клапанов в головке цилиндра.
Вместе с тем с уменьшением величины р вес и длина однорядных двигателей увеличиваются, вследствие чего значительное распространение короткохолпые однорядные двигатели начали получать лишь в последние годы, когда при увеличившейся оборотности двигателей преимущества короткоходиости стали сказываться сильнее.
Уменьшение величины р особенно выгодно для \-образных двш ателей. так как позволяет получить для них наилучшие габаритные и весовые показатели.
Значения р для современных автомобильных и тракторных двигателей изменяются в следующих пределах:
Одяорядпые дви гатели:
карбюраторные легковых автомобилей .... 1,0—1,6
карбюраторные грузовых автомобилей .... 1,0—1,5
дизели четырехтактные ... ...........1,14—1,45
дизели двухтактные...................... 1,0—1,4
V-образиые двигатели:
карбюраторные легковых автомобилей .... 0,75—0,95 карбюраторные грузовых автомобилей .... 0,92—1,10 дизели четырехтактные................. 0,95—1,40
дизели двухтактные........-.............0,93—1,27
Значения о в двухтактных дизелях в основном определяются типом продувки.
Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна 2-=^-. Выбор значений X и, следовательно, длины шатуна / определяется следующими соображениями.
При увеличении X (укорочении шатуна):
1) увеличивается максимальный угол отклонения шатуна, что вынуждает для предотвращения задевания короткою шатуна о нижнюю кромку цилиндра делать в нижней части последнего вырезы;
2) увеличивается боковое давление на стенку' цилиндра, а тем самым и потери на трение и износ цилиндра;
3) увеличиваются силы инерции второго порядка (Ру-2), что также приводит к увеличению износа двигателя;
4) уменьшаются габаритная высота, вес двигателя и вес шатуна, что является единственным преимуществом коротких шатунов.
Для современных автомобильных двигателей величина X изменяется в пределах 1/3,0 4- 1/4,8, причем для быстроходных двигателей обычно применяют длинные шатуны (малые, значения 2.). Для тракторных двигателей в последнее время стали применять относительно короткие шатуны (2, = 1 3,2 4- 1/3,5).
Мощностные параметры двигателя.
Литровая мощность. Литровой мощностью №я называется максимальная эффективная мощность, которая может
455
быть снята с одного литра рабочего объема двигателя: аг дг< v
(120)
С увеличением параметра /Ул необходимый для обеспечения проектной мощности рабочий объем, а также габариты и вес двигателя уменьшаются.
Удельная поршневая мощность. Удельной поршневой мощностью двигателя А7П называется максимальная мощность двигателя, отнесенная к 1 дм- площади всех его поршней-
Л' с'1дм~- (120
Удельная поршневая мощность определяет удельную нагрузку на поршень и характеризует тепловую и динамическую напряженность деталей двигателя.
Удельная мощность. Удельной мощностью двигателя No называется наибольшая его эффективная мощность, приходящаяся на одну тонну собственного веса автомобиля или трактора:
N „ N
л. С.(Т\ = Л. с.[т. (122)
UQ UT
где G3, GT — собственные веса автомобиля и трактора, т.
Пределы изменения параметров Л7Л, Л7П и NQ автомобильных и тракторных двигателе! 1 приведены в табл. 59.
Т а б л и и, л 39
Мощностные и весовые параметры двигателей
Тины двигателей Лл, л. C./J л. с./д.ч3 Ло, J. с./т ^л» КГ/Л кГ/j. с.
Карбюраторные грлзовых автомобилей 15-45 20—35 15-60 50—120 2,2-10,0
Карбюраторные легковых автомобилей 20-55 15-45 25-190 50—100 0,7—4,0
Карбюраторные спор- [ тивных и гоночных авто- < мобилей 1 G0—170 250—300 50—150 200—250 200—-300 350—420 30-60 0,3—1,2
Четырехтактные дизели грозовых автомобилей . . . 10—25 15—3_> 8—20 70—150 3.0-9,0
Двххтактиые дизели грузовых автомобилей Тракторные дизели .... 18—32 10—20 25—12 12—20 15-33 10-20 100—180 100—230 3,0-8,0 8—20
* Величина в литературе по тракторам называется энергонасыщен-
костью.
456
Весовые параметры.
Литровым в е с. Литровым весом двигателя называется вес сухого двигателя, приходящийся на один литр его рабочего объема:
£Г, = р«кГ/л, (123)
где бдв — вес сухого двигателя, т. е. вес двигателя без воды и масла, кГ.
При помощи этого параметра можно оценивать совершенство конструкции двигателя и качество идущих на его изготовление материалов при условии, что сравниваются автомобильные или тракторные двигатели одинакового типа и литража. Для сравнения двигателе!! разного литража и разной оборотности параметр gn оказывается менее показательным, так как вес электрооборудования, приборов питания и некоторых других агрегатов мало зависит от размеров двигателя, а потому оказывает на величину (7ДП этих двигателей неодинаковое влияние. Для двигателей средней и большой мощности наблюдается тенденция уменьшения литрового веса двигателя с увеличением диаметра его цилиндров.
Удельный вес. Удельным весом двигателя называется вес сухого двигателя, приходящийся на 1 л. с. его максимальной мощности:
КГ/Л.С. (124)
N
Величина gx позволяет оценить легкость конструкции и степень форсировапности рабочего процесса двигателя. Пределы изменения величин gA и g\ для современных автомобильных пдракторных двигателей даны в табл 59.
§ 156. Общие замечания по расчету деталей автомобильных и тракторных двигателей на прочность и износ
При проведении расчетов на прочность деталей автомобильных и тракторных двигателей в настоящее время пользуются условными расчетами, отображающими действительные условия работы деталей с той или иной степенью приближенности; в некоторых случаях для ориентировочного определения размеров деталей применяют эмпирические формулы.
Основные причины неточности и условности этих расчетов следующие.
I. Трудность, а часто и невозможность, определения величины, характера действия и характера распределения по сечениям детали нагружающих ее усилий.
Если величину и характер изменения сил давления газов Рг и сил инерции Pj определить сравнительно не трудно, то характер их воздействия на деталь (характер приложения, скорость изме-
457
нения величины, продолжительность действия и т. д.) определен ни поддается очень трудно. Трудно также определить нагрузки, возникающие при упругих колебаниях детали, температурные нагруз км, а также нагрузки, возникающие при сборке сложных деталей-при затяжке болтов, при соединении элементов детали путем запрессовки и некоторые другие нагрузки.
2. Введение изменений в схему действия сил и схему их приложения с целью упрощения расчета (расчет коленчатого вала как разрезной балки, расчет днища поршня как равномерно нагруженной круглой пластинки, свободно опирающейся на кольцевую опору и т. д.).
3. Трудность учета влияния на работу двигателя жесткости деталей.
4. Трудность выбора допускаемых напряжений, па величину которых влияют многие факторы (конструктивная форма детали, технологически!! процесс изготовления, влияние зазоров, посадок, допусков и т. д.).
Несмотря па отмеченные недостатки, существующие расчеты деталей автомобильных и тракторных двигателей на прочность представляют значительную ценность, так как позволяют с известным приближением определить величину и схему действия нагружающих эти детали сил. Расчеты также позволяют определить значения напряжений, которые можно сравнивать с соответствующими значениями расчетов деталей успешно работающих аналогичных двигателей.
В настоящее время применяют следующие виды расчетов деталей автомобильных и тракторных двигателей: на прочность, жесткость, износ, упругие колебания, на тепловую напряженность.
Расчет на прочность. Как и другие виды рассматриваемых расчетов (за исключением расчета на тепловую напряженность), этот расчет состоит из двух частей:
1) определение опасных режимов работы двигателя и опасных нагрузок и положении рассчитываемой детали;
2) определение возникающих в детали при этих условиях напряжений и сравнение этих напряжений с допускаемыми.
Предельными напряжениями, при которых такие детали могут надежно работать, являются напряжения, определяемые из условий усталостной прочности материала. Величина этих напряжений зависит не только от материапа и его структуры, но и от ряда других факторов, влияние которых учесть расчетом не всегда возможно. К числу этих факторов относятся: характер изменения прилагаемой нагрузки, форма и размеры детали, способы механической и термической обработки, состояние поверхности, форма переходов и сопряжений и другие факторы.
В настоящее время расчет на усталостную прочность применяется для ряда деталей (коленчатый вал, шатун, поршневой палец и др.) поршневых двигателей внутреннего сгорания.
458
Расчет на жесткость. Для большинства деталей автомобильных и тракторных двигателей расчет на жесткость является более важным. чем расчет на прочность. Быстрый износ, заедание и даже поломки являются неминуемым следствием недостаточной жесткости деталей. Так, например, при недостаточной жесткости поршневого пальца чрезмерная его овализация может вызвать поломку бобышек поршня пли шатуна. К сожалению, расчету на жесткость (даже приближенному) пока поддаются лишь некоторые детали двигателя (распределительный вал, головки шатуна, цилиндровые гильзы). На практике необходимую жесткость деталей обеспечивают выбором меньших допускаемых напряжений, что связано в большинстве случаев с увеличением размеров и веса деталей и применением некоторых конструктивных мероприятии (усилительные ребра, пояса и т. д.).
Расчет на износ. Расчет трущихся деталей автомобильных и тракторных двигателей на износ обычно сводится к определению максимальных и средних удельных давлений на соприкасающиеся поверхности этих деталей. В некоторых случаях, как, например, при построении диаграмм предполагаемого износа шеек коленчатого вала, необходимо определять изменение давлении по величине и направлению за рабочий цикл двигателя. Кроме величины удельного давления, на износ двигателя влияют многие факторы, в том числе тепловое состояние двигателя, конструкция, жесткость, относительная скорость движения соприкасающихся деталей и величина зазоров между ними, состояние трущихся поверхностей, качество н количество подаваемого масла, давление в масляном слое и т. д.
Расчет на упругие колебания. Увеличение оборотности и числа цилиндров современных автомобильных и тракторных двигателей привело к увеличению частоты периодически изменяющихся сил, нагружающих детали двигателя, и тем самым к увеличению частоты вынужденных колебаний.
Это обстоятельство облегчает наступление резонанса гармоник более низкого порядка, при котором, как известно, амплитуда колебаний и напряжения в материале деталей сильно увеличиваются. Вследствие этого детали двигателя, не обладающие достаточной жесткостью, рассчитываются на упругие колебания.
Расчет деталей двигателя на упругие колебания заключается: а) в определении условий, при которых наступает резонанс; б) в подсчете резонансных амплитуд и напряжений, возникающих в материале детали, и в) в определении (в случае необходимости) способов предотвращения или уменьшения опасности резонансных колебаний.
К числу деталей двигателя, нуждающихся в расчете на упругие колебания, относятся в первую очередь коленчатый вал, шатун, клапанные пружины и распределительный вал.
Расчет деталей-двигателя на тепловую напряженность. Расчет заключается в определении рабочего теплового состояния деталей
459
и соответствующих этому состоянию тепловых напряжений, интенсивности проходящего через детали теплового потока, тепловых зазоров между деталями и, наконец, в определении обеспечивающих нанлучшне условия отвода тепла форм деталей.
В первую очередь расчету па тепловую напряженность подвергаются поршневая группа, головка и стенки цилиндров, коленчатый вал, выпускные клапаны, а также сложные детали, изготовленные из материалов с неодинаковыми коэффициентами линейного расширения.
§ 157. К расчету деталей двигателя на прочность с учетом переменной нагрузки
Переменные нагрузки, действующие на большинство детален
двнгатсля, вызывают в них переменные, периодически изменяющиеся напряжения. Период изменения этих напряжений Т равен периоду изменения сил давления газов Рг и сил инерции Р и зави-
сит от режима работы дви-
Рис. 303. Изменение напряжении при переменной нагрузке
гатсля.
Расчетные уравнения прочности при переменной нагрузке обычно составляются для наиболее опасных сочетаний возможных нагрузок.
Совокупность всех значений напряжений за один период называется циклом.
Экспериментально уста-
в основном влияют величины и
новлено, что на прочность знак максимальною атах и ми-
нимального Omin напряжений (рис. 303) цикла.
Цикл характеризуется также средним напряжением °т = ^!;1Х , амплитуде й цикла оа = т1-- и ко-
эффи циен том асимметрии цикла r = =
11 1 и О -4- (J
шах ш ~ л
Рассмотрим различные циклы изменения напряжений (рис. 304).
Симметричный цикл. Циклы, для которых численные значения максимального и минимального напряжений одинаковы по величине, но противоположны по знаку, называются симметричными (рис. 304, «); все остальные циклы — асимметричными.
Таким образом, для симметричного цикла имеем
ах— О'inin» —0» Г—
При статическом нагружении напряжение постоянно по величине и направлению
О\ппх — Од = 0, Г=1.
460
Цикл, для которого аш|п = 0, ао=-^ах = аг, и г = 0, называется пульсирующим циклом (рис 304, б).
Амплитуда цикла всегда больше нуля: аЛ^>0, среднее же напряжение от может быть как положительным (рис. 304, е), так и отрицательным (рис. 304, г).
Многочисленными экспериментами З'становлено, что при переменных нагрузках металлы могут разрушаться при максимальных напряжениях цикла огпзх, значительно меньших предела прочности <уп и даже предела текучести ол. Эти разрешения, называемые усталостными разрушениями, зависят не только от абсолютной величины напряжения Отах, ио и от величины амплитуды цикла оа.
Наибольшее максимальное напряжение цикла, которое способен выдерживать металл без разрушения при неограниченном числе (на практике Ют или 108) циклов, называется пределом выносливости, или пределом усталости. Этот предел зависит от коэффициента асимметрии цикла и обозначается буквой ог.
Наименьшее значение предел выносливости имеет при симметричном цикле (г — —1), _ являющемся в отношении усталостного разрушения материала наиболее опасным. При одинаковых значениях а|Пах этот цикл имеет по сравнению с другими циклами наибольшую амплитуду оа.
Предел выносливости при симметричном цикле обозначается для из-
гиба через о.!, для растяжения и сжатия через о~1г и для кручения— через *т v При пульсирующем цикле (г = 0) предел выносливости обозначается соответственно через сг0, тп.
Основными факторами, от которых зависит прочность деталей при переменной нагрузке, являются: асимметрия цикла, концентрация напряжений, форма и размеры деталей, качество поверхности, способы механической и термической обработки и тип напряженного состояния. Форма цикла и частота изменения напряжений влияют на прочность деталей значительно меньше.
Выносливость металла при асимметричном цикле хорошо характеризуется диаграммой атах — от (рис. 305). Часть этой диаграммы от ?1 до С характеризует область, в которой максимальные иапря-
461
б\ бт.
6
О
б
0
t,cex
™ а) 6max
О б о
1,сек
<5mix Г
t,ce*
Рис. 304. Рахчичные циклы изменения напряжений
жения omax меньше предела текучести а5, а прочность магерна iл определяется пределом выносливости аЛ. В области диаграммы от С до D прочность определяется пределом текучести о\„.
Часть диаграммы, расположенная слева от луча ОС*’характеризует область усталости, расположенная справа — область пластических деформаний. Отрезки ВЬ, Сс и ЬЕ, cG соответственно равны
На рис. 306 представлена схематизированная диаграмма пределов выносливости. Прямая АС проведена через точки Л и В ординаты которых равны пределам выносливости о 2 и <т0; прямая CD, ордината которой равна пределу текучести oSZi j оризонтальна
Рис. 305. Диаграмма пределов выносливости
Рис. 306. Схематизированная диаграмма пределов выносливости
Схематизированная диаграмма пределов выносливости для касательных напряжении может быть построена по значениям пре-
делов выносливости т 1э т0 и предела текучести т5.
Данные о механических свойствах сталей, применяемых в двигателях, приведены в табл. 60.
Расчет на прочность детален двигателя, подверженных действию переменных нагрузок, ведется обычно по запасам прочности.
Запасом прочности называется отношение усилия, разрушающего деталь, к действующему усилию или отношение предельного напряжения цикла к максимальному действующему напряжению
того же цикла.
Для нормальных и касательных напряжений запасы прочности:
(125)
462
Механические свойства сталей
463
Влияние концентрации напряжении, зависящих в основном от формы детален (наличия в них резких изменении сечении, канавок отверстии, резьбы), для нормальных и касательных напряжений учитывается эффективными коэффициентами концентрации /\'3 и /у
Эти коэффициенты представляют собой отношение предела выносливости аг или тг образца металла при отсутствии в нем концентрации напряжений к пределу выносливости <тгк или тгк такого же образца при наличии в нем концентрации напряжении:
026)
Для симметричного цикла
°-1к • Т.1К-
Приближенная зависимость между коэффициентами К, и /\. определяется соотношением
называемого масштабным фактором. Этот коэффициент
На величину предела выносливости влияют также абсолютные размеры детали. Это влияние учитывается при помощи коэффициента еы, равен отношению предела выносливости огдет детали и лабораторного образца ог:
е __ ° г д»т * " • и г '
Зависимость предела выносливости от качества обработки поверхности характеризуется технологическим фактором ет, представляющим собой отношение предела выносливости огпон лабораторного образца с заданной обработкой поверхности к пределу выносливости сгг образца с полированной поверхностью:
„ __нов
Ст — *
°г
Коэффициент, учитывающий оба фактора, для нормальных и касательных напряжений определяется из выражений:
вд = емэЕт?» = f (127)
&
Запасы прочности с учетом влияния концентрации напряжений, размеров и качества поверхности детали определяются по формулам:
a_i
= ~К
т
к,
е.
Л1
(128)
461
где
а. = ^-~-°« = 0 ,12-0,16, «о
а =2т-1--т.» =0,05 — 0.10.
то
Значения коэффициентов Л,, Л%, е0, е. определяются по таблицам или диаграммам. Для коренных и шатунных шеек коленчатого вала, в частности, принимают2,5 (у краев смазочных отверстии).
Общий запас прочности деталей, подвергающихся одновременному действию изгиба и кручения пли растяжения и кручения, определяется из соотношения
- Для детален автомобильных и тракторных двигателей запасы прочности /I., /7,, 72v изменяются в пределах 2,5—4,0.
Во время работы двигателя па его детали действуют следующие нагрузки: от сил давления газов, сил инерции возвратно-поступательно и вращательно движущихся масс кривошипно-шатунного механизма, упругих колебаний, сил трения и сил полезного сопротивления и тепловые нагрузки.
Нагрузка от сил давления газов. Для многих деталей двигателя она является основной! расчетной нагрузкой!. Максимальное давление газов р.Л| в карбюраторных двигателях имеет место при положении поршня примерно около в. м. т. при работе двигателя на полной нагрузке и оборотах п = п,Л[, соответствующих максимальному крутящему моменту. Режим максимального крутящего момента при расчете детален на силу давления газов в большинстве случаев является расчетным режимом При расчете условно считают, что максимальное давление газов имеет место при положении поршня в в. м. т., т. с. при = 360 ; а не при (р = 370—375°, как это имеет место в действительности.
Второ!! условностью расчета является пренебрежение нагрузкой от сил инерции, незначительной по сравнению с нагрузкой от газовых сил на режиме п = псМ.
Значительно реже расчет на силу давления газов ведется для режима максимальной мощности, т. е. для оборотов п ~ п,.л и Р: = Л-.v-
Нагрузка от сил инерции. Силы инерции с увеличением оборотности двигателя возрастают очень быстро, так как эти силы пропорциональны квадрату числа оборотов коленчатого вала.
Как известно, силы инерции поступательно движущихся масс резко изменяются по величине и направлению, вследствие чего действие их носит ударный характер. Величину сил инерции можно
165
определить по формулам:
Pj = тгы2 (cos tp -f- Z с<)S 2ф) кГ, Рс = тгГ(1)- к!\ S2—m2r(j)2 кГ,
(130)
(131)
(132)
где tn — масса прямолинейно возвратно-поступательно движущихся частей двигателя; *
— масса вращающихся частей двигателя;
/п2—масса нижней части шатуна;
<р — угол поворота коленчатого вала.
Наибольшего значения силы Ру достигают при положении порш-
ня в в. м. т., когда
Ру = ///ГО)2(1 4-Z) кГ.
Расчетным режимом на силы инерции для карбюраторных двигателей будет режим наибольших (разносных) оборотов, т. е. при п — првдп и п = пх.х для дизелей. Силами давтения газов по сравнению с силами инерции при проведении расчета на данном режиме пренебрегают.
Расчет на силы инерции для некоторых деталей автомобильных и тракторных двшателей (например, для шатунных болтов) является основным расчетом, для большинства же деталей расчет на прочность с учетом сил инерции является обязательным.
эасчет только на силы давления газов (режим п = пем) или только на силы инерции (режим п = /грл,„) ведется в предположении статического.действия этих сил.
При расчете деталей на усталостную прочность необходимо учитывать совместное действие сил.
Расчетным режимом в этом случае чаще всего является режим максимальной мощности (п = ne/V или п = пеус1).
Нагрузка от упругих колебаний. Силы давления газов и силы
инерции, являясь переменными, периодически изменяющимися силами, вызывают упругие колебания деталей п двигателя в целом. Возникающие при этих колебаниях дополнительные напряжения, складываясь с основными, достигают опасных величин при явлениях резонанса. Но и при отсутствии резонанса напряжения от упругих колебаний крайне нежелательны, так как, будучи знакопеременными напряжениями, они вызывают снижение предела усталости материала деталей. С целью ослабления вредного действия нагрузки от упругих колебаний принимают ряд мер, которые можно разделить на конструктивные и технологические.
К числу конструктивных мер относятся: выбор материала с достаточно высоким пределом усталости, меры по увеличению жесткости деталей, а также по устранению местных ослаблений (обеспечение плавных переходов, недопущение резких изменении сечения детати, правильная обработка отверстий и т. д.).
466
К технологическим мерам относятся рациональные методы обработки материала: обработка поверхности деталей с целью увеличения износостойкости и усталостной прочности материала, предохранение детален от коррозии и т. д.
Тепловая нагрузка. Надежная работа двигателя в значительной степени зависит от теплового состояния его деталей. При чрезмерно высоких температурах снижаются механические свойства металлов, возникают тепловые напряжения, изменяется форма детален и зазоры между ними, ухудшаются условия смазки и т. д Неправильный отвод тепла от детален, работающих в условиях высоких температур, и тепла трения, выделяющегося при работе взаимно перемещающихся деталей, может вызвать нарушение нормальной работы двигателя н преждевременный выход его из строя. Чтобы предотвратить или в крайнем случае ослабить отрицательные явлении, сопутствующие, работе двигателя при высоких температурах, конструктору приходится уделять много внимания вопросам подвода и отвода тепла, а ответственные детали двигателя подвергать расчету на тепловую напряженность.
ГЛАВА XXXV
ЦИЛИНДРЫ, БЛОКИ, КАРТЕРЫ, БЛОК-КАРТЕРЫ И ГОЛОВКИ ЦИЛИНДРОВ
§ 158. Общие положения
Цилиндры, головки цилиндров или головки блока, картер с масляным поддоном, уплотнительные прокладки, сальники и детали крепления являются элементами двигателя. На двигателе крепятся различные механизмы, аппараты и вспомогательные агрегаты. Внешняя форма двигателя зависит в основном от числа, расположения и группировки цилиндров, типа охлаждения и конструкции механизма газораспределения.
В современных автомобильных и трактбрных двигателях жидкостного охлаждения головка обычно выполняется отъемной и общей на несколько цилиндров; в двигателях воздушного охлаждения на каждый цилиндр, как правило, устанавливается индивидуальная головка.
На головку цилиндра действуют силы давления газов, силы, возникающие при затяжке шпилек (или болтов), и температурные нагрузки.
Цилиндры и гильзы цилиндров нагружаются силами давления газов, боковой нагрузкой от поршня и температурной нагрузкой. Переменная по величине и направлению боковая нагрузка вызывает изгиб и вибрацию цилиндра и ослабляет его крепление к картеру. Степки цилиндра под действием возникающих при движении поршня сил трения подвергаются, кроме того, износу.
По конструкции цилиндры современных автомобильных и тракторных двигателей можно разделить на три группы:
I) цилиндры, изготовленные раздельно и крепящиеся на картере независимо друг от друга;
2) блок цилиндров — цилиндры, выполненные в виде общей отливки;
3) блок-картер — цилиндры, отлитые вместе с рубашкой охлаждения и верхней частью картера.
Картер является основанием двигателя, внутри которого размещаются коленчатый вал и другие детали двигателя.
Во время работы двигателя на картер передается действие всех возникающих при этом сил. Картеры однорядных автомобильных и тракторных двигателей, как правило, выполняются разъемными, что улучшает условия сборки двигателя. Плоскость разъема картера в однорядных двигателях выполняется перпендикулярно осям цилиндров, в V-образных — перпендикулярно плоскости симметрии двигателя. Для увеличения жесткости верхней части картера плоскость разъема его часто опускается ниже осн коленчатого вала.
468
§ 159. Блок-картер двигателя
В современных автомобильных карбюраторных двигателях жидкостного охлаждения все цилиндры большей частью отливаются совместно с рубашкой охлаждения и верхней частью картера, т. е. в виде блок-картера. Внутри блок-картера размещаются детали кривошипно-шатунного механизма и часть детален механизма газораспределения и систем смазки и охлаждения. Остальные детали этих систем, а также аппараты и приборы питания и электрооборудования, картер привода распределительного вала и картер маховика крепятся к блок-картеру снаружи.
В автомобильных и тракторных дизелях жидкостного охлаждения цилиндры, как правило, изготовляют в виде мокрых гильз.
В V-образных двигателях жидкостного охлаждения цилиндры отливают в виде двух блоков как совместно с верхней частью общего картера, так и отдельно от него. В последнем случае блоки цилиндров крепятся к картеру болтами или шпильками.
Блок-картерная система отливки обеспечивает конструкции прочность, жесткость, надежность, компактность и позволяет значительно снизить вес двигателя и затраты на обработку.
Недостатком конструкции блок-картера, отлитого совместно с цилиндрами, является то, что в случае выхода из строя одного из цилиндров (трещины, повреждения зеркала цилиндра и т. д.) приходится менять весь дорогостоящий блок-картер или (в редких случаях) производить сложный ремонт.
К числу недостатков относятся и имеющие место в некоторых двигателях деформации блок-картера. Эти деформации возникают под действием механических и температурных нагрузок, а также из-за перераспределения в процессе механической обработки внутренних напряжений в заготовке. Последний недостаток может быть полностью или частично устранен путем применения соответствующей термической обработки.
Следует отметить некоторую сложность отливки блок-картера по сравнению с отливкой блока цилиндров.
Пространство между стенками блок-картера п стенками цилиндров или стенками мокрых вставных гильз, в котором циркулирует охлаждающая жидкость, называется водяной рубашкой. Для обеспечения большей жесткости блок-картера и лучших условий охлаждения двигателя водяная рубашка располагается чаще всего по всей длине цилиндра (ГАЗ-51 — рис. 307 и др.). В некоторых случаях водяная рубашка окружает только верхнюю часть цилиндров.
Толщина водяной рубашки 6П. р изменяется в пределах 4—40 мм\ она обычно остается постоянной по длине цилиндра, но возрастает с увеличением его диаметра и напряженности работы двигателя. Для лучшего охлаждения наиболее нагретых деталей во многих автомобильных карбюраторных двигателях водяная помпа подает
469
воду сначала в расположенную внутри блока (см. рис. 307) головки цилиндров стальную водораспределительную тр\бу в трак орных двигателях в водораспределительный канал
о верст ня в этой трубе вода в первую очередь nocTv-ает к выпускным патрубкам и верхней части цилиндров. Заслу
Рис. 307. Поперечный разрез двигателя ГЛЗ-51
живает большого внимания применение принудительного раздельного охлаждения для цилиндров и их головки.
Для обеспечения равномерного отвода тепла необходимо, чтобы водяная рубашка окружала цилиндры полностью. В автомобильных карбюраторных двигателях с относительно малой длиной выполнение этого требования встречает затруднения, вследствие чего цилиндры таких двигателей приходится отливать с общей смежной стенкой.
470
Толщина стенок водяной рубашки бр, так же как и толщина стенок верхней части картера 6кр, определяется размерами и необходимой жесткостью блок-картера и конструктивными соображениями и технологическими возможностями завода. Эти величины
Рис. 308. Поперечный разрез двигателя 311. Ь130
в
6р = 0,0--/,М Л1Л», wKp
В алюминиевых <
чугунных блок-картерах изменяются в следующих пределах: — з 5—7 0 лкн; 6КР — 4,0—8,0 мм.
В алюминиевых блок-картерах, отлитых в песочные формы топшипа стенок бо и бк„ увеличивается на 1,5—2,0 мм. При отливке поддавлением разница в размерах 6Р, бвр для чугунных и алюмин..-евых блок-картеров уменьшается.
471
Рис. 309. Продольный разрез двигателя ЗИЛ-130
В блок-картерах из модифицированного чугуна толщина стенок изменяется в пределах 3,2—4,0 мм.
Внутри блок-картера имеются перегородки, в которых размещаются гнезда для подшипников коленчатого вала, а в некоторых случаях и распределительного.
Перегородки и наружные стенки блок-картсра часто снабжают ребрами, что позволяет значительно увеличить жесткость его.
\ величенне жесткости блок-картера и, в частности, коренных подшипников коленчатого вала может быть достигнуто и понижением плоскости крепления нижней части картера—поддона отно
Рис. 310. Туннельный картер
сительно оси коленчатого вала (автомобильный карбюраторный двигатель ЗИЛ-130 — рис. 308 и 309 и др.).
Применение полиоопор-ных коленчатых валов также повышает жесткость блок-картера и, как и опускание плоскости его разъема, обеспечивает более равномерное распределение напряжений в стенках блок-картера, ио несколько увеличивает его вес. В местах сверления продольных и поперечных масляных каналов боковые стенки и перегородки блок-картера имеют утолщения.
Значительное повышение жесткости п уменьше
ние веса блок-картера может быть достигнуто при применении неразъемных, так называемых туннельных картеров (рис. 310).
В двигателях с такими картерами часто применяют разборные коленчатые валы с роликовыми подшипниками или коленчатые валы с подшипниками скольжения большого диаметра; в последнем случае коренная шейка и щека выполняются как одно целое. Эти валы устанавливают в собранном виде с шариковыми пли роликовыми подшипниками с торца картера.
Нижняя часть картера, пли поддон, прикрывающий снизу коленчатый вал с подшипниками, в автомобильных и тракторных двигателях служит обычно и резервуаром для масла.
В автомобильных двигателях эту часть штампуют из листовой стали толщиной 1—2 льч (см. рис. 308 и др.) или отливают из алюминиевого сплава (рис. 311); в тракторных дизелях ее отливают чаще всего из чугуна. Нижняя часть картера крепится к верхней
473
его части болтами или шпильками гт
Рис 311. Поперечный разрез двигателя В-2
дорхдой иТидо^Хями гппОбкпече,,,1С “отности стыка между пых или пробковых прокладок ра Д0СТНгается Упаковкой бумаж-
Чтобы уменьшить пснообразование масла во время работы двигателя, расстояние между боковыми стенками картера и крайними точками коленчатого вала и нижних головок шатунов делают равным 20—30 мм.
Для предотвращения утечкн масла в местах прохода через стенки картера концов коленчатого вала применяют различные виды уплотнений: войлочные, пробковые, лабиринтовые уплотнители, маслосгонные резьбы, маслоотражательные кольца.
В нижней части перечней и задней стенок, а также внутренних перегородок блок-картера расположены коренные подшипники коленчатого вала. Коренные и шатанные подшипники являются одними из наиболее нагруженных деталей двигателя, определяющих надежность его работы и срок службы. В подавляющем большинстве автомобильных и тракторных двшателей в качестве коренных подшипников применяются подшипники скольжения с разрезными вкладышами, состоящими из двух половин (верхней и нижней). В очень редких случаях коренные подшипники выполняют с одним верхним вкладышем, что улучшает отвод тепла от подшипника, но усложняет и удорожает его ремонт.
Съемные крышки (бугели) этих подшипников для обеспечения необходимой жесткости выполняются массивными, с оребрением и широкоразвитыми стыковыми поверхностями.
Крышки коренных подшипников крепятся к блок-картеру двумя или четырьмя (при длинных подшипниках) болтами или шпильками.
В некоторых двигателях крышки коренных подшипников крепятся анкерными болтами.
При алюминиевых крышках для обеспечения равномерного распределения усилий на их поверхности под ганки силовых шпилек подкладывают стальные шайбы или накладки.
В V-образных двигателях, особенно в дизелях, крышки коренных подшипников крепятся к картеру не только вертикальными шпильками /, но и горизонтальными шпильками 2 или болтами 3 (рис. 312). Дополнительные шпильки пли болты зажимают крышку между боковыми опорными плоскостями 4, что увеличивает жесткость коренных опор коленчатого вала, нагружаемых в этих двигателях в горизонтальной плоскости значительными силами и моментами .
По конструкции вкладыши разделяются на тонкостенные (1,5— 3,0 лги) и толстостенные (4—6 мм).
В настоящее время вкладыши изготовляют из малоуглеродистых сталей и (значительно реже) из бронзы или латуни. Для заливки поверхности вкладышей, соприкасающейся с коренными шейками (рабочей поверхности), в карбюраторных двигателях применяют оловянистые баббиты, обладающие высокими антифрикционными свойствами, в дизелях — свинцовистую бронзу, выдерживающую по сравнению с баббитами более высокие удельные
475
давления и температуры. Толщина антифрикционной заливки 0,4— 1,0 м. В алюминиевых блок-картерах общую радиальную толщину вкладышей для повышения их жесткости увеличивают в 1 5— 1,8 раза.
Вкладыши коренных подшипников устанавливают в их постелях с натягом. Величина натяга для чугунных постелей при наружном диаметре вкладыша 60—110 мм не превышает 0,06—0,08 лги, при алюминиевых постелях натяг несколько увеличивают.
За последние годы в автомобильных карбюраторных двигателях получили распространение тонкостенные трнметаллические вкладыши. В двигателях ЗИЛ-130, в частности, эти вкладыши изготовляют из стальной ленты с нанесенным на нее медноннкелевым подслоем и антифрикционным сплавом на свинцовой основе СОС 6-6 (6% олова, 6% сурьмы, остальное свинец).
Рис. 312. Дополнительные крепления крышки коренного подшипника
Этот сплав по своим антифрикционным свойствам, усталостной прочности, сопротивпяемости усталостному выкрашиванию, при-рабатываемостн и способности поглощать абразивные частицы значительно превосходит применявшийся ранее самый дорогой баббит Б-89. При заливке подшипников коленчатого вала сплавом СОС 6-6 износ шеек коленчатого вала снижается на 15—20%.
Сплав СОС 6-6 применяется во всех отечественных автомобильных двигателях. Обработка вкладышей и их постелей обеспечивает необходимый зазор между вкладышем и шайкой, а также взаимозаменяемость вкладышей. При износе подшипника заменяют оба вкладыша; в зависимости от степени износа новые вкладыши могут' быть номинального или ремонтного размера.
Блок-картер является наиболее сложной и трудоемкой в литье и обработке деталью двигателя. Блок-картеры в большинстве случаев отливаются из обладающих высокими литейными и механическими качествами серых мелкозернистых чугунов. Микроструктура чугунов для блок-картеров — перлитная основа с равномерно
476
распределенными мелкими включениями графита; твердость НВ 180—250.
Во многих автомобильных н некоторых тракторных двигателях для уменьшения веса блок-картеры отливают из алюминиевых сплавов. В этом случае в блок-картере устанавливаются стальные гильзы (днзе.1И*В-2) или гильзы из легированного чугуна.
Для автомобильных двигателей замена чугунных блок-карте-ров и головок цилиндров алюминиевыми позволяет уменьшить вес этих двигателей примерно в два раза.
В последнее время выпускают блок-картеры и отдельные цилиндры из алюминиевых сплавов с хромированной рабочей поверхностью цилиндров (двигатели «Порше» фирмы Мале и др.). Изготовление цилиндров и поршней из одинаковых легких сплавов позволяет получить примерно одинаковое тепловое расширение этих деталей и уменьшить до минимального необходимый зазор между ними. Хромирование зеркала цилиндра повышает также его антикоррозионную стой кость и несколько уменьшает потерн на трение (низкий коэффициент трения). Для обеспечения хорошей смазки зеркало цилиндра обычно подвергается пористому хромированию, поскольку пористое хромовое покрытие обладает способностью удерживать масло в своих порах и углублениях.
Гильзы цилиндров. Блок-картеры современных автомобильных и тракторных двигателей часто изготовляют со вставными гильзами. Эти гильзы могут быть сухими и мокрыми. Короткие сухие гильзы, изготовленные из кислотоупорного (аустенитного) чугуна, запрессовывают в верхней, наиболее изнашивающейся части цилиндра (см. рис. 307).
Применение в верхней части цилиндров коротких гильз из высоколегированного чугуна типа нирезист позволяет повысить износостойкость цилиндров в 3—4 раза. Замена материала коротких гильз, содержащего 12—14 6 никеля, на другой, не содержащий дефицитных материалов, сплав позволит применять эти гильзы во всех отечественных карбюраторных двигателях.
Значительно большие удобства представляют сменные сухие гильзы. Такие гильзы, изготовленные из хромоникелевого чугуна и обработанные с большой степенью точности, устанавливают обычно па всю длину цилиндра (рис. 313, б).
Иногда длинные запрессованные сухие гильзы изготовляют без опорных кольцевых буртиков. Толщина стенок сухих гильз изменяется в пределах 2—4 мм.
Блок-картеры с мокрыми гильзами, т. е. гильзами, омываемыми снаружи охлаждающей жидкостью (рис. 313, а), по сравнению с блок-картерамп с сухими гильзами обладают мснынси жесткостью. Поскольку мокрые гильзы обеспечивают лучший отвод тепла, такие гильзы применяют в форсированных двигателях. Мокрые гильзы, в частности, имеют тракторный дизель ОМД-14 (рис. 314), автомобильные карбюраторные двигатели М-21, ЗИЛ-130 и др. Пзношеи-
477
ные мокрые гильзы в большинстве случаев не ремонтируют, а заменяют новыми без снятия двигателя с шасси.
Таким образом, изготовление вставных гильз из высококачественного износостойкого чугуна пли стали позволяет удлинить срок службы цилиндров.
В блок-картере мокрую гильзу устанавливают в двух направляющих поясах (см. рис. 308 и 31 И, причем диаметр верхнего направляющего пояса выполняют несколько большим, чем диаметр нижнего. Для обеспечения свободного удлинения гильзы при нагреве се устанавливают в нижнем поясе с небольшим зазором (ходовая посадка).
Опорный кольцевой фланец мокрой гильзы чаще всего находится в ее верхней части (рис. 315, о); в некоторых двигателях этот
Рис. 313. Конструкции мокрой и сухой гильз цилиндров
фланец находится несколько ниже верхней плоскости блока (рис. 315, б) и даже в нижней части гильзы (рис. 315, в).
Удаление опорной плоскости гильзы от верхней плоскости блок-картера позволяет несколько снизить температуру верхней части гильды (а следовательно, и поршневых колец), а также предотвратить коробление этой части, которое может иметь место при неравномерной передаче усилий от затяжки крепежных шпилек головки цилиндров.
Для предотвращения прорыва газов в охлаждающую жидкость и просачивания этой жидкости в цилиндр и картер двигателя мокрые гильзы снабжают уплотнительными прокладками. Верхние прокладки — меди о-асбестовые, железо-асбестовые, стальные, алюминиевые и другие — ставятся между головкой и плоскостью блока. Нижние прокладки — обычно круглые резиновые кольца — устанавливают с натягом чаще всего в кольцевых канавках нижнего пояса гильзы (см. рис. 308 и 315, в и др.).
Силовые шпильки головки блока ввертывают в бобышки, соединенные со стенками водяной рубашки, и располагают на возможно меньшем расстоянии от осей цилиндров.
478
Рис. 314. Поперечный разрез
дизеля СМД-14
Оси силовых шпилек стремятся совместить с осью несущей стенки блок-картера (рис. 315, г). Это препятствует возникновению в несущей стенке изгибающих моментов и сохраняет заданную геометрическую форму гильзы.
Затяжка силовых шпилек производится в определенном, указа июм заводской инструкцией порядке, что обеспечивает правильное прилегание плоскостей головки цилиндров и блок-картера и предотвращает коробление гильз.
Внутренняя поверхность гильз тщательно обрабатывается (хонингуется . Такой же тщательной обработке подвергают цилиндрические поверхности блока под сухие гильзы и наружную поверх-
Рис 315. Конструкции мокрых гильз цилиндров
ность сухих гильз, что обеспечивает плотное прилегание гильз к стенкам цилиндров и улучшает отвод тепла в охлаждающую жидкость.
Гильзы цилиндров должны быть прочными, жесткими, износостойкими, обеспечивать возможно меньшие потери иа трение поршня о зеркало цилиндра. Внутренняя и внешняя поверхности гильз должны обладать антикоррозионной устойчивостью. Конструкция гильз должна также обеспечивать надежность уплотнении в местах стыков гильз с головкой и блоком цилиндров.
для повышения жесткости мокрых гильз наружная поверхность их выполняется иногда с кольцевыми ребрами (см рис. 313, а). Твердость и износостойкость рабочей поверхности гильз .может быть повышена цементацией, азотированием, пористым хромированием или закал кон токами высокой частоты.
В автомобильных и тракторных четырехтактных двигателях наибольшее распространение получили чугунные гильзы. Тонкие стальные гильзы применяют главным образом в дизелях при высоких давлениях сгорания и повышенной средней скорости
поршня.
В двухтактных двигателях, как правило, применяют чугунные гильзы: сухие (дизели ЯАЗ-204; ЯАЗ-206 и др.) и мокрые (дизели Греф—Штифт и др.).
В настоящее время дизели выпускают как с мокрыми, так и с сухими гильзами.
-1S0
В двигателях воздушного охлаждения конструкция оребрения и необходимость создания охлаждающих воздушных потоков не позволяют применять блок-картерный тип отливки В этих двигателях применяют отдельно отлитые цилиндры с воздушными ребрами, расположенными чаще всего перпендикулярно оси цилиндра. Цилиндры крепятся к верхней части картера короткими шпильками (рис. 316, б) через опорный фланец (несущие цилиндры) или при помощи анкерных (несущих) шпилек (рис. 316, а). Для обеспечения жесткости конструкции часто применяют картеры туннельного типа с сильно оребренными стенкам к
Цилиндры двигателей воздушного охлаждения изготовляют как из одного (монометаллические), так и из двух (биметаллические) металлов. Монометаллические цилиндры делают из стали, чугуна и легких сплавов.
Рис. 316. Способы крепления цилиндра
двшателя с воздушным охлаждением
При изготовлении цилиндров из стали ребра обрабатывают на станках. Вследствие высокой стоимости из1 отовления стальные цилиндры в автомобильных п тракторных двигателях распространения не получили; эти цилиндры могут найти применение в форсированных двигателях большой мощности. Чугунные цилиндры применяют как с литыми, так н с механическими обработанными ребрами, главным образом в двигателях с большим диаметром цилиндров.
Цилиндры из алюминиевых сплавов применяют в основном в двигателях небольшой мощности; внутренняя поверхность их покрывается твердым слоем пористого хрома толщиной 100—150 мкм.
Из биметаллических цилиндров получили распространение чугунные или стальные цилиндры с залитыми (пли навитыми) алюминиевыми ребрами. Во избежание расслоения отливки коэффициенты линейного расширения соединяемых металлов должны быть примерно одинаковыми.
В некоторых случаях стальные или чугунные гильзы запрессовывают в алюминиевые оребренные цилиндры. Из-за непо. ного
16 Зак. 287
4Я1
контакта между соприкасающимися поверхностями теплоотдача в акпх цилиндрах происходит хуже, чем в биметаллических цилиндрах, полученных отливкой.
Расчет блок-картера. Сложность конструкции блок-картера с его перегородками, ребрами, отверстиями и каналами весьма затрудняет определение величины и направления нагружающих блок-картер сил и фактических напряжении в его элементах.
Ориентировочно толщина стенки чугунного цилиндра до его расточек и шлифовок, пли так называемая номинальная толщина: для автомобильных двигателей
= 0,050 ф2 лмг,
для тракторных двигателей
бн = (0,065 -0,075) D, (134)
где D —диаметр цилиндра, мм.
Установленные размеры блок-картсра все же целесообразно проверить проведением упрощенного прочностного расчета и сравнением полученных при этом условных допускаемых напряжений с такими же напряжениями в блок-картерах аналогичных успению работающих двигателей
При проведении расчета цилиндров и вставных цилиндровых гильз рассматривают лишь основные нагрузки: нагрузку от давления газов, боковую нагрузку от поршня и температурные нагрузки. Влиянием водяной рубашки, соединительных стенок и клапанных коробок пренебрс!ают, что делает расчет условным. Наиболее опасной нагрузкой в этом случае является внутреннее давление газов, вызывающее напряжения разрыва пр по образующей цилиндра и Пр — по кольцевому сечению:
ар = ^к/7слЛ (135)
аР=^ц- кГ/см\ (136)
где р..п — максимальное давление газов, определяемое из теплового расчета, к Г см2;
6р — расчетная или наименьшая толщина стенки цилиндра, т. е толщина стенки после последней расточки цилиндра.
Величина 6 может быть определена по эмпирической формуле
61, = d„ — Ад ^0,050, (137)
где Аб №. 2 мм — уменьшение толщины стенки цилиндра за счет возможных смещений стержня при отливке и последующих расточек.
482
Значения сгр для современных карбюраторных двигателей при
чугунных стенках цилиндров или чугунных в пределах ар = 300—600 кГ см2; для двигателей устарелых конструкций — сгр = = 130—350 кГ см2, для стальных мокрых гильз — ор = 800—1200 кГ/см2.
При определении напряжения ор по формуле (135) имеется в виду, что поршень находится в н. м т. Подстановка в эту формулу величины р..и вместо величины рь, соответствующей расчетному положению поршня, является одной из условностей расчета.
Поскольку Ор = 0,5 ор, напряжения разрыва в кольцевом сечении цилиндров двигателей жидкостного охлаждения не
гильзах изменяются
Рис. 317. Расчетная схема цилиндра
определяются. Для двигателей воздушного охлаждения с перпендикулярным оси цилиндра оребрением определение величины ор необходимо. При наличии в двигателе вставных мокрых гильз желательно проверить на разрыв стенки водяной рубашки:
ар = кГ/см*. (138)
где Р:м = РгМЯ^~—сила, разрывающая водяную рубашку, кГ; fn.p — площадь поперечного сечения водяной рубашки одного цилиндра, см2.
Полученное напряжение ор следует сравнить с такими же напряжениями в аналогичных двигателях.
Вставные гильзы цилиндров следует проверить на изгиб силой
Л (рис. 317):
М »Т
°« = ^~,в^кГ/см2- <139>
0,1 D,
где — наружный диаметр гильзы, см;
b — плечо силы N;
,И ( — максимальный изгибающий момент, определяемый по
графику Л1ц — q
Ввиду относительно мапой величины момента/И max напряжения изгиба получаются незначительными (ои < 300 кГ см2). Следует иметь в виду, что при недостаточном укреплении мокрых гильз сила N может вызвать их расшатывание и просачивание воды в местах уплотнений.
Вследствие наличия во время работы двигателя значительной разности температур в цилиндрах и цилиндровых гильзах в них
483
имеют место температурные напряжения. Эти напряжения не представляют опасности для нормальных двигателей, но могут привести к разрушению двигатель с неудовлетворительной системой охлаждения и чрезмерной разностенностыо блок-картера.
В большинстве случаев вычисление температурных напряжений затруднительно; их влияние на прочность цилиндров и цилиндровых I ильз учитывается уменьшением допускаемых напряжений.
§ 160. Головка цилиндра
Головка цилиндра вместе с его стенками и днищем поршня образует камеру сгорания, которая должна обеспечивать наивы-годиеишее протекание рабочих процессов, а тем самым и максимально возможные для данной степени сжатия мощность и экономичность двигателя.
Головка цилиндра должна, кроме того, обладать необходимыми прочностью, жесткостью и удобством монтажа и регулировки механизма газораспределения.
Конструкция головки зависит в основном от типа и размеров двигателя, формы камеры сгорания, способа охлаждения, вида механизма газораспределения, расположения клапанов, форсунок и свечей, а также конструкции топливоподающей системы.
В современных автомобильных и тракторных двигателях жидкостного охлаждения при блочной или блок-картерной отливке цилиндров на каждый ряд цилиндров обычно устанавливается общая съемная головка — головка блока. В двигателях грузовых автомобилей и автобусов большой мощности и тракторных дизелях с большим диаметром цилиндров иногда встречаются групповые головки на два или на три цилиндра. В многоцилиндровых двигателях отдельные головки на каждый цилиндр устанавливают в настоящее время лишь в двигателях воздушного охлаждения. Головка блока крепится к блок-картеру при помощи шпилек или болтов. В некоторых случаях оба вида крепления применяют совместно.
В зависимости от расположения клапанов головки цилиндров карбюраторных двигателей могут быть сведены к трем типам: I) головки двигателей с боковыми клапанами (см. рнс. 307), 2) головки двигателей с подвесными клапанами (см. рис. ЗОЯ и 314) и 3) головки двигателей со смешанным расположением клапанов (впускной! клапан — в головке, выпускной — в блоке цилиндров, рис. 318). Камеры сгорания третьего типа применяют в настоящее время в некоторых газовых двигателях.
Конструкции головок цилиндров автомобильных и тракторных дизелей, выпускаемых, как правило, с подвесными клапанами, определяются видом смесеобразования и конфигурацией камеры сгорания.
В карбюраторных и газовых двигателях с подвесными клапанами камеры сгорания располагаются обычно в головке блока.
484
Такое расположение позволяет придать камере сгорания желаемую форму, обеспечить необходимое охлаждение ее стенок, а также
предохранить верхнюю часть цилиндров от перегрева и связанных с ним недостатков (деформации и повышенные напряжения, выгорание масла, закоксовывание поршневых колец и т. д.).
В дизелях, кроме камер сгорания, расположенных в головке
цилиндров, встречаются камеры сгорания, размещенные в поршне и сбоку цилиндра.
Материалами для головок цилиндров современных автомобильных и тракторных двигателей служат чугун и алюминиевые сплавы.
Рабочие температуры головок цилиндров из алюминиевых сплавов при прочих равных условиях ниже рабочих температур чугунных головок цилиндров.
Головки цилиндров должны обеспечивать качественное протекание процессов двигателя (в особенности процессов наполнения и сгорания), а также необходимою теплоотдачу в стенки камеры сгорания. Последнее достигается в головках с относительно малой поверхностью камеры сгорания. На протекание рабочих процессов двигателя сильно влияет форма камеры сгорания, которая в карбюраторных двигателях в основном определяет наибольшую допустимую условиями бездетонаци-онного сгорания степень сжатия.
Камеры сгорания двигателей
Рис. 318. Поперечный разрез двигателя со смешанным расположением клапанов
с подвесными клапанами и дви-
гателей со смешанным расположением клапанов обладают рядом преимуществ. Эти камеры имеют компактную форму, благодаря чему их относительная поверхность, а следовательно, и потери на охлаждение получаются меньшими, чем в камерах двигателей с боковыми клапанами. Благодаря меньшим сопротивлениям при всасывании (отсутствие резких поворотов всасываемого потока и относительно слабые его удары о днище поршня, меньшие вихри и меньшие потери на трение смеси о стенки камеры) коэффициент наполнения тр, двигателей с подвесными клапанами выше, чем двигателей с боковыми клапанами.
Камеры сгорания двигателей с подвесными клапанами допускают бочее высокие степени сжатия, что позволяет повысить литро
вую мощность и экономичность двигателя.
485
Вместе с тем механизмы газораспределения с подвесными клапанами по сравнению с механизмами газораспределения с боковыми клапанами являются более сложными и дорогими.
Продолжающееся повышение степеней сжатия и литровых мощностей двигателей вынуждает, однако, заводы отказываться от применения простых и дешевых двигателей с боковыми клапанами, так что в настоящее время большая часть карбюраторных двигателей легковых и грузовых автомобилей выпускается с клапанами, расположенными в головке
Рис. 319. Камера сгорания двигателя «Форд»
блока. Клиновидная камера сгорания одного из таких двигателей (двигателя ЗИЛ-130) представлена па рис. 308.
Клиновидная камера сгорания двигателя «Форд», расположенная не в головке, а в цилиндре двигателя, представлена на рис. 319. Завнхрпванис рабочей смеси во время хода сжатия осуществляется при помощи вытеснителя, которым является выступающая часть днища поршня. Поверхность камеры сгорания полностью обрабатывается, что позволяет свести от
клонения в объемах камер сгорания (а следовательно, и разницу в степенях сжатия отдельных цилиндров) до минимума.
Головки цилиндров дизелей. Конструкции головок цилиндров дизелей определяются формой камеры сгорания.
В зависимости от способа смесеобразования камеры сгорания дизелей разделяются на два основных типа:
1) неразделенные камеры сгорания или камеры сгорания непосредственного впрыска и 2) разделенные камеры, к числу которых относятся вихревая камера, предкамера и другие камеры.
В головке цилиндра размещаются впускные и выпускные клапаны с соответствующими каналами, форсунки, полости с циркулирующей в них охлаждающе!! жидкостью, детали крепления, а также в случае необходимости дополнительные камеры.
В дизелях с неразделенными камерами сгорания топливо, подаваемое в камеры при помощи насоса и форсунки, распиливается в основном за счет кинетической энергии, воспринятой им при впрыске.
Камеры сгорания в таких дизелях размещают в головке цилиндров или поршне, а форсунки располагают вертикально или наклонно в специальных каналах или тонкостенных гильзах.
486
Для получения тонкого распыла и дальнобойности стр} и впрыск топлива в неразделенные камеры производится при высоких дав пениях (300—400 и даже 1400 кГ.см-). Чтобы снизить давление впрыска топлива, а также улучшить смесеобразование, в неразделенных камерах создают вихревые движения смеси. Эти движения могут быть получены при помощи продувочных окон, направленных иод опре
деленным углом к радиусу цилиндра (автомобильный двухтактный дизель Я АЗ-204 рис. 320); впускных каналов
Рис. 321. Впускные каналы дизеля с непосредственным впрыском и впускной клапан с отражателем
Рис. 320. Камера сгорания (а) и разрез цилиндра двигателя ЯАЗ-204 (б)
специальной формы (рис. 321, а), а также впускных клапанов с отражателями (ширмами) (рис. 321,6). Вследствие уменьшения проходного сечения в седле клапана и ухудшения в связи с этим наполнения двигателя впускные клапаны с ширмами применяются редко.
На рис. 322 представлена расположенная в поршне неразделенная камера сгорания дизеля с пленочным смесеобразованием. В таких двигателях основная часть впрыскиваемого топлива (около
4x7
До /4) подается при помощи форсунки на стенки камеры сгорания, на которых оно распределяется в виде тонкой пленки. В дальнейшем топливная пленка испаряется, перемешивается при наличии вихревых движений
с воздухом и постепенно сгорает цесс), обеспечивая мягкую, пую, относительно бесшумную и хорошую экономичность.
Пленочное смесеобразование падании небольших количеств топлива на стенки камеры сгорания может, конечно, иметь место и в гимн типами камер.
Головки цилиндров деленными камерами сравнению с головками разделенными камерами большей сложностью конструкции.
На рис. 323 представлен поперечный разрез головки блока вихрекамерпого дизеля. В внхрекамерных дизелях топливо впрыскивается в вихревую камеру, смесеобразование и сгорание
Рис. 322. Камера сгорания дизеля с пленочным смесеобразованием
(ЛГиро-бездым-работу
при по-
дпзелях с
дру-
дизелей с сгорания дизелей с пе-
отличаются
разно
в которой в основном происходит части топлива. Смесеобразование
Рис. 323. Камера сгорания вихрекамерного дизеля
осуществляется при помощи образующихся в камере во время процесса сжатия вихревых потоков воздуха.
В вихревой камере сгорает лишь часть впрыснутого топлива, в результате чего давление в ней повышается на 1—5 кГ/см- по сравнению с давлением в падпоршнсвом пространстве. Сгорание
488
остальной части топлива происходит в цилиндре, куда распылен
ное и частично испарившееся рання перетекает под влиянием разности давлений.
В вихрекамерных дизелях обычно применяют однодырчатые форсунки. Давление впрыска изменяется в пределах 80—150 кПсм2.
Схема камеры сгорания предкамерного тракторного дизеля представлена на рис. 324. В предкамерных дизелях топливо подается через форсунку в особую камеру — предкамеру, сообщающуюся с основной камерой при по
топ л иво в смеси с продуктами сго-
Рис. 324. Камера сгорания предкамерного дизеля
мощи одного или нескольких отверстий. Объем предкамеры V„K = (0,25—0,40) ^.Давление впрыска равно 75—140 кГ!см-, В предкамере сгорает 20—30% впрыснутого топлива, вследствие чего давление и температура в ней повышаются. Под влиянием повысившегося давления несгоревшая
Рис. 325. Камера сгорания с воздушно-вспомогательной камерой
часть топлива поступает вместе с продуктами сгорапия в основную камеру, где перемешивается с воздухом и сгорает.
Одна из разделенных камер сгорания — камера сгорапия с воздушно-вспомогательной камерой — представлена на рис. 325. Ка-
489
мера состоит из двух частей: основной конусообразной / н воздушно-вспомогательной 2. Камеры соединены между собой тремя каналами 3. Струн воздуха, вытекающие в начале хода расширения из камеры _ в камеру /, улучшают процессы смесеобразования и сгорания Объем воздушно-вспомогательной камеры 1/рв к изменяется в пределах (0,20—0,60) Vc.
В двигателях воздушного охлаждения обычно устанавливают индивидуальные головки на каждый цилиндр. Эти головки могут быть накладными и навертываемыми. Накладные головки крепятся длинными силовыми
Рис. 326. Навертываемая головка двигателя с воздушным охлаждением
шпильками, соединяющими головку, цилиндр и картер (см. рис. 316, и), или притягиваются к цилиндру ввернутыми в его приливы короткими шпильками (см. рис. 316, б).
Навертываемые головки соединяются с цилиндрами па резьбе. В этом случае цилиндры изготовляют из стали.
Для обеспечения герметичности резьбы цилиндр ввертывают в головку, предварительно нагретую до 350—400° С. Такое соединение является неразъемным, поэтому при необходимости замены цилиндра вместе с ним заменяют и головку.
Нижний пояс 1 навертываемых головок выполняют массивным (рис. 326). Это необходимо для сохранения герметичности резьбы,
которая может быть нарушена при чрезмерном расширении головки вследствие ее нагревания.
Головки цилиндров карбюраторных двигателей с воздушным охлаждением в большинстве случаев изготовляют из алюминиевых сплавов. Головки цилиндров форсированных дизелей изготовляют обычно также алюминиевыми. Чугунные головки цилиндров применяют иногда в пефорсированиых дизелях при условии, что весовые показатели для этих двигателей имеют относительно небольшое значение.
С целью сочетания высокой жаростойкости и механической прбчностп чугуна и высокой теплопроводности алюминия в некоторых, очень редких случаях встречаются комбинированные головки: основание головки и оба патрубка (или только выпускной патрубок) — из чугуна, верхняя часть — из алюминиевого става.
Вставные камеры сгорания (предкамеры и вихрекамеры), как и в дизелях с жидкостным охлаждением, изготовляют из жароупорных сталей. Для кропления в алюминиевых головках свечей зажигания (в карбюраторных двигателях) или форсунок (в дизелях с неразделенными камерами сгорания) применяют переходные резьбовые втулки.
В последнее время за рубежом головку цилиндров, блок-картеры, коленчатые и распределительные валы, а также ряд других деталей
190
изготовляют из модифицированного чугуна. Головки н блоки цилиндров, изготовленные из такого чугуна, по сравнению с головками и блоками из алюминиевых сплавов обладают меньшей стоимостью, большей прочностью и меньшими температурными деформациями. Некоторое увеличение веса двигателя с головками и блок-картерами из модифицированного чугуна может быть значительно снижено применением тонкостенного литья и изменением конструкции нижней части блок-картера.
Опыт эксплуатации зарубежных автомобильных двигателей показывает, что при толщине стенок 3,2—4,0 мм необходимая жесткость блок-картера из модифицированного чугуна может быть достигнута путем усиления перегородок и оребрения нижней части
олок-картера, а не за счет развития этой части и опу'-скания плоскости разъема картера ниже оси коленчатого вала.
В большинстве американских автомобильных двигателей выпуска 1966—1967 гг. эта плоскость совпадает с плоскостью разъема подшипников коленчатого вала.
Для повышения жесткости блок-картера внешние стенки блока цилиндров в некоторых
Рис. 327. Схема расположения впускных л выпускных каналов двигателя «Запо рожец»
двигателях выполняют не плоскими (как обычно), а волнисты-
ми, повторяющими частично контуры цилиндров.
Удельные веса автомобильных двигателей с чугунными головками и блоками выпусков 1966—1967 гг. почти не отличаются от удельных весов выпускавшихся ранее двигателей с головками и блоками из алюминиевых сплавов.
Конструкция оребрения и направление потоков охлаждающего воздуха с целью обеспечения равномерного температурного ноля н возможно меньшей средней температуры головки имеют для двигателей воздушного охлаждения важное значение. Наиболее выгодным для отвода тепла является расположение охлаждающих ребер перпендикулярно поверхности охлаждения и подача охлаждающего воздуха непосредственно на выпускной патрубок и свечу зажигания. На практике осуществление этих условии часто связано со значительными затруднениями.
В карбюраторном V-образном четырехцилиндровом двигателе «Запорожец» применена головка из алюминиевого сплава, общая на два цилиндра. Для улучшения охлаждения в нижней оребренной части головки выполнен капал для прохода охлаждающего воздуха. Впускные патрубки каждого двухцилиндрового б пока объединены в один (рис. 327), выпускные выведены раздельно в общий для
491
каждого блока цилиндров трубопровод с глушителем. Для увеличения продольной и поперечной жесткости корпуса двигателя применен отлитии из алюминиевого сплава картер туннельною типа.
В настоящее время все большее распространение получают дизели с воздушным охлаждением. Среди таких дизелей значительным успехом пользуются дизели с вихревыми камерами сгорания.
Рис. 328. Камера сгорания впхрекамерного дизеля Гумбольдт — Дейтц
Головка дизеля воздушного охлаждения Гумбольдт — Дейтц с такой камерой сгорания показана на рис. 328.
Широко развитое оребрение головки в сочетании с направленным обдувом позволяет обеспечить необходимый температурный режим ее.
Благодаря применению жаростойких алюминиевых сплавов для головок цилиндров и поршней и улучшению обдува цилиндров и головок современные дизели с воздушным охлаждением по надежности и долговечности не уступают дизелям с жидкостным охлаждением.
Прокладки для уплотнения газового стыка. В автомобильных и тракторных двигателях необходимая плотность газового стыка
492
головки и блока цилиндров или стыка головки и гильз достигается обычно установкой между ними уплотнительных прокладок.
В соответствии с конструкцией головки цилиндров прокладки }станавливают на каждый цилиндр отдельно (индивидуальные прокладки) или общие па весь блок цилиндров (рис. 329). В двигателях с алюминиевыми блоками цилиндров применяют алюминиевые, медные, медно-асбестовые и железо-асбестовые прокладки.
Последние два вида прокладок с находящимся между двумя металлическими пла
стинами слоем асбеста в настоящее время устанавливают главным образом в двигателях с невысокими степенями сжатия.
В двигателях с чугунными блоками в некоторых случаях находят применение прокладки, состоящие из набора топких листов мягкой стали (рис. 330). Иногда для лучшего уплотнения газового
Рис. 330. Уплотнительная прокладка из листов мягкой стали
стыка на стыковых поверхностях гильзы и головки выполняют специальные углубления. На рис. 331 такие углубления выполнены в виде канавок 3, которые заполняет металл прокладки 2 при монтаже головки цилиндров. Буртик 1 гильзы предназначен для центрирования прокладки и предохранения се торцов от обгорания.
Во время работы двигателя прокладка находится под действием переменных давлений и температур. При
высоких давлениях сгорания силы давления газов на го-
ловку цилиндров стремятся оторвать ее от блока цилиндров и нарушить плотность стыка.
Прокладка и кренящие головку шпильки (или болты) не должны допускать прорыв газов из камеры сгорания и просачивание воды в цилиндры. С этой целью прокладки должны быть упругими и при затяжке силовых шпилек заполнять на стыковых поверхностях головки и блока цилиндров оставшиеся после механической обработки неровности, а часто и специально сделанные углуб
ления.
493
Рис. 331. Уплотнение газоного стыка при помощи кольцевых канавок
Для обеспечения надежности газового стыка удельное давление в нем рст должно быть больше максимального давления газов в цилиндре р,Л1. Чтобы ограничиться небольшими размерами шпилек (болтов), это условие выполняют лишь для небольшой окружающей камеру сгорания части прокладки. Давление на остальной части прокладки будет значительно меньшим, но вполне достаточным для предотвращения просачивания охлаждающей воды.
Ширина уплотняющего буртика изменяется в пределах 2—5 мм.
Для двигателей с высокими степенями сжатия применяют гонкие металлические прокладки, обеспечивающие более жесткую опору поверхностей стыка и, как следствие, меньшие деформации цилиндров. В некоторых конструкциях для обжатия прокладки вокруг гильзы последняя несколько выступает над плоскостью блока.
В дизелях с высокими давлениями наддува (2,0—2,5 кГ/см2) и сгорания (120— 150 кГ см2) применяют медные или алюминиевые кольцевые прокладки, отдельные для каждого цилиндра. При затяжке силовых шпилек металл прокладки заполняет кольцевые канавки, выполненные на стыковых поверхностях головки цилиндров, и гильзы, обеспечивая этим надежную плотность газового стыка.
В двигателях воздушного охлаждения с накладными алюминиевыми головками и чугунными или стальными цилиндрами прокладки для уплотнения газового стыка обычно не применяют. В этих двигателях па опорном торце цилиндра протачивают кольцевые канавки (рис. 332, а), заполняемые при затяжке силовых шпилек металлом головки. В двигателях с чугунными головками и чугунными
цилиндрами применяются прокладки из листовой меди и в очень редких случаях медно-асбестовые прокладки.
При установке головки цилиндра па резьбе для уплотнения газового стыка иногда применяют медное кольцо 1 (рис. 332, б) круглого сечения, в которое врезается острый торец гильзы при ввинчивании ее в головку.
Рис. 332. Уплотнение 1азового стыка в двигателях воздушного охлаждения
141
§ 161. К расчету головки цилиндров и силовых шпилек
Под действием высоких температур, внутреннего давления газов, усилий, возникающих при затяжке шпилек (или болтов), а также других нагрузок в головке цилиндров возникают значительные напряжения. В особенности большие напряжения имеют место в стенках камеры сгорания, гнездах выпускных клапанов и местах сопряжения стенок неодинаковой толщины. Вследствие сложности формы головок с расположенными в них перегородками, клапанными патрубками, гнездами для свечей или форсунок, бобышками для шпилек и т. д., а также неточного знания действующих сил определить величину и характер изменения напряжений в элементах головки цилиндров и произвести расчет ее на прочность не представляется возможным. На практике толщину стенки камеры сгорания 6К с намечают исходя из эмпирической зависимости 6К. с — (1,2—1,8) 6ц, принимая для головок из алюминиевых сплавов большие значения 6КеС. Следует, однако, учитывать, что излишняя толщина стенок камеры сгорапия может привести при высоких температурах к возникновению в них чрезмерных температурных напряжений и даже явиться причиной разрушения головки.
Головки современных автомобильных и тракторных двигателей крепятся к цилиндрам при помощи шпилек или болтов. В некоторых случаях применяют длинные анкерные болты, стягивающие головку, цилиндры и картер двигателя.
Количество шпилек (или болтов) определяется из расчета пять — восемь шпилек на цилиндр при боковых и четыре — шесть при подвесных клапанах. Шпильки (или болты) размещаются так, чтобы возникающие при их затяжке усилия распределялись па приблизительно одинаковые площади прокладки. Расстояния между шпильками (или болтами) зависят от жесткостей головки и блока цилиндров. При достаточной жесткост этих деталей необходимая плотность газового стыка достигается применением коротких н жестких шпилек.
Расчет шпилек (или болтов) заключается в определении:
1) сил, приложенных к шпильке;
2) напряжений, возникающих в стержне шпильки, и
3) запаса прочности шпильки.
Шпильки (или болты) воспринимают осевую нагрузку от затяжки, от сил давления газов, суммарную нагрузку от кручения и растяжения (во время затяжки) и нагрузку, возникающую во время работы двигателя вследствие неодинаковых температур и коэффициентов линейного расширения материалов головки и блока цилиндров и силовых шпилек.
Напряжения, возникающие во время работы двигателя в шпильках, зависят от величины и характера изменения перечисленных
4Q5
нагрузок и от соотношения между упругостями шпилек и головок п блоков цилиндров.
При расчете учитываются шпильки только тоги цилиндра, в котором происходит вспышка. В шянием шпилек, окружающих остальные цилиндры, пренебрегают. Согласно экспериментальным данным, однако, во время вспышки вследствие упругости головки и блока цилиндров шпильки соседних цилиндров воспринимают 15—25% от силы давления газов в средних цилиндрах и 5—15% — в крайних цилиндрах.
Упрощенный поверочный расчет шпилек (или болтов) обычно ведут иа осевую силу затяжки:
Суммарное напряжение растяжения и скручивания в момент окончания затяжки
«1 = 1 «П. з ~1 4т= kF см-
(143)
Для автомобильных и тракторных двигателей % — 1100— 1700 кГ см2.
Уточненный расчет шпилек или болтов заключается в определении их запасов прочности по напряжениям переменного цикла, возникающим под действием на шпильки (или болты) переменных сил.
р
«п. ,ч = —— кГ/см2, ЧИП/11111
(140)
где crIL ч — напряжение затяжки, принимаемое для автомобильных и тракторных двигателей равным 1000—1500 кГ'см2;
/%. 3 — осевая сила затяжки, кГ,
%1П — число шпилек, приходящееся иа один цилиндр;
/ши — площадь поперечного сечения шпильки по наименьшему диаметру стержня или резьбы, см2.
Силу /%,3 определяют по формуле
Л1.з = ^‘Л’.И= ^PzmFk,
где 'F = 1,25 — коэффициент надежности;
FK — проекция поверхности камеры сгорания на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра.
Величина FK изменяется в пределах (1,1—1,3) Fn при подвесных клапанах и (1,7—2,2)/%— при боковых клапанах, где /% — площадь поршня.
Во время затяжки шпильки (или болта) в ней возникает напряжение скручивания
т« = к; кГ/см*, (141)
где А% — момент, необходимый для преодоления трения
в резьбе;
Н% 0,2dj — полярный момент сопротивления сечения шпильки (или болта).
Для момента окончания затяжки величина определяется по формуле
Л1К = 0,5/%. 3 р' Jcp 0,09/%. з tZcp kF • см, (1 12)
где /%., — заданная осевая сила затяжки, кГ;
р' — коэффициент, зависящий от коэффициента трения и v угла профиля резьбы, принимаемый для стальных шпилек равным 0,179,
dcn — средний диаметр шпильки (или болта), см.
406
ГЛАВА XXXVI
ПОРШНЕВАЯ ГРУППА
§ 162. Элементы поршня. Условия работы и требования, предъявляемые к поршню
Поршневая группа двигателя состоит из поршня, поршневого пальца, поршневых колец и детален крепления пальца (грибков, стопорных колец, болтов). В двухтактных двигателях в число деталей этой группы иногда входят также фиксаторы поршневых колец. Основное назначение поршневой группы заключается в следующем:
1) образование вместе со стенками цилиндра и поверхностью камеры сгорания пространства переменного объема, в котором совершаются рабочие процессы двигателя, и обеспечение герметичности этого пространства;
2) передача воспринимаемого поршнем давления газов шатуну;
3) передача боковых усилий от шатуна к стенкам цилиндра;
4) обеспечение возможно меньшего количества воспринимаемого днищем поршня тепла от газов;
5) обеспечение возможно лучшего отвода тепла, воспринятого от газов, и тепла от трения к стенкам цилиндра, а также воздуху и масляному туману в пространстве под поршнем;
6) открытие и закрытие окон в двухтактных двигателях с щелевым газораспределением и во всех двигателях с золотниковым гильзовым газораспределением.
Основные элементы поршня: верхняя часть или головка поршня, бобышкичоребрение и нижняя часть, или юбка поршня. Головка поршня состоит из днища, боковой цилиндрической части с проточенными в ней канавками для колец и различными прорезями и сверлениями и внутреннего оребрения.
С головкой поршня соединены бобышки, через которые при помощи поршневого пальца и шатуна передаются коленчатому валу усилия, воспринимаемые поршнем.
Нижняя часть поршня — юбка — является его направляющей частью. Она также предназначена для передачи зеркалу цилиндра боковой силы А' при возможно меныпем удельном давлении.
Днище поршня может быть плоским (рис. 333, в), вогнутым (рис. 333, а), выпуклым (рис. 333, б) и фасонным (рис. 333, г — и). Наибольшее распространение имеют плоские днища, как более удобные в технологическом отношении и воспринимающие во время работы наименьшее количество тепла. Вогнутые днища позволяют придать камере сгорания близкую к панвыгодиейшей (сферической) форму, но вследствие повышенного на них нагарообразоваппя применяются в карбюраторных двигателях редко. При выпуклых днищах вследствие стекания с них масла пагарообразование получается минимальным. Но и эти днища почти нс применяются
498
в карбюраторных двигателях, так как не позволяют получить выгодную форму камеры сгорания и вызывают перегрев поршня. Фасонные днища применяются главным образом в дизелях и двухтактных двигателях. В четырехтактных карбюраторных дви-
Рис. 3.33. Днища поршней автомобильных и тракторных двигателей
гателях фасонные днища применяются сравнительно редко — с целью придания камере сгорания формы (рис. 334), обеспечивающей бездетонационную и мягкую работу двигателя.
Поршни с фасонными днищами, типичными для дизелей с не
разделенными камерами сгорания, Я АЗ-204 (см. рис. 320, и). Форма днища этих дизелей близка к форме факелов распиливаемого топлива, что предотвращает удары топливных струй о стенки цилиндра и обеспечивает хорошее перемешивание топлива с воздухом.
Поршень работает в очень тяжелых условиях: высокие газовые и инерционные нагрузки, носящие близкий к ударному характер, высокие температурные нагрузки, большие переменные скорости движения при наличии несовершенной смазки
имеют, в частности, дизели
Рис. 334. Поршень двшателя «Шевроле»
и, как следствие всего этого, большие силы трения и значительный износ поршня и цилиндра. В особенно тяжелых условиях работает поршневая группа двухтактных двигателей.
•199
Газовые нагрузки на днище поршня в зависимости от диаметра цилиндра и давления сгорания составляют от I до 20 т (ЗАЗ-965— 1,9 ///, ЗИЛ-130-—3,4 т, ЯАЗ-204—9 т, Д-12—17 tn). Воспринимаемые газовые нагрузки поршень через поршневой палец передает шатуну. Газовые и инерционные нагрузки на поршневые пальцы и бобышки поршней современных автомобильных двигателей, отличающихся многооборотностыо н высокими степенями сжатия, примерно одинаковы. Поршень воспринимает также боковое усилие, действующее на его боковую поверхность со стороны цилиндра.
Интенсивный нагрев поршня (главным образом ого днища) горючими газами, а также воспринимаемое поршнем тепло трения являются причиной его высоких температур. С повышением же температуры механические качества металлов, и в особенности алюминиевых сплавов, понижаются.
Так, например, при повышении температуры от 15 до 350 С предел прочности для алюминиевых сплавов снижается на 65—70% и на 18—20% — для чугуна.
Высокие температуры могут быть также причиной значительных деформаций поршневой группы, повышенного износа и даже защемления поршня в цилиндре и закоксовывания поршневых колец.
Сильно нагретое днище поршня, в особенности покрытое нагаром, часто является причиной детонационной работы карбюраторного двигателя.
В настоящее время в подавляющем большинстве случаев поршни автомобильных двигателей изготовляют из алюминиевых сплавов, в редких случаях из чугуна (ЯАЗ-204) и еще реже из сплавов па магниевой основе и из стали.
В последнее время за рубежом для поршней применяется алюминиевый сплав, представляющий собой смесь алюминиевого порошка с окисью алюминия. Этот сплав является весьма жаропрочным, имеющим при 600 С предел прочности 38 кГ/мм2 и предел текучести 28 кГ мм2. Предел прочности лучшего алюминиевого сплава «У» при той же температуре равен лишь 18 кПмм\ а предел текучести — 10 кГ мм'2.
Для повышения износостойкости поршни из алюминиевых сплавов подвергают специальной термической обработке, в результате чего их твердость доходит до НВ 120—140.
Для обеспечения лучшей приработки боковые поверхности поршней большинства двигателей покрываются тонким слоем олова (толщина слоя 0,004 —0,006 мм).
К преимуществам поршней из алюминиевых сплавов по сравнению с чугунными относятся:
1) меньший конструкционный вес, что обусловливает уменьшение сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс;
2) меньшее количество воспринимаемого от газов тепла (па 25—30% меньше, чем у чугунного поршня);
5()0
3) высокая теплопроводность (в 4—5 раз большая, чем у поршня из чугуна);
4) меньшие потери па трение.
В некоторых автомобильных двигателях применяют поршни, изготовленные из различных материалов, или так называемые комбинированные поршни. В этих поршнях — с головками из алюминиевого сплава и чугунными или стальными юбками — сочетаются положительные качества обоих материалов.
Конструкционный вес поршней автомобильных и тракторных двигателей изменяется в следующих пределах:
карбюраторные двигатели ga = автомобильные дизели . . . факторные дизели........
6.9—15
'и____
15—2э zJcm-25—35 ?,c.ua
г см*
где Gn — вес комплектного поршня, е;
Fn — площадь поршня, см2.
Вследствие меньшего количества воспринимаемого тепла и большей теплопроводности температура днища поршней из алюминиевых сплавов почти в два раза ниже, чем поршней из чугуна. Зто обстоятельство имеет весьма важное значение, так как в карбюраторных двигателях раскаленное днище (в особенности покрытое нагаром) часто является причиной самовоспламенения рабочей смеси и возникновения детонации. Таким образом, применение поршней из алюминиевых сплавов позволяет при прочих равных условиях повысить степень сжатия и экономичность двигателя и улучшить его наполнение.
К числу недостатков поршней из алюминиевых сплавов по сравнению с чугунными относятся меньшая износостойкость, значительное падение прочности с повышением температуры, больший коэффициент расширения и более высокая стоимость.
§ 163. Конструкция поршней
Основными типами поршней из алюминиевых сплавов, получивших в автомобильных и тракторных двигателях преимущественное распространение, являются: иельноалюминиевые поршни, поршни с разрезными юбками, поршни с залитыми в бобышках пластинками и облегченные поршни.
На рис. 335 представлена конструкция поршня из алюминиевого сплава, являвшаяся типичной для двигателей грузовых автомобилей. Поршень имеет четыре канавки для поршневых колец — две для компрессионных и две для маслосъемных (маслосбрасывающих) колец. Последние канавки имеют сверления, предназначенные для пропуска масла внутрь поршня. Поршневой палец рассматриваемого поршня плавающего тина. В связи с этим в бобышках поршня имеются проточки для стопорных колец, удержи-
501
вающнх поршневой палец от осевых перемещений. Юбка поршня нмсст^ цилиндрическую форму с поперечным и продольным разрезами. Разрезы обеспечивают минимальный зазор между поршнем н стенкой цилиндра в непрогретом двигателе и предотвращают
Рис. 335. Поршень ка] бюраторпого двигателя
выступ образуется ио мере
Рис. ЗЗЬ Поршни со стальными и кольцевой вставками
заклинивание поршня при его нагревании. Продольный разрез выполнен косьзм, что предохраняет от образования выступа па зеркале цилиндра. При наличии прямого продольного разреза этот износа цилиндра. Головка поршня имеет ребра, усиливающие ее жесткость и улучшающие отвод тепла от днища.
Поршни из алюминиевых сплавов часто имеют разрезные юбки не цилиндрической, а эллиптической формы.
В таких поршнях разрез на юбке делается П- или Т-образного вида и выполняется не по всей высоте юбки, а лишь на ее части. В представленном на рис. 335 поршне эллиптическая форма юбки получается при шлифовании его по копиру.
Эллиптическая форма юбки позволяет избежать заклинивания ее нижней, неразрезанной части в прогретом двигателе; по мере
нагревания поршня юбка будет расширяться в направлении оси поршневого пальца, а ее форма — приближаться к цилиндрической. Нормальный зазор между юбкой и стенкой цилиндра со стороны, противоположной разрезам, равен 0,024—0,036 лык
В верхней части поршня, кроме канавок для поршневых колец, имеется узкая выточка, уменьшающая теплопередачу от днища поршня к верхнему кольцу и тем самым снижающая его
502
температуру. При заполнении выточки коксующимся маслом температура верхнего кольца увеличивается. Для подгонки поршней по весу внутри юбки поршня предусмотрены приливы. После механической обработки
поршни облужнваются ---
гальваническим путем (толщина слоя полуды 0,004— 0,006 мм), что значительно улучшает их приработку к цилиндрам.
В автомобильных дизе- « лях, а также некоторых карбюраторных двигателях применяют поршни с неразрезными эллиптическими юбками. Эти поршни обладают несколько большей прочностью по сравнению с поршнями с разрезными юбками. Рис.
337. Давление поршня на стенку ци-
ли ядра
В некоторых автомо-, бильных двигателях приме
няют поршни из алюминиевых сплавов с залитыми в них поперек бобышек пластинками из углеродистой стали (рис. 336, а) или же из сплава инвар. Инвар — сплав, содержащий 36% никеля п обла
Рис. 338. Поршень облегченного типа
дающий коэффициентом расширения, примерно в 20 раз меньшим, чем алюминиевый сплав. Пластинки связывают обе рабочие части юбки и вместе с ребрами бобышек соединяют головку поршня с юб-
503
кон. Расширение юбки поршня при его нагреве вследствие ограничивающего влияния пластинок получается незначительным, что дает примерно такие же результаты, как и применение разрезов или эллиптической формы юбки. Обычно разрезы на юбке поршня выполняют на пеиагруженнон во время рабочего хода стороне. Большую жесткость и малое расширение юбки поршня получают при заливке в ее верхнюю часть стального кольца круглого или прямоугольного (рис. 336, б) сечения.
Во время работы поршня боковое усилие Л' передается на стенку цилиндра только некоторой частью поршня. Эта часть, ограниченная углом а = 90—100° (рис. 337). в наибольшей мере подвергается износу. Части юбки, ограниченные углами 0, боковых усилий не передают. Вместе с тем эти части являются причиной значительного трения, возникающего благодаря наличию между ними и стенками цилиндров масляного слоя.
Удаляя части юбки, ограниченные углами р, можно значительно снизить вес поршня (на 30—40%) и уменьшить потери на его трение на 40—50%.
Одна из конструкций поршня облегченного типа, применяемого для многооборотных двигателей спортивных и гоночных автомобилей, представлена на рис. 338.
Поршни облегченного типа применяют, в частности, в двигателе М-21, ГАЗ и ЗИЛ.
Поршень тракторного дизеля СМД-14 представлен на рис. 339. Поршень изготовляют из сплава AJI10B. Головка и юбка поршня имеют коническую форму. Цилиндрическую форму имеют только зона расположения колец и нижняя часть юбки (на длине 10 леи). Нижний торец поршня имеет заостренные кромки, предназначенные для удаления излишков масла со стенок цилиндра. Для предохранения от смятия и выкрашивания внутренних торцов бобышек кромки отверстий под поршневой палец закруглены.
Конструкции поршней с расположенными в них камерами сгорания, относящимися также к неразделенным камерам, приведены на рис. 340. а и б. Камеры подобного типа отличаются меньшими тепловыми потерями по сравнению с камерами, расположенными в головке, так как отвод тепла от днища поршня через окружающую среду и поршневые кольца сравнительно невелик. Днища поршней со вставками из жароупорной стали представлены на рис. 340, в и г.
504
Положение камеры сгорания, эксцентричное по отношению к осп поршня, позволяет впускать в нее воздух тангенциально и этим увеличивать скорость вихрен и улучшать процесс смесеобразования. Вместе с тем такое положение камеры сгорания вы-
Рис. 340. Днища поршней дизелей
зывает неравномерное распределение температур в головке поршня и его тепловую перегрузку- В новых конструкциях дизелей, работающих по /И-процессу, камера сгорания расположена обычно вдоль оси поршня (см. рис. 322).
§ 164. Основные размеры поршня
Толщина днища поршня определяется в первую очередь из условия необходимого отвода тепла Удовлетворяющее этому’ условию днище обычно отвечает и требованиям прочности. Толщина днища поршня должна увеличиваться от центра к периферии, что улучшает отвод воспринятого днищем тепла и увеличивает жесткость головки поршня.
Внутреннюю сторону днища часто снабжают ребрами. Эти ребра в сочетании с плавными переходами от днища к уплотняющей части головки значительно повышают жесткость последней и улучшают теплоотвод.
Наименьшую толщину 6 плоского днища поршня из алюминиевого сплава пли чугуна намечают в зависимости от диаметра d поршня на основании эмпирических соотношений: 6 = (0,030— 0,075) d — для карбюраторных двигателей и 6 = (0,1— 0,2) d — для дизелей.
Нижними пределами соотношений пользуются при выооре толщины днища, усиленного ребрами. Толщину стенки цилиндрической части головки (рис. 341) выбирают из условий хорошего отвода тепла от днища поршня, а также обеспечения надлежа-
505
щей прочности этой ослабленной кольцевыми канавками части поршня.
Величина q, определяющая положение верхнего компрессионного кольца, для снижения рабочей температуры этого кольца и предохранения его от закоксовывания в кольцевой канавке делается возможно большей. Вместе с тем излишнее увеличение расстояния q недопустимо, так как это приводит к увеличению высоты поршня Н п расстояния от днища поршня до оси поршневого пальца Л, а тем самым к увеличению габаритной высоты двигателя.
Рис. 341. Расчетная схема поршня
Для карбюраторных двигателей можно принимать величину равной 4—8 мм и 10—20 льч—для дизелей.
Для уменьшения вертикальных вибраций кольца, а также прорыва газов через его торцевые зазоры величина торцевого зазора должна быть возможно меньшей.
Поршни дизелей имеют но сравнению с поршнями карбюраторных двигателей увеличенную длину юбки, так как при одинаковых диаметрах цилиндров длина юбки зависит от передаваемого усилия.
Высоту поршня Н, длину юбки L и расстояние от днища поршня до оси поршневого пальца h можно намечать исходя из следующих соотношений:
карбюраторные двигатели:
Н = (1,1—1,4) d, L = (0,70—0,95) d, h = (0,45—0,75) d;
дизели:
H = (1,25—1,65) d, L = (0,8—1,1), h = (0,60-1,0) d.
506
В двухтактных двигателях по условиям расположения окоп высота поршня Н получается несколько большей, чем в четырехтактных двигателях.
Расстояние между торцами бобышек поршневого пальца /2 обычно выполняется на 2—3 мм больше длины поршневой головки шатуна, что обеспечивает осевое перемещение головки (или головки с поршневым пальцем). Такое перемещение необходимо для предотвращения возможных при несовпадении осей цилиндра и шатуна перекосов. Несовпадения могут иметь место вследствие неточности изготовления деталей или вследствие их температурных деформаций. Величина /2 зависит от способа крепления поршневого пальца, изменяясь в пределах (0,25—0,50) d.
Средний диаметр бобышек d, намечают исходя из соотношения da = (1,3—1,6) d„, где dn—диаметр поршневого пальца.
Толщину стенки юбки поршня устанавливают в зависимости от ее конструкции (разрезная, цилиндрическая, эллиптическая) и материала.
При выборе величины следует иметь в виду, что при больших значениях бю жесткость юбки увеличивается, но одновременно увеличиваются и ее нагрев и вес поршня, что нежелательно. Меньшие значения бю, кроме меньшего веса поршня, обеспечивают меньший нагрев юбки, следовательно, и меньшие зазоры Дю.
Для карбюраторных двигателей = 1,5—4,5 мм; для дизелей = 2—5 мм.
§ 165. Расчет поршня
Намеченные согласно эмпирическим зависимостям размеры поршня следует проверить расчетами на прочность и износ, которые в значительной мерс являются условными.
При расчете днища поршня, например, его проверяют на изгиб как свободно опирающуюся на цилиндр равномерно нагруженную круглую пластинку (рис. 342), т. е. без учета влияния защемления днища и ребер.
Напряжения в днище поршня можно определить и другими методами; результаты вычислений по причинам, указанным выше, являются также приближенными.
Толщину стенки уплотняющей части поршня четырехтактного двигателя проверяют на сжатие и разрыв:
ос = = кГ см-, о„ = кГ/см-, (114)
1хX IX X
где Р,Л! = р-м?п — максимальная сила давления газов па днище поршня, кГ;
fxx — площадь опасного сечения х — х без учета ослабления его отверстиями для отвода масла, см2; согласно обозначениям па рис. 341
fxx = л (G + а)2 — лг} = лп (2гх + а);
507
Pj — сила инерции массы головки поршня с кольцами, расположенной выше сечения х — х; величина Ру определяется для разносных оборотов празн (карбюраторные двигатели) пли для оборотов пх х (дизели):
Р/--
(1 + Z) кГ.
(145)
Значения напряжений ас и ар изменяются в пределах: ос =: = 200—300 кПсм2, ор = 40-100 кГ см2.
Для двухтактных двигателей толщина стенки уплотняющей части поршня проверяется только на сжатие, так как при поло-
жеиии поршня в в. м. т. сила инерции Ру примерно уравновешивается силой давления газов Рг.
Высота поршня Н и длина его трущейся части L проверяются на максимальное удельное давление:
Рис. 312. К расчету днища поршня
*Г/см\ qt = Nf^ кГ/см\ (146)
где Azmax — максимальное боковое усилие, действующее на поршень, определяемое из графика N — ср, кГ. Для современных автомобильных и тракторных двигателей qx = 2,2—4,2 кГ см2 и q, — 3,3—6,4 кПсм2.
Чтобы обеспечить уплотнение рабочей полости цилиндра и
минимальную работу трения поршня, а также предотвратить горячий поршень от заклинивания, между поршнем и стенкой цилиндра предусматривается температурный зазор А. Этот зазор определяется для начальной температуры /0 (обычно /0 = 15 С) и зависит в основном от разности температур и свойств материалов соприкасающихся деталей.
При повышенном зазоре между поршнем и стенкой цилиндра
работа двигателя резко ухудшается — имеет место прорыв газов
в картер двигателя, ухудшается из-за этого качество масла, закоксовываются кольца, снижается мощность двигателя.
Подсчитанные температурные зазоры окончательно уточняются после испытаний опытных образцов двигателя.
Теоретические диаметральные зазоры для головки и юбки
поршня в холодном состоянии:
kr = D — dr и Д1П D —
где D, drt dr, — диаметры цилиндра, головки и юбки поршня в холодном состоянии.
Диаметры dr и dn можно определить исходя из необходимых для нормальной работы двигателя диаметральных зазоров головки
508
if юбки поршня в их горячем состоянии:
Д’ = £)' —j;.-= ц и Д ,» = £)' —dtf, = qpKJD. (147)
где D', dr, d¥, — диаметры цилиндра, головки и юбки поршня в горячем состоянии;
фг. ф» — соответствующие относительные зазоры в том же состоянии.
По данным проф. В. Н. Болтянского,
Ф;=^=0,002-0.003 и = =0.001—0,002.
Заменяя в выражениях (147) диаметры горячих детален через диаметры холодных деталей, получаем:
= D' — dr = [D 4- £>ац (/ц — /0)] — |dr 4- dra„ (/r — /„)],
Дю — D—d.o = (£) (/ц — Z0)J— [dw d^ctn (Zw— Zn)J, .
где <хц, an — коэффициенты линейного расширения материалов цилиндра и поршня (0,000011—для чугуна и 0,000025 — для алюминиевых сплавов);
/ц, — температуры стенок цилиндра, головки if юбки
поршня в их рабочем состоянии.
Из уравнений (148) находим:
у __D [1 ~Ь lAi —fg) —
г~ 1 4-alt ('г ~'о) ’
j __D 11 4~ «ц ’oil Дю
l+an(/IO_/0)
При водяном охлаждении цилиндра /ц = ПО—115 С, при воздушном /ц = 170—190 С.
Температуры /|О, необходимые для определения температурных зазоров, можно принимать равными полуторным значениям соответствующих рабочих температур, т. е. при водяном охлаждении:
/г = 220—320э С, /н> = 150—2003 С — алюминиевые поршни.
/г = 250—450 С, /и — 180—240 С — чугунные поршни; при воздушном охлаждении величины /г и /1П можно принимать примерно на 30—40"о большими, чем при водяном охлаждении.
§ 166. Поршневые кольца
Поршневые кольца -предназначены для обеспечения герметичности внутрицнлнндрового пространства, т. е. для предотвращения прорыва газов из этого пространства в картер двигателя. Одновременно поршневые кольца отводят в стенки цилиндра большую часть воспринимаемого днищем поршня тепла н препятствуют
50у
проникновению масла из картера /двигателя внутрь цилиндров. В современных быстроходных, отличающихся высокой степенью сжатия двигателях поршневые кольца применяют двух видов: компрессионные (в основном уплотняющие поршень и отводящие от него тепло) и маслосъемные, пли масляные.
Герметичность рабочей полости цилиндра не может быть обеспечена применением только компрессионных колец. Это следует из того, что суммарное радиальное давление кольца на стенку цилиндра (силы упругости кольца плюс силы давления газов на внутреннюю цилиндрическую часть кольца plt р2, р3, ...) значительно меньше давления газов в цилиндре при рабочем ходе. Для обеспечения необходимой герметичности нужны также минимальный зазор между поршнем и стенкой цилиндра, наличие в этом зазоре устойчивой масляной пленки и высококачественная обработка зеркала цилиндра и поршня.
Следует иметь в виду, что герметичность внутрицнлиидрового пространства обеспечивают лишь верхние 2—3 кольца н что через нижние кольца в стенки цилиндра проходит значительно меныпее количество тепла, чем через верхние. Учитывая вышесказанное, в карбюраторных двигателях на поршень устанавливают 3—4 кольца. В дизелях для предотвращения прорыва сжимаемого воздуха на малых пусковых оборотах и обеспечения достаточных для воспламенения впрыскиваемого топлива температур число поршневых колец увеличивают до 5—6.
Поршневые кольца, в особенности компрессионные, работают в условиях высоких температур. Двигаясь при наличии полужид-костного (и даже сухого) трения с большой переменной скоростью скольжения, кольца в то же время подвергаются воздействию значительных сил давления газов, внутренних сил упругости и сил трения.
В особенно тяжелых условиях работает верхнее компрессионное кольцо. Это кольцо подвергается воздействию очень высоких температур, воспринимает наибольшее радиальное давление газов и из-за выгорания смазки скользит по верхней части цилиндра в условиях сухого трения.
Условия работы поршневых колец резко ухудшаются при прорыве в картер двигателя газов. Прорыв газов может иметь место при потере кольцами упругости, при повышенном и неравномерном износе цилиндра, колец и кольцевых канавок, а также при возникновении вибраций колец.
Наблюдающееся при прорыве газов резкое повышение температуры колец является причиной их закоксовывания, увеличения расхода масла и топлива, а также ухудшения механических качеств металла колец.
Количество прорывающихся газов увеличивается с возрастанием степени сжатия и уменьшается с увеличением числа оборотов двигателя.
510
Рис. 343. Эпюра давлений компрессионного кольца на стенку цилиндра
Для уменьшения прорыва газов необходимо обеспечивать плотное прилегание кольца к зеркалу цилиндра при определенном (неравномерном) распределении давлений по его окружности. Заданное распределение радиальных давлений кольца —эпюра давлений — обеспечивается применением специальной технологии изготовления.
Примерная эпюра радиальных давлений поршневого кольца современного автомобильного двигателя с повышенным давлением у замка представлена на рис. 343. Кольца с подобной эпюрой обладают значительно большей долговечностью (теоретически — в 2,0—2,5 раза, практически — примерно в полтора раза) и обеспечивают меньший расход масла по сравнению с кольцами с равномерным распределением давления на стенку цилиндра. Кольца с неравномерной эпюрой давлений, кроме того, менее склонны к вибрации и сохраняют необходимую плотность прилегания к цилиндру даже при значительном износе.
Получившие вначале большое распространение кольца с равномерным распределением радиальных давлений (pv = const) в настоящее время в автомобильных и тракторных двигателях почти не применяются. Одной из основных причин этого является быстрое падение давления у замка таких колец ко мере износа концов кольца.
Компрессионные кольца. Компрессионные кольца уплотняют поршень при помощи создаваемого ими лабиринта и прижатия колец к зеркалу цилиндра. Проходя через этот лабиринт, состоящий ) 11 I { 77 | | р r-J—| из торцевых и радиальных за-
а) б) б) зоров между кольцами и стенками
кольцевых канавок, газы посте-Рис. 344 Формы замков поршне- ценно расширяются, вследствие ВЫ V КО Ч ЕН * *
чего их давление и скорость истечения снижаются.
При наличии качественных поршневых колец и правильно подобранных зазоров количество прорывающихся в картер газов получается н ез н а ч и те л ьн ы м.
В большинстве современных автомобильных и тракторных двигателей применяют чугунные кольца с прямым замком (рис. 344, а).
Прямой замок является наиболее простым в изготовлении и почти не увеличивает пропуска газов но сравнению с другими типами замков. Вследствие этого косой (рис. 344, б), ступенчатый (рис. 344, в) и другие виды замков в поршневых кольцах в настоящее время встречаются редко.
51!
, Для улучшения и ускорения приработки компрессионные кольца большей частью выполняют с сечениями, форма которых представлена на рис. 345. Широко применявшиеся ранее кольца с простейшим прямоугольным сечением Грис. 345, п) из-за ряда недостатков
Рис. 345 Формы сечений компрессионных колец
в настоящее время встречаются редко. Кольца с конической поверхностью (рис. 345, б) соприкасаются со стенкой цилиндра узкой полоской, что сильно повышает в этом месте удельное давление и ускоряет приработку кольца. При движении такого кольца вверх скапливающееся в коническом кармане К масло улучшает смазку цилиндра, при движении вниз острой нижней кромкой
кольца масло счищается. Угол конусности а изменяется в пределах 0,25—0,50°, достигая в некоторых случаях значительно больших величин (до 15 ). Конусные кольца с выточкой внутри и снаружи, а также ци
линдрические кольца с внутренними конусными фасками пред ставлены на рис. 345, в, г, д.
Благодаря различной жесткости по высоте такие кольца при установке в цилиндр скручиваются и принимают форму, изображенную па рис. 345, с.
Скручивающиеся кольца в начальный период обкатки двигателя соприкасаются со стенкой цилиндра только кромкой, что делает их в отношении приработки равноценны мн кольцам с конической по-
Рис. 346. Стальные витые компрессионные кольца
верхностыо.
Некоторые кольца изготовляют с улучшающими приработку бронзовыми вставками (рис. 345, ж) или вставками из олова (рис. 345, з).
В последние годы в автомобильных н тракторных двигателях все большее применение получают стальные витые компрессионные кольца тарельчатой формы (рис. 346). Эти кольца изготовляют из стальнойл ленты толщиной около 0,7 ,и,« методом холодной навивки и устанавливают в кольцевых канавках в количестве 3—4 штук. Радиальное давление на стенку цилиндра стальных витых колец изменяется в пределах 1,1 —1,7 кПсм2. Стальные витые
512
кольца устанавливают как в новых (двигатель ЗИЛ-130 и др.), так и в ремонтируемых двигателях. В качестве первого компрессионного кольца, работающего при высоких температурах, стальные витые кольца не применяют, поскольку они не обеспечивают необходимый отвод тепла от верхней части поршня.
Маслосъемные кольца. Вследствие насосного действия компрессионных колец, а также разрежения в цилиндре во время такта всасывания в камеру сгорания двигателя поступает масло, где оно частично сгорает. Сгорание масла приводит к нагарообразо-ванню на стенках камеры сгорания и днище поршня и повышает его расход.
Для ограничения поступления к компрессионным кольцам и в камеру сгорания масла в кольцевых канавках нижней части го
Рис. 347. Формы сечения масляных колец
Рис. 348. Типы масляных
колец
ловки или юбки поршня устанавливают маслосъемные кольца. Эти кольца обычно имеют на своей наружной части выточку 1 (pi£C. 347,а). Из выточки масло через круглые отверстия 2 (рис. 347, б) или продолговатые щели 3 (рис. 347, в) в теле кольца и отверстия 4 в стенке головки поршня отводится в картер двигателя.
На рис. 348 представлены маслосъемные кольца, не имеющие выточек и отверстий. Собирающееся в выточках поршня под такими кольцами масло стекает при ходе поршня вниз через отверстия 1 в его стейке в картер двигателя.
Для увеличения давления кольца на стенку цилиндра, а также обеспечения необходимого давления при износе кольца как компрессионные, так и маслосъемные кольца выполняются иногда со стальными разжимными пружинами (рис. 349), называемыми ра ш-рнтелями, или экспандерами.
В настоящее время в отечественных тракторных дизелях (Д-54А и др.) устанавливают разработанные в HATH стальные
17 Зак 287 513
витые маслосъемные кольца рис. 350), применение которых значительно уменьшает расход масла на угар и увеличивает срок работы двигателя до ремонта. Эти кольца устанавливают как в новых, так и в изношенных гильзах цилиндров. В последнем случае стальное маслосъемное кольцо состоит не из трех, а из четырех деталей.
Рис. 349. Масляное кольцо с расширителем (экспандером)
Рис. 350. Стальное пластинчатое маслосъемное кольцо для новых гильз цилиндров дизеля Д-54А: / — верхний сегмент; 2 — осевой расширитель;
3 — ннжний сегмент
НАГИ совместно с тракторными заводами разработаны и проверены в условиях широкой эксплуатации на дизелях Д-54 хромированные маслосъемные кольца скребкового типа (рис 351). По сравнению с серийными маслосъемными кольцами эти кольца обладают преимуществами в отношении износостойкости, техно-
Рнс.351 Хромировап-
ное маслосъемное кольцо скребкового типа
логичпости изготовления и экономии картерного масла.
Материалы для изготовления поршневых колец. Качество работы и срок службы поршневых колец в значительной степени зависят от материала, из которого изготовляют кольца, и способов его обработки. Требования, предъявляемые к материалу колец, следующие: высокая прочность и упругость, сохраняющиеся при высоких тем
пературах в течение длительного времени; высокая износоустойчивость (но не за счет повышенного износа цилиндра).
Этим требованиям в значительной мере соответствуют перлито
вые п легированные чугуны.
Твердость поршневых колец из чугуна изменяется в пределах НВ 95—106, а модуль упругости материала — в пределах Е = == (0,85—1,25) 10" кГ/см2.
При массовом производстве индивидуальный метод отливки поршневых колец является преобладающим. Отлитые кольца имеют некруглую форму, близкую к той. которую полностью обработанное кольцо должно иметь в свободном состоянии. Заготовки поршневых колец проходят ряд операций механической и термической
514
обработки Для увеличения срока службы и улучшения приработки поршневые кольца в ряде случаев подвергают пористому хромированию, оксидированию и лужению. Общая толщина хромированного слоя равна 0,10—0,15 дьм, толщина пористого хрома 0,03—0,06 .и.и.
Хромирование увеличивает срок службы поршневых колец в 3,0—3,5 раза. Срок службы колец, расположенных ниже хромированных, также удлиняется.
Пористое хромирование чугунных поршневых колец делает их самосмазывающимися, так как смазка механически удерживается порами.
§ 167. Расчет поршневых колец
Во время работы поршневые кольца подвергаются воздействию сил давления газов Р, Р\, ... сил упругости Pr, сил трения
Tlt Т2, T't, ...и сил инерции Р,к (рис. 352). Эти силы вызывают износ колец, торцевых поверхностей кольцевых канавок и зеркала цилиндра.
Для первого компрессионного кольца эти силы могут быть определены по нижеследующим формулам.
Силы давления газов на верхнюю, нижнюю и внутреннюю боковую поверхности кольца:
P — ji(d— а)ар,кГ, Pi=^n(d — a) api кГ, Рх = n(d — 2а) bpi кГ. .
Сила упругости кольца
Pr.^ л dbpR кГ,
(149)
Рис. 352. Силы, действующие на кольца во время работы дви-(150) га тел я
где Pr— радиальное давление кольца на стенку цилиндра от сил упругости. Для колец современных автомобильных и тракторных двигателей pR = 2—4 кГ/см3.
Сила инерции кольца
Р , = mJ ъ (cos <р + A cos 2<р), (151)
где тк — масса кольца, кГ• секг/м\ d, а, b — размеры кольца, см;
Y — удельный вес материала кольца, кГ/дм3; g — ускорение силы тяжести, м/сек*.
515
17*
Сила трения кольца по стенке цилиндра
Л = (Л + f кГ, (152)
где / = 0,10—0,15 — коэффициент трения.
Сила давления кольца на торцевую поверхность кольцевой канавки
Рк = Р - Л - 7\ ± PJK кГ. (153)
Сила трения кольца по торцевой поверхности кольцевой канавки
Т; = РкГкГ. (154)
Силы, нагружающие остальные поршневые кольца, определяются аналогичным образом.
Рис. 353. К расчету поршневых колец
Необходимые размеры поршневого кольца намечают исходя из напряжений его в рабочем состоянии, при обработке и при надевании на поршень, причем в зависимости от способа надевания (рис. 353) величина напряжений характеризуется коэффициентом т.
Среднее удельное давление кольца на стенку цилиндра находится по формуле (3]
0.425Е — • 102
Ру =--------~DTD------V" кГ/см2-
(155)
где А — величина зазора в замке кольца в свободном
состоянии, мм;
а — радиальная толщина кольца, .и.я;
Е — модуль упругости материала, кГ/мм2;
£ 0,196 — второй коэффициент, зависящий от эпюры давле-
ний кольца;
D — диаметр цилиндра, л.и.
516
Определив величину ру, можно найти давление в любой точке поверхности кольца:
Р/? = РРУ,
(156)
где р — коэффициент, зависящий от угла ср, характеризующего положение данной точки.
Для эпюр типа, изображенного на рис. 343, величину р можно определять по следующим данным:
?* 0 30 60 90 120 150 180
1,051 1,0-17 1.137 0,896 0.151 0,676 2,861
Угол ср отсчитывается от радиуса ОА (см. рис. 343).
Зазор в замке поршневого кольца в холодном состоянии
Д = Д'-НлПак(/к — /0) — лПац(/ц —/0)], (157)
где Д = q>'D — зазор в замке кольца во время работы двигателя; Ф' = h'fD — относительный зазор, который можно принимать равным 0,0006—0,0015;
С4Ц «« — коэффициенты линейного расширения материалов
цилиндра и кольца;
— температуры кольца и цилиндра;
/0 — температура, при которой производился замер.
§ 168. Поршневые пальцы
/
Поршневой палец предназначен для шарнирного соединения поршня с шатуном и является осью колебательного движения шатуна. Во время работы поршневой палец подвергается воздействию переменных по величине, а в четырехтактных двигателях и по направлению нагрузок, носящих большей частью ударный характер. Вследствие высоких температур в бобышках поршня и благодаря переменному вращению поршневой палец работает в условиях полужидкостного трения, что в свою очередь вызывает повышение температуры, ухудшение смазки и повышенный износ трущихся пар (палец — бобышки поршня и палец — поршневая головка шатуна). .
Во время работы в поршневом пальце появляются напряжения изгиба, смятия, сдвига; напряжения, возникающие при овализа-ции поперечного сечения поршневого пальца, а также напряжения от тепловых нагрузок. Поршневой палец является ответственнейшей деталью двигателя, поломка которой приводит к таким же тяжелым последствиям, как и поломка коленчатого вала или шатуна. В связи с этим к поршневому пальцу предъявляются следующие требования:
517
1) сопротивляемость ударной нагрузке;
2) сопротивляемость износу;
3) прочность и жесткость;
4) минимальный вес;
5) минимально возможные зазоры в бобышках поршня и верхней головке шатуна;
6) достаточная смазка.
Поршневой палец изготовляют из углеродистой или легированной стали; он представляет собой цилиндрической формы деталь, которая для уменьшения веса выполняется полой (рис. 354).
।
а)
Рис. 354. Типы поршневых пальцев (а) и их крепление в поршневой головке шатуна (б)
Согласно изложенным требованиям поршневой палец должен иметь вязкую и прочную сердцевину и твердую трущуюся поверхность. Этого достигают цементацией наружного слоя поршневого пальца пли поверхностной закалкой этого слоя электронагревом. В зависимости от размеров поршневого пальца глубина слоя цементации составляет 0,5—2,0 мм, глубина закалки 1,0—1,5 мм при твердости HRC 58—65.
Цементации подвергаются поршневые пальцы, изготовленные из сталей 20, 15ХН, 15Х, 20X3 и др.
Поршневые пальцы из сталей с высоким содержанием углерода (сталь 45 и др.) подвергаются поверхностной закалке. Наружная поверхность поршневых пальцев шлифуется и полируется.
В зависимости от способа крепления различают:
1) поршневые пальцы, закрепленные в поршневой головке шатуна;
2) плавающие поршневые пальцы.
518
Крепление поршневого пальца в поршневой головке шатуна позволяет уменьшить ее длину и увеличить длину бобышек поршня, что уменьшает расчетную длину и прогиб поршневого пальца и несколько снижает его износ.
Для устранения проворачивания и продольного перемещения поршневого пальца на нем выполняется специальная лыска или .вырез (см. рис. 354), через которые проходит стягивающий головку шатуна болт.
Рассматриваемый способ крепления применяется в редких случаях преимущественно при чугунных поршнях.
В настоящее время наибольшее распространение получили плавающие поршневые пальцы, которые во время работы могут проворачиваться как в бобышках поршня, так и в верхней головке
Рис. 355. Плавающий поршневой палец
шатуна. Это обеспечивает уменьшение износа плавающего пальца и ею опорных поверхностей, поскольку относительная скорость трущихся поверхностей примерно вдвое меньше, чем при других креплениях поршневого пальца.
От осевых перемещений плавающие пальцы удерживаются стальными стопорными кольцами, устанавливаемыми в проточках бобышек поршня (рис. 355, а). На рис 355, б представлен способ предохранения плавающего пальца от осевых перемещений при помощи алюминиевых или бронзовых заглушек 1. Будучи значительно мягче чугуна, эти заглушки при соприкосновении с зеркалом цилиндра никаких повреждений на нем нс производят.
В некоторых двигателях для уменьшения стука при переходе поршня через в. м. т. поршневой палец сдвигается в правую сторону (в двигателе М-21, например, на 1,5 льи).
Поршневые пальцы и отверстия дтя них обрабатывают с очень высокой точностью, с минимально необходимыми для обеспечения смазки зазорами. Поскольку зазоры в бобышках алюминиевого поршня при его нагревании увеличиваются, поршневой палец устанавливается при сборке в холодный поршень с небольшим натягом; при нагревании поршня бобышки расширяются и натяг превращается в зазор.
519
§ 169. Расчет поршневого пальца
Размеры поршневого пальца намечают на основании нижеследующих соотношений. Карбюраторные двигател и. dtI = (0,25—0,33 )D d» =j0,72—0,75) d„", дизели: d,, = (0,31—0,38) D, du = (0,62— — 0,75) dnt где — наружный и внутренний диаметры поршневого пальца и D — диаметр цилиндра.
Длина плавающего поршневого пальца /„ находится как сумма конструктивных размеров (рис. 356) в предположении, что
2/б, и изменяется в пределах /,, — (0,8—0,9) D.
Выбранные размеры поршневого пальца проверяют на изгиб и удельное давление. Расчет на изгиб является приближенным
Рис. 356. К расчету поршневого пальца
расчетом, так как закон распределения нагрузки по длине и по боковой поверхности поршневого пальца неизвестен.
В простейшем случае расчет поршневого пальца на изгиб ведется как расчет равномерно нагруженной балки на двух опорах (см. рис. 356) по формуле
^^кГ/см\ (158)
где Мя-^ 'о — — изгп-
4 Л /
бающий поршневой палец момент л d1 — d *
в кГ см и IP — 32 —- — момент сопротивления сечения поршневого пальца, см3.
Для автомобильных п тракторных двигателей величина сгн = = 1000—2500 кГ см2, достигая в некоторых случаях значительно больших значений.
В зависимости от способа крепления поршневой палец проверяется также иа удельное давление fa в бобышках поршня и в поршневой головке шатуна q.,:
<7i = тЙг кГ/см*. ^2 = кГ/см2, (159)
an-*i °п *п- г. ш
Для современных автомобильных двигателей qr — 170—340 кГ см2 и q» = 190—420 кПсм2, для тракторных двигателей qt = 140— 260 V см2.
В бобышках поршня допускают меньшие удельные давления, чем в поршневой головке шатуна, что объясняется более высокой их температурой и худшими условиями смазки.
520
Ряд исследований 14] показывает, что в качестве расчетной силовой схемы при определении в поршневом пальце напряжений изгиба и среза следует принимать схему, изображенную на рис. 357. Величины прогибов пальца, подсчитанные по этой схеме, достаточно н ч
близки к экспериментальным.
Ниже приводятся формулы Р. С. Кинасошвили 14], применяемые при расчете плавающих поршневых пальцев авиационных поршневых двигателей. Формулы выведены в предположении, что нагрузка по длине
поршневого пальца распределяется рис. 357 К уточненному ра-согласио расчетной схеме, изобра- чету поршневого пальца женной на рис. 357.
Эти формулы дают вполне удовлетворительные по точности результаты и при расчете поршневых пальцев автомобильных и тракторных двигателей.
Максимальное напряжение изгиба по середине поршневого пальца
№=. (160)
где Р-м — максимальная сила давления газов, передаваемая через поршневой палец иа шатун. кГ;
/п — рабочая длина поршневого пальца, с.и;
/2 — расстояние между бобышками. см\
/п.Г.ш —длина поршневой головки шатуна, см;
а = djdn — отношение внутреннего диаметра поршневого пальца к его внешнему диаметру.
Напряжения изгиба е>ц. тах получаются на 10—20% меньше напряжений о„, вычисленных ио формуле (158).
Максимальные касательные напряжения в сечениях поршневого пальца, расположенных в зазорах между торцами бобышек и поршневой головкой шатуна,
0,85РМ1/1-Ьа-Ьа2\ „
"’•max— rfi । ____а4 у кГ/CM . (161)
Во время работы двигателя сечения поршневого пальца деформируются (овализируются). Вследствие неравномерного распределения нагрузки по длине пальца деформации овализации и возникающие при этом напряжения в различных сечениях пальца неодинаковы. Наибольшее увеличение горизонтального диаметра поршневого пальца будет иметь место в средней части пальца:
0,09 Р.и/1-f-а\3 (A^iJmas = - Е1^
(162)
521
где Е — модуль упругости материала поршневого пальца; k ~ — 1,5—15 (а—0,4)3.
Приведенные методы определения напряжений и деформаций поршневого пальца {формулы (160—162)1 являются приближенными, вследствие чего расчет поршневого пальца на прочность, как и расчет других деталей автомобильного пли тракторного двигателя, должен дополняться испытаниями. Испытания должны проводиться так, чтобы можно было выяснить влияние на прочность детали не учитываемых расчетом факторов.
При горячем состоянии двигателя относительные зазоры в сопряжениях поршневой палец—головка шатуна и поршневой палец — бобышки поршня изменяются в пределах
<р, = = 0,005 — 0,0010,
«II
где Л' — диаметральный зазор при горячем состоянии двигателя, льи; dn — диаметр поршневого пальца, льи.
Для холодного состояния двигателя в сопряжении поршневой палец — бобышки поршня диаметральный зазор
А = А </п [схп ,, (/п. -j /0) ссп (/л /0) леи.
где ап. п, а „ —коэффициенты линейного расширения материалов поршневого пальца и поршня;
Ai. и» — температуры поршневого пальца, поршня и окружающей среды, С.
Зазор Л (монтажный зазор) для алюминиевого поршня изменяется в пределах от—0,01 до 4-0,02 мм; для чугунного поршня — в пределах 0,02—0,04 леи. При отрицательном монтажном зазоре (натяг) поршень при сборке подогревают до 60—80 С. Для плавающего поршневого пальца зазор А во втулке шатуна равен 0,01—0,03 мм.
Обычно напряжения овалнзации, являющиеся частью опасных суммарных напряжений, определяют для вертикального продольного сечения поршневого пальца (по середине его длины):
ргм
6i dn
0,174
(I 4- 2а) (1 4-«) (1 — а)2а
0.636 ’
1 — а
k кГ]см~.
(163)
ГЛАВА XXXVll
ШАТУННАЯ ГРУППА
§ 170. Элементы и условия работы шатуна
Шатун является частью кривошипно-шатунного механизма двигателя и служит для передачи усилии от поршня к коленчатому валу и, наоборот, от коленчатого вала к поршню (в зависимости от соотношения действующих сил).
Основными элементами шатуна являются: а) поршневая головка, соединяющаяся при помощи поршневого пальца с поршнем, б) стержень шатуна, в) кривошипная головка, соединяющаяся с шейкой коленчатого вала.
В зависимости от конструкции в комплект шатуна входят также втулки, вкладыши, болты (или шпильки) с гайками, элементы крепления вкладышей и элементы шплинтовки гаек.
При работе двигателя шатун совершает сложное движение, во время которого он подвергается действию переменных по величине и направлению газовых и инерционных сил. В некоторых случаях действие этих сил носит ударный характер.
В связи с этим к шатуну предъявляются следующие требования:
1. Прочность и жесткость; эти требования обусловливают необходимость правильного выбора материала и разработки нанвыгод-неишеи формы шатуна.
2. Легкость; она необходима для уменьшения сил инерции шатуна.
Ввиду знакопеременного характера нагрузок, действующих па шатун, материалы для него должны обладать высоким сопротивлением усталости. Такими материалами являются высококачественные углеродистые стали, а также легированные стали. В частности, шатуны отечественных автомобильных и тракторных двигателей изготовляют из сталей 38А, 40, 40А, 45, 45Г2. Шатуны дизелей с наддувом изготовляют из легированных сталей 18ХНМА, 18ХНВА и 40ХНМА. В настоящее время для карбюраторных двигателей начинают применять шатуны, отливаемые из перлитного ковкого чугуна с содержанием углерода до 0,85%.
Поршневая неразъемная головка шатуна. Она штампуется вместе со стержнем шатуна и в зависимости от типа крепления поршневого пальца выполняется цельной (рис. 358, а} или разрезной (см. рис. 354). При плавающем пальце в эту головку запрессовываются одна или две бронзовые втулки. В двигателе Я АЗ-204, в частности, в поршневой головке установлен распылитель, служащий для подачи охлаждающих струй масла на днище поршня.
Ввиду высокой температуры поршневой головки шатуна, значительных удельных давлений и ударного характера нагрузки
523
на поршневой палец для изготовления втулок поршневых головок шатунов применяют бронзы, обладающие высоко!’! твердостью и хорошо сопротивляющиеся усталостным разрушениям. В форсированных двигателях, в частности, устанавливают втулки поршневых головок шатунов, изготовленные из алюминиево-железистой бронзы Бр. АЖ9-4, оловянно-цинковых бронз Бр. ОЦЮ-2, а также оловянно-фосфористых бронз.
Рис. 358. Поршневые головки шатунов
В некоторых двигателях (главным образом малолитражных) в поршневой головке шатуна устанавливают вместо втулки игольчатый подшипник.
В современных быстроходных автомобильных двигателях плавающий поршневой палец смазывается часто маслом, поступающим под давлением по каналу в стержне шатуна (рис. 359, д) от его кривошипной головки.
Рис. 359. Сечения стержня шатуна
Если поршневой палец смазывается не принудительно, то для его смазки в стенке поршневой головки шатуна предусматривается отверстие (рис. 358, б, в).
На внутренней поверхности бронзовых втулок часто выполняют винтообразные канавки (рис. 358, д), что улучшает поступление масла на рабочие поверхности.
Для удобства размещения поршневого пальца в поршне, а также для уменьшения сил инерции прямолинейно возвратно-поступательно движущихся масс поршневую головку шатуна следует выполнять с возможно меньшими габаритами.
524
Чтобы предупредить перекос шатуна при удлинении коленчатого вала, а также при несовпадении осей цилиндра и шатуна, длина поршневой головки шат} на делается на 3—5 лг.ч меньше расстояния между бобышками (см. рис. 356): /8 = /п.г.ш (3< 5) леи.
Стержень шатуна. Стержни шатунов автомобильных и тракторных двигателей обычно имеют двутавровое сечение (рис. 359, а — г), которое по сравнению с другими видами сечении при одинаковых весе и длине стержня обеспечивает шатуну большую жесткость.
Во время работы двигателя деформации стержня шатуна в плоскости его качания и в плоскости, перпендикулярной первой, будут различны. Из-за неодинакового закрепления концов шатуна (рис.
Рис. 360. К определению нам вы годнейшего сечения стержня шатуна
Рис. 361. К расчету шатуна
360) последний будет сопротивляться продольному изгибу в первой плоскости (шарнирное закрепление концов) слабее, чем во второй плоскости (защемленные концы стержня).
Для обеспечения плавных переходов от стержня к кривошипной головке шатуна и для выравнивания напряжений по длине стержня площадь его сечения в направлении кривошипной головки увеличивают (рис. 361).
Для уменьшения сопротивления воздуха при движении шатуна стержню и кривошипной головке шатуна следует придавать обтекаемую форму.
Кривошипная головка шатуна. В большинстве автомобильных и тракторных двигателей кривошипная головка шатуна выполняется разъемной с плоскостью разъема, перпендикулярной оси шатуна При шатунных шейках большого диаметра увеличенные габариты кривошипной головки шатуна могут препятствовать прохождению шатуна через цилиндр, вследствие чего монтаж двигателя сильно усложняется. Удобство монтажа в этих случаях может быть обеспе-
525
чепо применением кривошипной головки шатуна с косым разъемом (рис. 362); после отъема крышки кривошипной головки шатуна последний вместе с поршнем можно вынимать через цилиндр вверх.
В кривошипных головках с косым разъемом шатунные болты
разгружаются от напряжений
Рис. 362. Кривошипная головка шатуна с косым разъемом
растяжения, но подвергаются действию срезывающей силы Р'^. Для восприятия этой силы предусматриваются замки. Угол разъема а изменяется в пределах 30—60 , что позволяет увеличить диаметр шатунной шейки до (0,80—0,85)/).
Крепление крышки кривошипной головки шатуна обычно осуществляется двумя болтами и в очень редких случаях (при длинных шатунных шейках) четырьмя болтами.
В двигателе Д-12 крышка кривошипной головки шатуна крепится шестью шпильками. Крышки кривошипных головок шатунов с косым разъемом обычно крепят бол-
тами, ввертываемыми в верхнюю часть кривошипной головки шатуна. При монтаже крышки и затяжке шатунных болтов следует обращать особое внимание на обес-
печение равномерного зажима вкладышей.
Для увеличения жесткости крышки кривошипных головок шатунов выполняются с одним (рис. 363, а) или двумя ребрами (рис. 363, б).
Рис. 363. Сечения нижних крышек шатуна
Фиксацию этих крышек осуществляют большей частью точно обработанными поясками шатунных болтов (рис. 364). Иногда для этой цели предусматривается ступенчатый разъем кривошипной головки шатуна (см. рис. 363, а). Шатуны некоторых автомобильных двигателей имеют в верхней части кривошипной головки небольшое отверстие А (см. рис. 364). При совпадении этого отверстия со сверле-
526
нием в шатунной шейке вытекающая струя масла будет сма-
зывать стенки цилиндра, распределительный вал и толкатели.
В двигателях с коленчатыми валами, имеющими по два колена между опорами (ГАЗ-51, Виллис» и др.), иногда применяют несимметричные шатуны (рис. 365). Такие шатуны устанавливают короткой стороной кривошипной головки шатуна в сторону ближайшего коренного подшипника. Применение несимметричных шатунов позволяет уменьшить расстояние между осями расположенных по обе стороны рассматриваемого подшипника цилиндров, а следовательно, и общую длину, и вес двигателя. Вместе с тем несимметричность
Рис. 364. Кривошипная головка шатуна j
шатуна вызывает неравномерный (конусный) износ шатунных шеек и вкладышей и сокращает срок их службы. Наибольший износ имеет место под коротким плечом нижней го-
ловки несимметричного шатуна, так как в этом месте нагрузка
Рис. 365. Несимметричный шатун двигателя ГЛЗ-51
наибольшая. Следует, однако, заметить, что при неудачном подводе смазки конусный износ шатунных шеек наблюдается и в двигателях с симметричными шатунами.
527
Для сохранения равномерного давления на шатунную шейку смещение между осью шатуна и серединой его кривошипной головки выполняется не больше 10—15% от длины этой головки.
Кривошипные головки шатуна выпускают в большинстве случаев с подшипниками скольжения. Подшипники качения (шариковые, роликовые, игольчатые) применяют в основном для двигателей гоночных и некоторых малолитражных автомобилей. При установке подшипников качения нижняя головка шатуна выполняется цельной, а коленчатый вал — разъемным.
Для уменьшения трения и износа шатунных шеек внутренняя поверхность подшипников скольжения покрывается слоем антифрикционного сплава.
Условия работы верхнего и нижнего вкладышей шатуна неодинаковы. В четырехтактных двигателях верхний вкладыш нагружают силы давления газов и силы инерции масс поршня и шатуна, нижний — только силы инерции этих масс. В двухтактных двигателях нижний вкладыш нагружают сипы инерции масс поршня и шатуна (за исключением массы нижней крышки шатуна) в основном во второй половине хода сжатия. В большинстве автомобильных карбюраторных двигателей применяют тонкостенные взаимозаменяемые вкладыши, изготовляемые из стальной ленты, покрытой антифрикционным сплавом. Толщина ленты изменяется в пределах 0,9—2,2 мм\ в дизелях толщина ленты может доходить до 3 мм. При износе тонкостенные вкладыши не ремонтируют, а заменяют новыми без всякой подгонки или шабровки, причем смена вкладышей производится значительно проще и быстрее, чем смена шатуна с заливкой по телу. Тонкостенные вкладыши отличаются большой гибкостью, благодаря чему при монтаже они точно принимают форму постели. Обработка постели и монтаж вкладышей должны поэтому производиться с особой точностью и тщательностью, так как даже небольшие шероховатости постели или попадание под вкладыш твердых частиц искажают его форму и ухудшают отвод тепла от шейки коленчатого вала. Тонкостенные вкладыши изготовляют в массовом порядке; опи отличаются низкой стоимостью, что уменьшает стоимость двигателя и упрощает его ремонт.
При изготовлении вкладышей на наружной поверхности их отгибаются фиксирующие усики. Эти усики, входя в соответствующее углубление в нижней головке шатуна, предохраняют вкладыши от проворачивания и продольного смещения.
Тонкостенные вкладыши устанавливают в кривошипной головке с натягом. В двигателях с диаметром шатунной шейки, равным = 50—100 мм, величина натяга равна 0,03—0,04 мм, доходя до 0,15 мм в двигателях с большими с!ш.
Величина диаметральных зазоров Дш, в зависимости от диаметра шатунной шейки изменяется в пределах Дш = (0,0012—0,0045) величина осевого зазора между плоскостями щек и торцами кривошипной головки — в пределах 0,15—0,25 мм.
528
В некоторых автомобильных двигателях (в частности, в вильчатых и внутренних шатенах) применяют толстостенные вкладыши, изготовляемые из бронзы или стали. Стальные вкладыши применяют с антифрикционной заливкой. Толщина вкладышей равна примерно одной десятой диаметра шейки. Поверхности соприкосновения толстостенных вкладышей и их постели, кроме тщательной механической обработки, требуют еще весьма трудоемкой индивидуальной подгонки (пришабровки). Вероятность неполного соприкосновения вкладышей с постелью подшипника, а следовательно, и ухудшения отвода тепла от шейки коленчатого вала при применении толстостенных вкладышей увеличивается.
В качестве антифрикционного сплава для шатунных подшипников применяют высокооловянистые баббнты, баббиты на свинцовой основе, а также другие виды баббитов. Толщина слоя заливки равна 0,25—0,70 лея. Малая толщина заливки устраняет отставание антифрикционного слоя и обеспечивает надежную работу вкладышей, так как тонкий слой антифрикционного сплава почти не дает усадки. Последнее избавляет от необходимости ставить между половинами кривошипной головки шатуна тонкие листовые (регулировочные) прокладки. Эти прокладки применяют в настоящее время в очень редких случаях при заливке антифрикционного сплава непосредственно по телу шатуна или при толстостенных вкладышах. По мере износа подшипника часть прокладок для устранения повышенного зазора между его стенками п шейкой вапа вынимают, а подшипник подтягивают. В шатунных подшипниках с тонкостенными вкладышами регулировочные прокладки применяют очень редко.
В современных отечественных автомобильных двигателях для заливки тонкостенных вкладышей шатунных подшипников с толщиной слоя заливки 0,2—0,4 мм применяют сплав СОС 6-6.
Для заливки шатунных подшипников форсированных карбюраторных двигателей и дизелей с высокими удельными давлениями на шатунные шейки применяют свинцовистые бронзы с толщиной слоя 0,3—0,9 мм. Свинцовистые бронзы (например, БР. С-30 с тридцатипроцентным содержанием свинца) хорошо работают при повышенных температурах масла, но по сравнению с баббитовыми сплавами обладают меньшей коррозионной стойкостью к действию образующихся в смазочных маслах органических кислот, худшей прирабатываемостью в период обкатки двигателя и худшей способностью поглощения абразивных частиц.
В некоторых случаях заливку из свинцовистой бронзы для улучшения приработки, предохранения масла от окисления при соприкосновении его со свинцовистыми присадками, а также для повышения сопротивляемости усталостным выкрашиваниям покрывают тонким (до 0,1 л.и) слоем сплава свинца с оловом или свинца с индием. У таких трехслойных подшипников повышается также на 20—30% допускаемое удельное давление.
529
Раб та тонкостенных двух- и трехслойных вкладышей может быть надежной лишь при повышенных жесткостях коленчатого вала, его опор и кривошипных головок шатунов.
При недостаточной жесткости этих деталей и возникающих вследствие этого искажениях геометрической формы шатунных и коренных шеек и вкладышей ухудшается прирабатываемость подшипников и образуются задиры на их рабочей поверхности. Эти явления наблюдаются в местах возникновения концентрации напряжений.
Несущая способность шатунных и коренных подшипников увеличивается с уменьшением толщины слоя антифрикционной заливки.
Повышение выносливости этих подшипников может быть достигнуто применением ряда конструктивных (уменьшением длины и увеличением диаметра шеек и др.) и технологических (повышение качества обработки и др.) мероприятий
За последнее время для автомобильных и тракторных двигателей начали применять подшипники из антифрикционных сплавов на алюминиевой основе, что также повышает выноспивость подшипников и удельное давление на них.
Для подшипников отечественных тракторных двигателей применяют алюмпниево-сурьмо-магниевый став (сплав АСЧ), твердость которого (НВ 30) при нагреве до рабочих температур (70—90 С) снижается незначительно (на 7—10%).
Шатунные болты. Шатунные болты четырехтактных двигателей нагружаются силами инерции масс поршня и шатуна (без нижней крышки), достигающими наибольших значении при положениях поршня около в. м. т. Кроме этих сил. шатунные болты подвергаются воздействию значительно больших, чем силы инерции, сил затяжки. В двухтактных двигателях вследствие наличия газовых сил, противоположных по знаку отрицательным силам инерции, шатунные болты нагружаются практически лишь силой затяжки.
Ряд исследований показывает, что сила затяжки может быть больше предполагаемой си ты в два-три раза, что приведет к возникновению текучести материала и затем ослаблению затяжки, а также может быть причиной аварии. Не менее вредной является и недостаточная затяжка шатунных болтов, приводящая к ударному характеру действия нагрузки и последующему наклепу на стыках кривошипной головки шатуна.
В связи с этим к материалу, конструкции и монтажу шатунных болтов предъявляют повышенные требования Материал болта должен хорошо сопротивпяться действию ударной нагрузки и обладать высокими пределами упругости и текучести.
Шатунные болты изготовляют из легированных (большей частью хромистых) сталей. Твердость термически обработанных (закалка .и отпуск) болтов изменяется в пределах HRC 27—41
Гайки шатунных болтов изготовляют из тех же сталей, что и болты. или же из углеродистых сталей. Термическая обработка гаек
530
для повышения твердости граней и для упрочнения резьбы та же, что и для шатунных болтов.
Для обеспечения правильности монтажа затяжку шатунных болтов производят динамометрическим ключом, снабженным шкалой для контроля степени затяжки Момент затяжки на ключе изменяется в пределах 5—12 кГм.
Фиксация гаек осуществляется шплинтовкой или подкладываемыми под гайки пластинами, края которых после затяжки болтов отгибаются В некоторых случаях применяют самоконтрящнеея гайки.
Рис. 36G. Конструкции иатунных болтов
Для предохранения от проворачивания шатунных болтов при затяжке головки их выполняются с лысками пли фиксирующими выступами.
В некоторых ранее выпускавшихся двигателях шатунные болты изготовлялись заодно с телом шатуна. Обладая некоторыми положительными качествами (меньшая стоимость изготовления, меньшие габариты и вес), эта конструкция из-за необходимости замены всего шатуна в случае порчи даже одного болта в настоящее время распространения не получила.
Конструкции шатунных болтов представлены на рис. 366. Следует иметь в виду, что при недостаточной жесткости кривошипной головки и возникающих вследствие этого перекосах опорных поверхностей головки и гайки шатунного болта в нем могут возникать не учитываемые расчетом знакопеременные изгнбные напряжения. Эти напряжения могут быть значительно снижены повышением жесткости бобышек кривошипной головки, уменьшением опорных площадей головок и гаек болтов, а также применением для головок и гаек самоустанавливающихся опорных поверхностей.
531
ассмотренные типы шатунов применяются как в однорядных двигателях, так и в двигателях с V-образным расположением ци линдров. В сравнительно редких случаях V-образные двигатели выпускают с главным 1 и прицепным 2 шатунами (рис. 367).
Рис. 367. Главный и прицепной шатуны V-образного двигателя
При установке в V-образных двигателях обычных шатунов (по
два шатуна на шейку) левый
правый блоки
цилиндров должны
быть
и
относительно друг друга смещены.
§ 171. Расчет шатунов
Поршневая головка шатуна. Эта головка может быть рассчитана на разрыв и на жесткость. При расчете на разрыв напряжение разрыва '
Р{
= ~ кГ/см\ (164)
где Pj = mhfr ~ ni'nrw)2 (1 + A) — сила инерции массы комплектного поршня и верхней половины поршневой головки, при положении поршня в в. м. т., кГ;
f — 2 (гх— г2)/п.г.ш — площадь опасного сечен ця
1—1. см2.
Величину ор для обеспечения жесткости принимают равной 200— 500 кГ/см2.
Напряжения в поршневой головке шатуна можно определить также по формуле Ляме
о = И. ; р к Г/см2,
гл г* '
(165)
532
где р
(166)
где dcp =
—удельное давление силы Р на внутреннюю поверхность головки, кГ/см-.
Напряжения, по Ляме, дляииатунов автомобильных двигателей можно принимать равными о — 300—500 кГ см2.
При проверке поршневой головки шатуна на жесткость определяют поперечную деформацию головки, отнесенную к 1 см ее среднего диаметра (метод проф. И. Ш. Неймана):
д<р 0,137 d^P. _0,017^рРу
dcp ~ 8EJ :«ср~
d, 4- d% .. .
—J,— —средний диаметр поршневой головки шату-
на, си;
Е— модуль упругости материала шатуна, кГ/см2;
~ —момент инерции площади сечения поршневой головки шатуна, см*.
Для автомобильных и тракторных двигателей относительная деформация верхней головки шатуна изменяется в пределах Ас/ср/с/ср= =0,010—0,007.
В поршневой головке шатуна имеют место также напряжения от запрессовки в нее втулки и от нагревания головки, при котором возникающий при запрессовке втулки натяг А увеличивается на величину температурного натяга А,.
Температурный натяг возникает вследствие различного расши-
рения материалов головки и втулки и определяется по формуле
А^ = с/о (^вт С4ци) /вт СМ, (167)
где — внутренний диаметр поршневой головки шатуна
(рис. 368), равный наружному диаметру втулки, см;
а,т, __ коэффициенты линейного расширения материалов втулки и шатуна; для бронзовой втулки а„т = =0,000018 1/°С, для стального шатуна аш = 0,000010
Рис.
368. К расчету поршневой головки шатуна
/пт — температура нагрева поршневой головки и втулки.
Удельное давление от суммарного натяга А -Ь Az между втулкой и поршневой головкой в предположении, что это давление одинаково по всей поверхности соприкосновения,
К Г/САГ,
(168)
<4
Еш
d
^вт
533
где di — внешний диаметр поршневой головки;
гп — коэффициент Пуассона, принимаемый равным 0,3, dn внешний диаметр поршневого пальца/ принимаемый
равным внутреннему диаметру втулки;
^рт — модули упругости матер палов шатуна и втулки; для стали Еш = 2,1 • 10“ кГ см2, для бронзы Е т = 1,15 -10е кГ см2.
Напряжения от запрессовки на внешней (аа) и внутренней (а,) поверхностях поршневой головки могут быть определены теперь по формулам Ляме:
(169)
При нагревании поршневой головки и втулки до рабочих температур /и, == 100—130 С суммарный натяг А + Дх может достигать значении 0,12—0,14 л/л/, а напряжения оп, —значений 1000— 1500 кГ/см-.
При проектировании шатуна ориентировочные размеры его поршневой головки можно наметить иа основании соотношения dx = (1,30—1,70) dn; d> = (1,12—1,22) dn, где — наружный диаметр поршневого пальца.
Стержень шатуна. Стержни шатунов рассчитывают на продольный и поперечный изгибы, па сжатие и на разрыв.
При расчете на продольный изгиб шатунов из углеродистой стали можно пользоваться формулой Тетмаиера
Ркр = 4690,5 - 26,175 А„|л кГ, \ г /
где Ркр — критическая продольная нагрузка на шатун;
I — длина шатуна, см;
р= I/ --------меньшее значение радиуса инерции поперечного
" 'niin
сечения стержня шатуна, см\
fmin — площадь поперечного сечения стержня шатуна у поршневой головки, см2.
Радиусы инерции рассматриваемого сечения относительно осей л* — х и у — у (см. рис. 359) можно определить по формулам:
I J V I J \
Рл = I г А см. пу= - см, r /mln /min
где Jx, — моменты инерции сечения относительно оси х — х или у — у.
•534
После определения силы Ркр находят коэффициент надежности шатуна, равный по Тетмайеру
If — кр Рш
(170)
где Рш — сила, действующая вдоль оси шатуна.
Для шатунов относительно тихоходных автомобильных и тракторных двигателей Рш Р.м (пренебрегая сравнительно малыми силами инерции на оборотах п = п(ц).
При расчете шатунов быстроходных автомобильных двигателей продольные силы инерции, нагружающие шатун при положении его в в. м. т., могут оказаться на оборотах п — ;?разн большими, чем силы давления газов на оборотах п = пеМ. В этом случае в формулу (170) вместо величины Рш следует подставлять величину
Pj ISO (^и _ Щц. i. in ^*т. ш} Г(0ра;1ц (Л 1) к Г,
гдемп,/нп г ш,/нст>ш—массы комплектного поршня, поршневой головки шатуна и части стержня шатуна от поршневой головки до среднего сечения.
Приближенно можно принимать (/??п 4~ т1К г. ш /псг ,,) (тп 4-4- л/О, где (тп 4~ ш,) — масса поступательно движущихся частей (см. [91).
Величина 'И изменяется в пределах 2.54-5,0, причем для быстроходных двигателей следует принимать меньшие значения Чг.
Стержень шатуна проверяют ня сжатие силой Ргм и па разрыв СИЛОЙ P'jQ'-.
(тс = к Г /см2, <Тр = -р- к Г/см2, (171)
/ср /ср
где
Pjo (тп 4 /«О гю?азн Н 4- а) кГ.
Напряжение сжатия в среднем сечении стержня шатуна с учетом напряжения от продольного изгиба можно определить по эмпирической формуле Навье-Ранкина
° = Т (1 кГ с,‘2’ (172)
где Р. — наибольшая сила давления газов за цикл, кГ;
/0 — длина деформируемой части стержня шатуна, см;
тг — коэффициент, характеризующий закрепление концов стержня шатуна при изгибе (тл = 1 для изгиба при закрепленных в шарнирах концах; /Hj = 4 для изгиба при защемленных концах);
а — величина, близкая к пределу упругости оу материала.
Формулу (172) часто представляют в виде
о=К?: кГ/см2, (173)
/ср
535
где К — /<хк= 1-|——для случая изгиба стержня шатуна в плоскости его качания;
Is f
г- . ‘cT.ni/cp
— A.v_v — 1-г с—--------для случая изгиба стержня шатуна
в плоскости, перпендикулярной плоскости его качания;
^ст.ш — условная длина стержня шатуна (см. рис. 361);
ov
----коэффициент, зависящий от материала шатуна;
для применяемых в шатунах сортов сталей с = = 0,00015 — 0,00050.
Для шатунов автомобильных и тракторных двигателей из углеродистой стали а = 1000—1400 к/7слг2, для шатунов из леги-
рованпой стали о — 1400—
2000 кПсм2,
При расчете стержней шатунов быстроходных напряженных двигателей необходимо учитывать влияние знакопеременных
Рис. 369. Расчетная схема для определения напряжении в кривошипной головке шатуна
нагрузок, так как часто полом-
ки стержней таких шатунов про
исходят от усталости материала.
Кривошипная головка шатуна. Размеры кривошипной го
ловки шатуна определяются в зависимости от размеров шатунной шейки коленчатого вала. Вследствие трудностей учета влияния на прочность кривошипной головки шатуна ряда факторов (непостоянства поперечных сечений вкладышей, бобышек под шатунные болты
и т. д.) точный ее расчет практически невозможен. Ниже приводятся предложенные?. С. Кинасошвили 151 условные расчетные формулы,
учитывающие основные, влияющие на прочность и жесткость кривошипной головки факторы. Эти формулы дают возможность судить о сравнительной прочности кривошипных головок шатунов с большим основанием, чем другие, ранее применявшиеся формулы. Формулы выведены в предположении, что крышка составляет одно целое с верхней частью головки и вследствие сильной затяжки болтов раскрытие стыка не может иметь места. Распределение давлений на крышку принято косинусоидальным (рис. 369).
536
Принято также, что на крышку давления передаются по закону распределения их на вкладыше и что вкладыши и головка деформируются одинаково, так как вкладыши сидят в головке всегда с натягом. Согласно сделанным предположениям изгибающие моменты Ио распределяются между крышкой и вкладышем пропорционально моментам инерции их поперечных сечений, а нормальные силы No — пропорционально площадям поперечных сечений. Сечение крышки принято постоянным, равным среднему сечению, вследствие чего расчетные напряжения и деформации получаются завышенными.
Формула для определения напряжения в среднем сечении крышки в предположении, что угол наклона сечения заделки а,'=40о, имеет вид п 0,023/5 , 0,4
а = Р ------7~ + г + Г
1 I •'в 1 I гв
кГ/см2,
Jain —сила,
где Р = Р'у= |(/лп 4- т,) (1 ч- X) 4- (щ2 — /л,,. кр. ш)] гео действующая на крышку перпендикулярно линии разъема, кГ;
— расстояние между осями болтов, принимаемое равным среднему диаметру головки, см;
Ji, J — моменты инерции сечений вкладыша и расчетного сечения крышки, см1;
F„, F — площади поперечных сечений вкладыша и крышки, см2.
Для шатунов автомобильных и тракторных двигателей о = = 1500—3600 кГсм2 [8].
Уменьшение диаметра головки, перпендикулярного осп шатуна (вследствие ее деформации),
Д</ “ Еш (J + J„) СМ- )
При выводе формулы (174) за средний диаметр крышки кривошипной головки шатуна принималось расстояние между осями шатунных болтов н не учитывалось влияние бобышек под эти болты на жесткость головки.
В связи с вышесказанным действительные деформации кривошипных головок шатунов авиационных поршневых, а также автомобильных и тракторных двигателей меньше вычисленных по формуле (175).
Шатунные болты. Шатунные болты нагружаются силой инерции Р’, о массы поршня и шатуна (без массы нижней крышки) и рассчитываются на разрыв при положении поршня в в. м. т.:
Ч РJ ()- Ч [(/»„ 4~ znt) 1 + X) 4-(w2 тп ьр. щ) f шразн
’(176) где V = 1,2 = 1,3 — коэффициент предварительной затяжки, обеспечивающий плотность стыка нижней головки шатуна;
i6 — число шатунных болтов;
[6 — площадь минимального сечения болта, см2.
537
Величину Ор для автомобильных и тракторных двигателей можно принимать равной 1300—2200 кГ см2.
Шатунные болты кривошипных головок с косым разъемом должны рассчитываться на силу Р']п — нормальную составляющую силы P"j (см. рис. 362).
Применение в кривошипной головке шатуна косого разъема позволяет разгрузить, как это видно из рис. 362, шатунные болты от напряжений растяжения. Для восприятия возникающей в этом случае срезывающей силы Р"ц косой разъем выполняется ступенчатым.
Изложенные методы расчета шатуна являются по ряду причин (см. § 156) условными и недостаточно точными.
Вследствие этого при расчете шатунов автомобильных и тракторных двигателей применяют большей частью методы расчета на у-ста-лостнуто прочность, более полно учитывающие факторы, влияющие на прочность шатуна. Ниже эти расчеты приведены в сокращенном виде.
Поршневая головка шатуна. Эта головка в сечении 1 — 1 (см. рис. 368) нагружается переменной по знаку непрерывно изменяющейся силой инерции массы комплектного поршня и верхней половины поршневой головки: Р, — тп гиг (cosq 4- Zcos2(p). Характер изменения нагрузки: от Pj = 0 (при направлении силы Pj в сторону коленчатого вала сечение 1 — / не нагружено и omin = 0) до Pj = =Pj max = Мп ft,)2 (1 А), что имеет место при положении поршня
в в м. т. (о!Пах = ар). Дополнительные напряжения в сечения 1—1 от запрессовки в поршневую головку шатуна втулки при этом не учитываются. Таким образом, нагрузка Р, меняется по закону пульсирующего цикла.
Запас прочности в поршневой головке шатуна
= —(177) ° a ~
где о j — предел усталости материала на изгиб при симметричном цикле;
оа = °таХ 2~ — амплитуда цикла;
от — °п|ах"^ П1‘н—среднее напряжение цикла;
= 1—2 — коэффициент концентрации напряжения, зависящий от формы сечения и чистоты обработки поверхности;
е0 — коэффициент фактора размерности, принимаемый обычно равным 1;
— 2g — о j 2 — 0,16 — коэффициент, зависящий от харак-герметики материала;
°о — предел усталости на изгиб при пульсирующем цикле.
538
При пульсирующем цикле оа = от= - ™ах , вследствие чего формула (177) приобретает вид
°шах — » ( j j ЛД СМ~.
hi. г- ш (“1 ”2*
При этом
(179)
Для шатунов автомобильных и тракторных двигателей п, = =2,5—5,0.
Стержень шатуна. Расчет стержня шатуна на усталостную прочность проводится для режимов /?=nfv и п=пем. За расчетное сечение может быть принято:
1) сечение на середине длины стержня шатуна (Д.р) или
2) минимальное сечение (fmin) У поршневой головки шатуна.
Для первого расчетного сечения наибольшее напряжение сжатия стержня шатуна с учетом напряжения от продольного изгиба определяется по формулам:
где рсж = р,_ р. — [тп + /щ) (1 + X) по2 — максималь-
ное сжимающее шатун усилие, кГ.
Величины Qmax.r.v, °niax п изменяются в пределах 1500—2500 кГ /см2.
Для расчетного сечения, расположенного у поршневой головки шатуна (/mIn), имеет место только напряжение сжатия
t^uiax —
кГ/см?,
(181)
где
* = Р2 — P'jп° = Рг — (шп + тп. г. ш) гм2 (1 4- X) кТ.
Наибольшие отрицательные напряжения от растяжения для сечений /ср и fmin возникают в шатунах четырехтактных двигателей при <р = 0 (начало хода впуска);
р * р”
r^min == — КР/СМ“ И Oniin ~ "с ~ кГ СМ“.
(182)
Для шатунов двухтактных двигателей минимальное напряжение amin обычно принимают равным нулю. Если в двухтактном двигателе
539
сила инерции Р’^ больше силы давления газов в конце сжатия то величиной oinin пренебрегать нельзя. В этом случае
„ PJ0-—Pc г. “ Р/(Г~^
Отщ =-----7----кГ/см* и omin = —----------кГ/см”.
'ср Anin
Среднее напряжение ош в расчетном среднем сечении цикла ой определяют по формулам:
и
амплитуду
П — хж °п|!п -с ^шахлгх «Anin г. •>
°тХх-----------—2-------- К!/СМ\ ^ахх —---------£-------- КГ/СМ2,
— °inax уу 4* <JII|jи _ _ __ amax Vi °min ..г-
игл vj— 2 Л/ ‘СМ » °ауу —---------2-------- /СМ .
Запас прочности ложепии А'о = 1, е3 формулам (128):
в среднем сечении стержня шатуна (в предпо-1) вычисляют по формулам, аналогичным
°а хх 4" хх
Пуу -
a_i
уу 4" аз&т у у
(183)
Как и при расчете поршневой
головки шатуна, коэффициент
2а.л — а0 г/ —---—______
’ а0
Для шатунов автомобильных и тракторных двигателей величины пХх, Пуу следует принимать равными не менее 2,5. Запас прочности для сечения /min определяют аналогичным образом:
о
°а 4*
(184)
Обычно запас прочности в сечении fmin получается большим, чем в сечении /ср. Поскольку у двухтактных двигателей ход со свободно действующей силой инерции Р.- отсутствует, шатуны этих двигателей нагружены относительно слабее, чем шатуны четырехтактных двигателей . *
Кривошипная головка шатуна. Запас прочности в кривошипной головке шатуна
о ^-1
’-2~ кГ
°тах р \
(185)
так как среднее напряжение равно амплитуде цикла, равной по-(отах \
О,п =“2~’=а«)'
Вследствие достаточной надежности расчета, предложенного Р. С. Кинасошвнли, расчет кривошипных головок шатунов на усталость проводится в редких случаях.
В автомобильных и тракторных V-образных двигателях в подавляющем большинстве случаев применяют шатуны, расположенные
540
на шатунной шейке рядом. При таком расположении можно применять шатуны обычной конструкции и выполнять оба шатуна одинаковыми. К числу преимуществ расположенных рядом шатунов относится также возможность осуществления смазки поршневого пальца и охлаждения днища поршня через сверления в стержне и поршневой головке шатуна.
Вместе с тем применение расположенных рядом шатунов требует смещения цилиндров одного ряда по отношению к цилиндрам другого ряда, что связано с увеличением габаритной длины двигателя и удлинением шатунной шейки. Попытка уменьшить длину шатунной шейки /ш за счет увеличения ее диаметра dlu приводят к такому изменению отношения при котором смазка шеек ухудшается. Незначительное сокращение длины двигателя может быть получено путем уменьшения длины коренных шеек и толщины щек коленчатого вала.
Сочлененные шатуны вследствие ряда недостатков (сложность конструкции, различная кинематика поршней главного и прицепного шатунов) применяют в автомобильных и тракторных двигателях в крайне редких случаях.
ГЛАВА XXXVitl КОЛЕНЧАТЫЕ ВАЛЫ
§ 172. Элементы и условия работы коленчатых валов
Коленчатый вал является одной из наиболее ответственных и наиболее сложных в конструктивном и производственном отношениях деталей двигателя. Недостаточная надежность коленчатого вала, как правило, служит причиной повышенных взносов и сокращения срока слу жбы двигателей. От прочности коленчатого вала в значительной мере зависит и возможность форсирования двигателя, что следует иметь в виду при его проектировании.
Коленчатый вал состоит из следующих элементов- носка вала, шатунных и коренных шеек, щек, противовесов и хвостовика. В группу коленчатого вала, кроме собственно вала, входят: маховик, ведущая распределительная шестерня, шкив привода вентилятора, маслоотражатели, а также различные мелкие детали.
Во время работы коленчатый вал передает развиваемую двигателем мощность (за вычетом потерь) трансмиссии автомобиля или трактора, а также различным агрегатам и вспомогательным механизмам
При этом коленчатый вал подвергается действию радиальных и тангенциальных состав пяющих сил, приложенных к его шатунным шейкам, центробежных сил вращающихся масс, реакций опор, а также момента сопротивления вращению трансмиссии автомобиля.
Периодическое действие указанных нагрузок вызывает появление упругих колебаний коленчатого вала (изгибпых и крутильных). При наличии резонанса эти колебания могут быть причиной возникновения значительных дополнительных напряжений в элементах коленчатого вала, а в некоторых случаях даже причиной его поломки.
Отсюда следует, что конструкция и размеры коленчатого вала должны удовлетворять не только условиям прочности, но и условиям жесткости.
Для борьбы с крутильными колебаниями коленчатых валов многоцилиндровых и многооборотных двигателей конструктивные меры (увеличение жесткости коленчатого вала, уменьшение величины связанных с ним масс, изменение порядка работы двигателя) часто оказываются недостаточными. На коленчатые валы таких двигателей приходится поэтому устанавливать гасители крутильных колебаний (демпферы).
При определении масс противовесов необходимо учитывать, что увеличение .масс вращающихся частей коленчатого вала связано с уменьшением частоты собственных колебаний системы коленчатого вала.
Исходя из условии работы двигателя к конструкции коленчатого вала предъявляют следующие требования:
I) статическая и динамическая уравновешенность,
2) прочность, жесткость и износостойкость шеек вала,
542
3) отсутствие опасных резонансных изгибных и крутильных колебаний,
4) обтекаемость форм.
Коленчатые валы изготовляются с большой точностью в отношении расположения н формы шеек, угла между коленами, а таже чистоты обработки трущихся поверхностей
В соответствии с перечисленными требованиями материал коленчатого вала должен обладать высокой прочностью, вязкостью, износостойкостью, твердостью и сопротивлением усталости и действию ударных нагрузок Такими свойствами обладают правильно обработанные углеродистые и легированные стали, а также (в меньшей степени) высококачественнын чугун. Коленчатые валы отечественных автомобильных и тракторных двигателей изготовляют из сталей, обладающих пределом прочности на разрыв 73—85 кГ им2 и пределом упругости 60—65 кГ мм2. Такими сталями являются: стали 45А, 45, 45Г2 и др.
Для коленчатых валов форсированных дизелей применяют главным образом легированные стали: хромоникельвольфрамовая 18ХНВА, хромоникельмолибденовые 18ХНМА. 40ХШАА и др.
Заготовки для коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей изготовляют большей частью ковкой на штамповочных молотах. Полученные заготовки обычно подвергают первой термической обработке — нормализации. Нормализация необходима для подготовки материала заготовки к механической обработке (снижение твердости и устранение возникших при остывании заготовки напряжений), а также для повышения ее механических качеств.
Вторая термическая обработка — поверхностная закалка шеек коленчатого вала — производится в конце его механической обработки (перед отделочными операциями) с целью повышения поверхностной твердости и увеличения износостойкости шеек. Глубина закалки для шеек коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей изменяется в пределах 3.0—4,5 мм.
Заготовки валов автомобильных карбюраторных двигателей должны иметь после первой термической обработки твердость НВ 163—269, а заготовки валов автомобильных и тракторных дизелей — твердость НВ 207—255.
После второй термической обработки шейки коленчатого вала Должны обладать твердостью HRC 52—62.
За последнее время все большее распространение получает способ изготовления заготовок коленчатых валов путем отливки их из легированных сталей и высокопрочных, легированных магнием чугунов. Литые коленчатые валы отличаются меньшей, чем штампованные валы, стоимостью, а также меньшим весом. К положительным сторонам литых коленчатых валов относятся также высокая износостойкость шеек и возможность получения рациональных форм составных элементов вала в отношении равномерности распределения металла и напряжений, а также величины напряжений.
513
Вследствие того,^ что гистерезис у чугунов значительно больше, чем у сталей, чугунные коленчатые валы лучше сопротивляются крутильным колебаниям, чем стальные штампованные валы.
Заготовки литых коленчатых валов по своей форме и размерам отличаются от готового коленчатого вала меньше, чем заготовки штампованных валов. Вследствие этого число операций механической обработки и количество снимаемой с заготовки стружки при переходе на выпуск литых коленчатых валов вместо штампованных
значительно сокращается.
Литые коленчатые валы обладают по сравнению со штампованными валами меньшей прочностью, что может привести к необходимости увеличения размеров вала и даже полного изменения его
Рис. 370. Литой коленчатый вал
конструкции. Заслуживает внимания применение пустотелых литых коленчатых валов, отличающихся легким весом и достаточной жесткостью. Т рехопор-ный вал такого типа приведен на рис. 370. К числу отрицательных качеств литых коленчатых валов относится также пока еще значительный процент брака литых заготовок (раковины, искажение форм п т. д.).
При выборе конструкции коленчатого вала, зависящей в первую очередь от числа и расположения цилиндров, порядка рабо
ты и степени уравновешенности двигателя, намечают прежде всего схему вала. Исходя из условия равномерности чередования вспышек угол между коленами вала четырехтактного однорядного двигателя должен быть 64 = 7207i, где i — число цилиндров. Угол между
коленами вала двухтактного двигателя согласно тому же условию должен быть 6, = 360 L При определении порядка работы двигателя из всех возможных вариантов выбирают порядок, при котором вспышки совершаются поочередно в цилиндрах, возможно более удаленных друг от друга. Такой порядок несколько облегчает работу коренных подшипников и препятствует проникновению выхлопных газов из одного цилиндра в другой. Относительное расположение колен вала устанавливается исходя из условий максимально целесообразной уравновешенности двигателя и равномерности протекания крутящего момента по времени.
Согласно первому условию число цилиндров двигателя должно быть четным, а коленчатый вал зеркальным, т. е. колена вала, находящиеся на одинаковом расстоянии от его середины, должны быть
направлены в одну сторону.
544
Число шатунных шеек при однорядном расположении коленчатого вала равно числу цилиндров; при V-образной конструкции двигателя число шатунных шеек в два раза меньше числа цилиндров. Исключением из этого правила являются некоторые V -образные шести цилиндровые двигатели с углом развала цилиндров у = 60°, в которых для обеспечения равномерного чередования вспышек число шатунных шеек делается равным числу цилиндров.
Число коренных шеек» а следовательно, и число опор коленчатого вала зависят главным образом от типа двигателя. Для форсированных карбюраторных однорядных двигателей число коренных шеек обычно устанавливается на единицу больше числа цилиндров. Такое же количество коренных шеек имеют и коленчатые валы дизелей.
Менее нагруженные коленчатые валы карбюраторных однорядных двигателей могут выполняться с меньшим числом опор.
При уменьшении числа опор в связи с увеличивающимся между ними расстоянием размеры коленчатого вала дли сохранения необходимой жесткости приходится увеличивать.
В подавляющем большинстве случаев коленчатые валы выполняют цельными. В связи с этим коленчатому валу в целом и отдельным его элементам в частности стремятся придать удобную для изготовления заготовки и последующей механической обработки форму. Для снижения стоимости коленчатого вала механическая обработка заготовки должна быть минимальной. На рис. 371 приведен цельный четыреховорный коленчатый вал автомобильного шести цилиндрового двигателя. Базовой поверхностью для разбивки исполнительных размеров — /10) этого вала служит передняя сторона первой щеки. Составные коленчатые валы применяют в редких случаях при установке вала па подшипниках качения.
Носок вала. Носок вала имеет ступенчатую форму (рис. 372), необходимую для установки на нем распределительной шестерни, шкива привода вентилятора, маслоотражателя, сальника и храповика заводной ручки.
В некоторых двигателях распределительная шестерня устанавливается па заднем конце вала (ЯАЗ-204. ЯАЗ-206 и др.)- При установке на коленчатом валу гасителя крутильных колебаний последний часто выполняется в одном узле со шкивом привода вентилятора. Такую конструкцию имеет, в частности, изображенный па рис. 373 резиновый гаситель с дополнительным сухим трением.
Шейки коленчатого вала. Шатунные и коренные шейки должны иметь форму и размеры, обеспечивающие прочность, жесткость и износостойкость коленчатого вала. Во время работы двигателя температура шатунных и коренных шеек вследствие трепня их в подшипниках повышается. Количество выделяющегося при этом тепла трения, кроме величины и характера изменения нагрузки на шейке, сорта масла и ряда других параметров, зависит от формы шеек и диаметрального.зазора в подшипниках. Теоретически количество тепла трения не зависит от длины шейки, практически же увеличение
18 Зак 287
545
Рис. 371. Коленчатый пал двигателя ГЛЗ-51
Рис. 372. Носок коленчатого вала
Рис. 373. Резиновый гаситель с дополнитель ным сухим трением
18*
этой длины приводит к увеличению прогибов вала, уменьшению его жесткости и, следовательно, к повышению износа шеек и подшипников.
Вследствие этого в настоящее время наблюдается тенденция увеличения диаметра и уменьшения длины шатунных и коренных шеек, что приводит к увеличению жесткости вала и уменьшению длины и веса двигателя.
Вместе с тем увеличение диаметра шатунных шеек К в связи с этим размеров кривошипной головки шатуна сопровождается увеличением масс этих дета [ей. Последнее обстоятельство приводит к уменьшению собственной частоты колебании динамической системы двигателя, что следует учитывать при выборе наивыгоднейшего отношения
Рис. 374. Кривошипы и хвостовик коленчатого вала дизеля
Для коленчатых валов современных автомобильных и тракторных двигателей характерно перекрытие А шеек (рис. 374), являющееся следствием увеличения их диаметра и уменьшения хода поршня.
Величина перекрытия, значительно увеличивающего жесткость щек и коленчатого вала в целом, изменяется в пределах 5—20 лги.
Для автомобильных карбюраторных двигателей с однорядным расположением цилиндров в настоящее время имеют место следующие соотношения:
dlu = (0,55—0,70) D , /1П = (0,45-0,70) 4,
dK = (0,05—0,80) D , 1К = (0,50-0,60) dKt
для дизелей:
dm = (0,63-0,75) D , /ш = (0,73-1,00) d.„,
dK = (0,72—0,90) D, lK .= (0,54-0,70) dK;
для V -образных карбюраторных двигателей с расположением двух шатунов на одной шейке:
dlu = (0,55—0,67) D , dK = (0,62—0,70) D ,
/ш = (0,80-1,00) dw, /к = (0.25-0,50) dK;
548
для V -образных дизелей с расположением шатунов на одной шейке:
4Ш = (0,65—0,75) D , = (0,68—0,76) D ,
/ш = (0,95—1,05) /к = (0,50—0,60) dK,
где diat ltu, dK, /к — диаметры и длины шатунных и коренных шеек и D — диаметр цилиндра.
Для коренных и шатунных шеек коленчатых валов автомобильных двигателей овальность, конусность и вогнутость допускаются не больше 0,01 мм; для тракторных двигателей овальность шеек — не больше 0,02 мм и конусность на длине шейки 100 мм — не более 0,03 мм. Поверхностная твердость коренных и шатунных шеек равна HRC 48—65.
Для ограничения коленчатого вала от осевых перемещений, имеющих место при его нагревании, а также при выключении сцепления один из коренных подшипников вала делается установочным (упорным). Между торцами остальных коренных подшипников и галтелями вала выполняются осевые зазоры, дающие возможность удлиняться при нагревании.
На рис. 372 представлен передний установочный подшипник двигателя ГАЗ-51. С обеих сторон этого подшипника установлены стальные упорные шайбы 1 и 2 с односторонней баббитовой заливкой. Шайба, обращенная стороной, залитой баббитом, к стальному упорному диску 3, предохраняется от проворачивания штифтами 4.
Шайба 2 фиксируется входящим в прямоугольный паз крышки подшипника выступом 5. Стороной, залитой баббитом, шайба 2 соприкасается со шлифованным торцом первой щеки вала.
В некоторых двигателях упорным подшипником является средний подшипник. В двигателях ЯАЗ-204, ЯАЗ-206, а также многих тракторных дизелях упорный подшипник расположен со стороны маховика.
Щеки. Число и конструкция шек коленчатого вала зависят от типа двигателя и расположения его цилиндров. При числе коренных подшипников на единицу большем, чем число цилиндров, все щеки коленчатого вала имеют одинаковую длину. При расположении между двумя опорами двух и более колен (см. рис. 371) Щеки могут иметь различную длину. В коленчатых валах без противовесов и короткие и длинные щеки имеют сравнительно простую форму с прямоугольным, ромбовидным или эллиптическим поперечным сечением.
Противовесы. При наличии на коленчатом валу противовесов Щеки имеют более сложную форм\ (см. рис. 371), затрудняющую получение заготовок коленчатого вала как путем штамповки, так и путем отливки. Вследствие этого противовесы некоторых сложных коленчатых валов для упрощения штамповки вала изготовляют отдельно. Крепление отдельно изготовленных противовесов к щекам осуществляется специальными болтами (рис. 375, а) или шпильками
549
(рис. 375, б), причем в некоторых случаях для надежности крепления ганки привариваются к шпилькам.
Противовесы устанавливают для уравновешивания неуравновешенных сил инерции и моментов от этих сил, а также для разгрузки коренных подшипников от действия местных центробежных сил Рс. Противовесы могут быть откованы или отлиты заодно со щеками или отдельно от них. В автомобильных и тракторных двигателях противовесы часто устанавливают не на всех щеках.
Обычно механическая обработка щек (за исключением снятия заусенцев и наплывов) не производится.
Размеры щек для автомобильных карбюраторных двигателей изменяются в следующих пределах: h = (1,00—1,25) D, е -= (0,20-
Рис. 375. Конструкции противовесов
— 0,25) £>; для дизелей: h = (1,1—1,3) D, е = (0,24—0,28) £>, где h,e — ширина и толщина щек.
Галтели. Места соединения щек с шатунными и коренными шейками — галтели — во избежание концентраций напряжений выполняют плавными, без острых углов.
При выборе радиуса галтели следует иметь в виду, что с его увеличением концентрация напряжений в этом месте уменьшается, но одновременно уменьшается и рабочая длина шейки и подшипника, что имеет следствием их повышенный износ.
Исследования показывают, что при увеличении радиуса галтели с 5 до 9 мм имеет место снижение напряжений: максимальные и нор мальные напряжения вдоль галтели снижаются примерно на 40’о и по ширине щеки — примерно на 36%.
Сохранение необходимой рабочей длины шейки при одновременном уменьшении концентрации напряжений получается при выполнении галте тп дугами двух или трех радиусов (рис. 376). В этом
550
случае большим радиусом описывается часть галтели с наибольшими напряжениями, т. е. часть, расположенная у щеки.
В конструкциях коленчатых валов современных автомобильных
двигателей радиус галтели ггая равен примерно 0,1 (диаметра
щенки).
Для предотвращения смятия кромок вкладышей шатунных и коренных подшипников при осевых перемещениях коленчатого вала длину их устанавливают с учетом радиуса галтели (рис. 377).
Для смазки шатунных шеек в коленчатых валах выполняют сверления. Сверления проходят наклонно через коренную, шатунную шейки и щеку (см. рис. 374) и имеют диаметр от 5 до 8 лмс. Радиальные сверления 1 в пустотелых
Рис. 376. Галтель, описанная дугами окружностей
шатунных шейках (рис. 378) выполняют так, чтобы выходное отверстие находилось в наименее нагруженной части шейки. Для предотвращения концентрации напряжении края отверстий для смазки должны быть закруглены.
Хвостовик. Задняя часть вана — хвостовик — имеет ограничи-
вающую поступление масла к сальнику маслосгонную резьбу (или гребень) и заканчивается фланцем, к которому крепится маховик. При наличии гидравлического сцеп-
ления роль маховика играет корпус этого сцепления.
Рис 378. Облегченные шейки
коленчатого вала
Рис. 377. Конструкции вкладышей подшипника*
Обычно маховик, на котором наносятся необходимые для регулировки зажигания и других цетей метки (в м. т. и др.), крепится к фланцу хвостовика болтами. Дтя обеспечения при монтаже строго определенного положения маховика по отношению к коленчатому валу отверстия для болтов располагаются во фланце хвостовика несимметрично. Крепящие маховик болты изготовляют в большинстве случаев из легированных сталей и термически обрабатывают.
551
Ориентировочно диаметр d$ и толщину 6Ф фланца можно определять на основании следующих соотношений:
дф^0,067>1 i, 1
где D, I — диаметр и число цилиндров;
«S — ход поршня двигателя.
Для установки подшипника первичного вала коробки передач в торце фланца вала выполняется цилиндрическое сверление. При установке коленчатого вала иа подшипниках качения маховик монтируется на конусном или шлицевом конце вала.
В некоторых двигателях для уменьшения веса коленчатого вала шатунные и коренные шейки вала выполняют полыми (см рис. 378).
Снижение веса коленчатого вала без уменьшения его прочности и жесткости является крайне желательным, поскольку вес вала составляет значительную (9—15%) часть от веса двигателя. Это снижение может быть также достигнуто уменьшением веса противовесов, основную массу которых для этой цели следует располагать на возможно большем расстоянии от осп вала.
В процессе изготовления после наиболее ответственных операций обработки коленчатые валы неоднократно проверяют. Окончательный контроль коленчатого вала предусматривает проверку основных размеров и взаимного расположения элементов вала, а также подробный внешний осмотр вала.
§ 173. Расчет коленчатого вала
При проектировании коленчатого вала его размеры намечают на основании ориентировочных эмпирических соотношений, согласуй их с компоновочными размерами двигателя. После составления эскиза коленчатый вал рассчитывают на прочность и износ, в результате чего размеры отдельных его элементов определяют окончательно.
Расчетными нагрузками при этом являются радиальные Z и тангенциальные Т составляющие суммарных сил (давления газов и сил инерции).
Точный расчет коленчатого вала на прочность вследствие сложности его формы и невыясненности характера действия расчетных нагрузок, зависящего от жесткости вала и его опор, а также ряда других причин, практически невозможен. Данные экспериментальных исследований показывают, что напряжения в элементах коленчатого вала, полученные при его лабораторных испытаниях, могут отличаться от расчетных напряжений в 2—3 раза. Вследствие этого на практике пользуются различными приближенными методами расчета, позволяющими получить условные напряжения в элементах коленчатого вала.
552
В настоящее время применяют главным образом расчет коленчатого вала с учетом влияния переменных нагрузок, при проведении которого коленчатый вал рассматривают как разрезную двухопорную балку. При проведении этого расчета учитывают более или менее полно основные влияющие на прочность деталей факторы (характер действия нагрузок, концентрация напряжений и др ).
Кроме расчетов на прочность, коленчатые валы многоцилиндровых автомобильных двигателей подвергают расчету на крутильные колебания.
Изучение причин поломок коленчатых валов быстроходных двигателей показывает, что в большинстве случаев они являются следствием усталости материала вала, вызванной высокими переменными напряжениями кручения и изгиба.
Рис. 379. Расчетная схема коленчатого вала
Наиболее опасными в этом отношении участками коленчатого вала являются участки, где может возникать значительная концентрация напряжений. •
В шатунных и коренных шейках опасными местами являются края отверстий для смазки, в щеках — сопряжения пх с шейками, вследствие чего при расчете коленчатого вала на усталость запасы прочности определяются именно для этих мест.
Расчет проводится обычно для режима nr.v, Ne^ (или пгреГ, Ne ре<), причем учитывают следующие действующие на колено вала силы и моменты (рис. 379):
Zr = Z 4- Р 4- Ррр — суммарная сила, действующая в плоскости кривошипа; Т — тангенциальная сила, приложенная к середине шатунной шейки и действующая перпендикулярно плоскости кривошипа; Лтк/ — набегающий момент, т. е. момент, передаваемый расчетному колену со стороны передней части вала; Мк = MKi 4- Тг -— суммарный крутящий момент; Рс — центро
553
бежная сила неуравновешенных частей коленчатого вала и кривошипной головки шатуна; Рпр — центробежная сила противовесов; Zo, То — реакции от радиальных и тангенциальных сил, приложенные в центре коренных шеек; при симметричном колене
При расчете полагают, что линии действия сил Ре и совпадают.
Поскольку при наличии одинаковых на каждой щеке противовесов силы, действующие на колена вала, одинаковы, нагрузки отдельных колен будут отличаться только па величину разности набегающих моментов.
При расчете коленчатого вала на усталость за расчетное колено принимают то колено, на которое действуют нагрузки с наибольшей амплитудой изменения.
Коренные шейки. Ввиду незначительности расчетных изгибающих моментов коренные шейки рассчитывают только па кручение (ошибка расчета 2—3%). Для расчета составляют таблицу передаваемых коренными шейками крутящих моментов, из которой выбирают для проверяемой шейки наибольшие (Л4К. тах) и наименьшие (ЛД П1?П) значения крутящих моментов.
Максимальные и минимальные напряжения кручения определяют nocie этого по формулам:
(186)
где 1Гк.о^0*,2 г/к — полярный момент сопротивления сечения
коренной шейки на кручение, сл<3.
После определения среднего напряжения т,л = т — т
плнтуды цикла т„ = |ПИХ 9 llltl- находят запас прочности корен-л*
ной шейки по формуле
(187)
—*та+а.тт
С-
где
т ! — предел выносливости материала па кручение при симметричном цикле; для сталей, из которых изготовляются коленчатые валы автомобильных двигателей, Tj = 2200 — 3200 кГ/см*-,
554
a. == 0,05—0,10 — коэффициент, зависящий от характеристики материала; определяется из выражения
где т0— предел выносливости материала на кручение при пульсирующем цикле;
е — коэффициент, учитывающий влияние размеров детали на
снижение предела выносливости при кручении; можно определить по диаграмме рис. 380;
К — эффективный коэффициент концентрации напряжений в расчетном течении (сечении, ослабленном отверстием
для смазки), который можно принимать равным 1,8—2,0.
При отсутствии опытных данных пределы усталости для сталей можно приближенно определять
Рис. 380. Диаграмма изменения
согласно соотношениям:
"» = 1,4 — 1,8; -т° = 1,6 — 2,0, 0-1 ’ I
—‘-0,50 —0,65. a i
Шатунные шейки. Шатунные
коэфрнциен иж ea в зависимости шеЙКП НОДВер! аются одновремен- от диаметра коленчатого вала ному действию переменных крутя-
щих (Л/к. ш) и изгибающих в плоскости колена (.VlllZ) и в плоскости, перпендикулярной колену (/Ии7) моментов, величина которых определяется по формулам:
Mtt z = Ztia — ----(й — с) кГ • см,
М„ т— Тва кГ -см, Л'1к. ш *— Ик j 4~
Результирующий изгибающий момент
/И п V — । .И L z + Л4 и т кГ' •
(188)
(189)
(190)
(191)
Запас прочности шатунных шеек определяют в местах наибольшей концентрации напряжений, т. е. у краев отверстия для смазки.
Изгибающий момент, действующи!! в плоскости, проходящей через оси шатунной шейки и смазочного отверстия,
= Д, 2 cos ф 4- Л<я т sin ф, где ф — угол между осью смазочного отверстия и положительным направлением силы Z (рис. 381)
555
Порядок вычисления моментов Л1 указан в приводимой форме
z0 V,hT Al„7&ln.p 'Ч
При расположении отверстия для смазки в плоскости, перпендикулярной плоскости колена (ф = 90 ), или в плоскости колена (ф = 180°) получаем
= Л1И у, = — Л/и7.
После определения максимальных и минимальных значений
моментов Мр и Л4К.Ш максимальные и .минимальные напряжения
Рис. 381. Схема определения изгибающего
момента, действующего в плоскости распо-
изгиба и кручения находят по формулам:
кпсм\ ош1„ = кГ/cjA
И' III. II И III. и
тга„=-^!^ кГ/см2
Ш О
м * к. ш. mln
min ip и Ш. О
В дальнейшем вычисляются средние напряжения:
°тах "Ь ainin __ ттах ~Ь ^inln
&rn — g » ^rri 2
и амплитуды циклов:
ложення отверстия для смазки шатунной шейки
т — т । max mln
2
^inax ^iniii
“ 2
после чего запасы прочности шатунной шейки определяются раздельно для изгиба (л5) и кручения (л ) по формулам:
__________2_1____ _ _----------. (192)
Г1<3 — is • fl. — ‘
ов + «,ОИ —^-Га + о,тя
Эффективными коэффициентами концентрации напряжений при изгибе можно задаваться согласно диаграмме, изображенной на рис. 382.
556
После определения запасов прочности ля и п. находят общий запас прочности шатунной шейки:
п.
(193)
Щеки. Как уже упоминалось, в щеках коленчатого вала во время работы двигателя имеют место нормальные напряжения от изгиба и сжатия (или растяжения) и касательные напряжения от кручения. Наиболее напряженными местами щеки являются середины широких
сторон сечений, расположенных у мест ее сопряжения с шатунными и коренными шейками.
Рис. 383. К определению запаса прочности щеки коленчатого вала
Рис. 382. Диаграмма теоретических коэффициентов концентрации напряжений К. при изгибе вала с попереч-
ны.м отверстием
Опасное (заштрихованное) сечение левой щеки (рис. 383) подвергается действию следующих сил и мо<ментов:
Z, / Р Р \
. [ с прЛ
Zo = ----сжимающая сила полагая -% = I\
MilZ = Zoc — изгибающий момент в плоскости колена;
Л4,г = Л/к — Т0Г1 — изгибающий момент в плоскости, перпендикулярной плоскости колена (обычно радиус гг равен радиусу коренной шейки гк);
Л/к = Т^с — скручивающий момент от силы То.
Возникающие в точке а рассматриваемого сечения нормальные напряжения определяются по формулам:
max
°ЮйХ -- IV7
И П1 пип
4 min с
Gwin ~ П7
" ш. min
кГ/смг
(194)
Г22Н1Н- кГ/СМ
557
где И П|. IIIin — — момент сопротивления расчетного сечения щеки
см3;
f = he — площадь этого сечения, см3.
После определения среднего нормального напряжения от и амплитуды цикла находится запас прочности в щеке от нормальных напряжений.
о <195)
так как ошибка при вычислении запасов прочности щек без учета средних напряжений не превышает 2°6. Величину Ка с достаточной
(196)
Рис. 384. Зависимость коэффициен-
та концентрации напряжения Л'3 где П ц.о — момент сопротивления при изгибе щеки от отношения ггя1/е ’ кручению ПряМОуГОЛЬ*
ного сечения щеки, см3.
Значения коэффициента для различных соотношений между сторонами щеки следующие:
— ... 1 2 3 4 5 6 10
е
... . 0,21 0,25 0,27 0,28 0,29 - 0,31
Сложное напряжение по третьей теории прочности определяется по формуле
ох = | о* 4- 4т2 к Г/см3. (197)
Для автомобильных и тракторных двигателей можно принимать о. = 1200—1800 кГ/см3.
Общий запас прочности для расчетного сечения щеки (точка а)
Ъ = -, (198)
у 1+(—) -Ж
Г п3
где /2, — запас прочности щеки на кручение, определяемый по формуле (187).
Значения коэффициентов е3 и е. в зависимости от диаметра вала определяются по диаграмме, изображенной на рис. 380, значение
558
отношения в. — по данным испытаний, проведенных в ЦНАМ под руководством С. В. Серенсена [6]; приближенно К е ^2.
В автомобильных карбюраторных двигателях запасы прочности изменяются в следующих пределах: коренные шейки — п (3—4);
шатунные шеики и щеки — — Hv (2,5—3,0).
В автомобильных и тракторных дизелях запасы прочности коренных шеек достигают значений п. (3-5), шатунных шеек и шок — значении «V (3,0—3,5).
Запасы прочности элементов коленчатого вала дизелей, работающих с высоким над
а)
дувом, изменяются в пределах 2—3.
Запасы прочности проектируемого коленчатого вала следует сравнивать с такими же величинами коленчатого вала, зарекомендовавшего себя по надежности п износостойкости прототипа двигателя.
При проектировании современных автомобильных и тракторных двигателей обычно предусматривают возможности их дальнейшей модернизации и форсирования. Для конструктора очень важно знать, как будут при этом изменяться запасы прочности деталей двигателя.
Расчеты по определению изменения запасов прочности коленчатых валов: авнацион-
в
ных поршневых двигателей [6] при форсировании двигателя путем увеличения оборотов и наддува показывают, что при форсировании по наддуву запасы прочности элементов коленчатого вала снижаются значительно сильнее, чем при форсировании
Рис. 385. Изменение запасов прочности элементов коленчатого вала при <]юрси-рованин двигателя
по оборотам.
Так, при увеличении мощности двигателя путем наддува на \NeN — 50% запасы прочности коренных шеек уменьшаются на А//'=
559
= 32% (рис. 385, с), шатунных шеек — на Ап' — 36% (рис. 385, б) и щек — на Ап' = 40% (рис. 385, е), тогда как при увеличении мощности на ту же величину путем увеличения оборотов снижение запасов прочности составляет соответственно лишь 23%, 16% и 0%. Следует отметить, что при форсировании двигателя по оборотам износостойкость его деталей несколько снижается.
Эти выводы в значительной мере справедливы и для коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей.
Усталостная прочность коленчатого вала как проектируемого, так и существующего двигателя может быть повышена применением конструктивных и технологических мероприятии.
К числу конструктивных мероприятий относятся мероприятия по приданию элементам коленчатого вала наиболее рациональных
Рис. 386. Полые шейки коленчатого вала
Рис. 387. Распределение и концентрация напряжений в элементах шатунной шейки
форм, позволяющих уменьшить эффективные коэффициенты концентрации напряжений и /<., влияющие на величину запасов прочности па и п, получить более равномерное распределение напряжений по объему вала и уменьшить его вес. Наиболее эффективными мероприятиями этого рода являются: перекрытие шеек вала (см. рис. 371, 374), увеличение радиуса галтели, увеличение толщины п ширины щек (что повышает их жесткость), сдвиг внутренней и облегчающей полости шатунной шейки в сторону от оси коленчатого вала (рис. 386), придание этой полости бочкообразной формы (см. рис. 370). а также расположение масляного канала в шатунной шейке не в плоскости кривошипа, а в местах наименьших касательных напряжений (рис. 387). При окончательном выборе направления масляного канала следует учитывать также полярную диаграмму давлении на шатунную шейку, по которой находят наименее нагруженную часть шейки.
Из приведенной па рис. 387, б диаграммы напряжений у краев масляного канала следует, что наибольшие напряжения возникают внутри масляного канала. Для снижения этих напряжений края
560
канала закругляют и затем полируют. С этой же целью угол наклона масляного канала стремятся выполнить равным не больше 25°.
К технологическим мероприятиям, обеспечивающим повышение усталостной прочности коленчатого вала, относятся мероприятия по упрочнению его поверхности с помощью специальных способов механической обработки (наклеп и полировка наружных и внутренних поверхностен), а также термических и термохимических способов (азотирование и поверхностная закалка т. в. ч.).
ГЛАВА XXXIX
МЕХАНИЗМ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
§ 174. Конструктивный обзор механизмов газораспределения
Рис. 388. Схема расположения боковых клапанов
Механизм газораспределения предназначен для впуска в цилиндры двигателя горючей свежей смеси (в карбюраторных и газовых двигателях) или воздуха (в дизелях) и для выпуска отработавших газов.
В современных автомобильных и тракторных двигателях применяют', как правило, клапанные механизмы газораспределения, характеризующиеся простотой конструкции, малой стоимостью изготовления и ремонта, совершенством уплотнения рабочего пространства цилиндра и, главное, надежностью работы.
В зависимости от расположения клапанов механизмы газораспределения разделяются на три вида:
1) механизмы газораспределения с нижними (боковыми) (см. рис. 307) клапанами, применяющиеся в карбюраторных и газовых двигателях;
2/ механизмы газораспределения с верхними (подвесными) (см. рис. 308. 314) клапанами, применяющиеся в карбюраторных, газовых двигателях и дизелях;
3) механизмы газораспределения со смешанным (см. рис. 318) расположением клапанов (впускной — верхний, выпускной — боковой), применяющиеся иногда в карбюраторных и газовых двигателях.
Для улучшения наполнения двигателя диаметр впускного клапана выполняется обычно большим, чем выпускного.
Верхние клапаны располагаются в головке блока, боковые— в блоке цилиндров.
Боковые клапаны размещаются обычно в один ряд. Привод в действие их осуществляется при помощи толкателей от общего распределительного вала. Впускные и выпускные клапаны располагаются или попарно, пли чередуются между собой. При попарном расположении каналы впускных клапанов можно объединят!, (рис. 388), за счет чего упрощаются трубопроводы и уменьшается число каналов в блоке. Каналы выпускных клапанов не объединяются, что обеспечивает лучшее охлаждение последних.
При верхнем расположении клапанов, применяющемся во всех дизелях и в большинстве современных автомобильных и тракторных карбюраторных двигателей, наибольшее распространение получили конструкции двигателей с двумя клапанами иа цилиндр. Клапаны 562
в этом случае могут быть расположены в один (рис. 389) или в два ряда (рис. 390).
Двухрядное расположение клапанов применяется часто в карбюраторных двигателях с шатровыми и полусферическими камерами сгорания. Привод к клапанам в этом случае осуществзяется при помощи одного или двух верхних или нижних распределительных валов.
В карбюраторных двигателях с однорядным расположением клапанов для обеспечения подо! рева впускного трубопровода и более совершенною испарения топлива впускной и выпускной трубопроводы обычно размещают с одной стороны головки цилиндров. В двигателях с двухрядным расположением клапанов, а также в V-образных двигателях трубопроводы располагают по обе стороны головки цилиндров. Такое же расположение трубопрово
Рнс. 389. Схема расположения подвесных клапанов в один ряд
Рис. 390. Схема расположения подвесных клапанов в два ряда
дов применяется чаще всего и в дизелях, что позволяет уменьшить подогрев впускного трубопровода и тем самым повысить коэффициент наполнения двигателя.
Для улучшения наполнения цилиндров, снижения температуры выпускных клапанов и уменьшения массы движущихся деталей механизма газораспределения, приходящихся на один клапан, в двигателях большой мощности в некоторых случаях целесообразно устанавливать три и даже четыре клапана иа цилиндр.
При установке трех клапанов иа цилиндр их можно размещать следующим образом;
1) один впускной клапан большего диаметра и два выпускных клапана меньшего диаметра (рис. 391, а)\
2) два впускных клапана меньшего диаметра и один выпускной клапан большего диаметра (рис. 391, б).
В первом случае обеспечивается снижение температуры выпускных клапанов, во втором — лучшее наполнение цилиндров
Конструкция с четырьмя клапанами на цилиндр (два впускных п два выпускных) встречаются преимущественно в дизелях большой мощности (Д-12 и др.).
563
Одноименные клапаны в этом случае размещают большей частью в одном ряду (рис. 392,д). Размещение одноименных клапанов в двух рядах (рис. 392,6) вело (ствие перегрева стержня выпускного клапана, расположенного ближе к трубопроводу, применения не получило.
Механизм клапанного газораспределения при боковом расположении клапанов состоит из следующих деталей: клапаны, направляющие втулки 1 лаианов, клапанные пружины, детали крепления клапанных пружин, толкатели, распределительный вал и привод
Рис. 391. Схема расположения грех клапанов в цилиндре
б)
Рис 392. Схема расположения четырех клапанов в цилиндре
распределительного вала. При верхнем расположении клапанов и приводе их от нижнего распределительного вала (см. рис. 308) к перечисленным деталям механизма газораспределения добавляются штанги, коромысла, стопки и валики коромысел. Подвесные клапаны могут иметь привод и от верхнего распределительного вала при помощи рычажного механизма, а также непосредственно от кулачков этого вала (рис. 393). <
Распределительные валы. Распределительный вал (рис. 394) предназначен для передачи движения клапанам от коленчатого вала. Он выполняется обычно за одно целое с кулачками и элементами привода некоторых агрегатов двигателя (бензонасосов, топливных и масляных насосов, прерывателей-распределителей и т. д.). Распределительный вал устанавливается, как правило, в сталебаббитовых подшипниках или подшипниках из алюминиевых сплавов Число подшипников большей частью равно числу коренных
564
Рис. 393. Схема механизма газораспределения с непосредственным воздействием кулачка на клапан
подшипников коленчатого вала. При нижнем положении распределительного вала его подшипники запрессовывают в отверстия в стенках и перегородках картера или блока двигателя, при верхнем — в отверстия крепящихся к головке блока кронштейнов. В некоторых случаях (ЯАЗ-204 и др.) промежуточные подшипники распределительного вала выполняются разъемными. Осевая фиксация нижних распределительных валов чаще всего осуществляется регулировочным болтом 1 (рис. 395,а) или упорной шайбой 1 (рис. 395,6). Осевые перемещения верхнего распределительного вала могут oi раничпваться буртиками, упирающимися в торны ближайшего к шестерне привода подшипника. Подшипник в этом случае выполняется со съемной крышкой.
Распределительные валы изготовляют из углеродистых (40; 45) или летрован-ных хромистых (15Х), хромоникелевых (12ХНЗА) и никельмолибденовых (15НМ) сталей. В некоторых двигателях применяют литые распределительные валы, изготовляемые из легированного чугуна.
Распределительные валы в зависимости
от их расположения могут приводиться в движение при помощи шестерен, цепных передач и промежуточных валов с коническими или винтовыми шестернями.
При нижнем расположении распределительного вала его шестерня может соединяться с шестерней коленчатого вала непосредственно (рис. 396,«) или при помощи цепи (рис. 396,6). В некоторых
Рис. 394. Распределительный вал двигателя
случаях (ЯАЗ-204 и др.) привод распределительного вала осуществляется при помощи промежуточной шестерни (рис. 397).
Верхние распределительные валы приводятся в движение либо цепной передачей (рис. 398), либо при помощи промежуточных валов. Привод верхнего распределительного вала при помощи цилиндрических шестерен вследствие сложности и громоздкости распространения не получил.
В цепных передачах применяют зубчатые и роликовые цепи; последние применяют обычно с натяжным приспособлением. Зубча
565
тые цепи, составленные из широких малоизнашиваемых звеньев могут устанавливаться и без натяжного приспособления.
К достоинствам цепной передачи относятся: возможность привода распределительных валов, находящихся на значительном
Рис. 395. Осевая фиксация
б)
распределительного вала
расстоянии от коленчатого вала, относительная бесшумность работы и простота конструкции и меньший вес по сравнению с другими видами передач. Недостатками цепной передачи являются износ и вытяжка цепей, приводящие даже при наличии натяжных
Рис. 396. Привод к нижним распределительным валам
приспособлен ни к некоторому ухудшению работы механизма газо распределения. Цепные передачи применяют в большинстве автомобильных карбюраторных двигателей США и в значительной части европейских двигателей.
Передача к верхним распределительным валам при помощи промежуточных валов применяется главным образом в V-образ-
566
пых двигателях. Схема такой передачи для двигателя Д-12 представлена на рис. 399. Вращение распределительным валам 2 впускных клапанов передается от коленчатого вала 5 при помощи конических шестерен, промежуточных наклонных валиков 6 и вертикального валика 4. Распределительные валы / выпускных клапанов приводятся от распределительных валов 2 при помощи цилиндрических шестерен. От вертикального валика 4 вращение передается также кулачковому валику 3 топлив-
Рис. 398. Привод к распределительному валу двигателя «Ягуар»
Рис. 397. Привод к верхним распределительным валам при помощи промежуточной шестерни
стота конструкции;- возможность выполнения одноименных распределительных валов (вращаются в одну сторону) взаимозаменяемыми и возможность сравнительно несложного привода вспомогательных агрегатов от шестерен вертикального и коленчатого валов. Наличие промежуточных валиков вместе с тем приводит к увеличению габаритов картера двигателя. Передачи при помощи промежуточных валиков с винтовыми шестернями, отличающиеся простотой конструкции, по низким к п.д. и значительным износом зубьев в автомобильных двигателях, распространения не получили.
Клапаны. Основными элементами клапана являются головка и стержень. С целью уменьшения гидравлических потерь на впуске и выпуске переход от головки клапана к стержню делается возможно более плавным. С плоскими головками (рис. 400,п), отли
567
чающимися наибольшей простотой изготовления, выполняют обычно впускные клапаны. Впускные клапаны большого диаметра целесообразно выполнять с тюльпанообразной головкой (рис. 400,6).
Рис. 399. Привод к верхним распределительным взлам при помощи промежуточных валов
Эта головка отличается хорошей обтекаемостью со стороны стержня и при небольшом весе обладает большой жесткостью. Вместе с тем тюльпанообразные головки более сложны в изготовлении, чем другие головки. Выпуклые головки (рис. 400,в), обладающие повы-
Рис. 400. Формы головок клапанов
шейной жесткостью и наилучшей обтекаемостью со стороны цилиндра, применяются, как правило, в выпускных клапанах.
Клапаны, особенно выпускные, работают в условиях высокой тепловой напряженности; температура головки впускного клапана достигает при полной нагрузке двигателя 300—400° С, а выпуск-
568
кого 600—900° С. Столь высокая тепловая напряженность выпускных клапанов обусловливается главным образом их очень сильным нагревом во время процесса выпуска. Клапаны подвергаются также корродирующему действию газов. Материал клапанов вследствие этого должен обладать стойкостью против коррозии и хорошо сопротивляться износу, поскольку условия смазки стержня клапана неудовлетворительны.
Основная часть тепла, воспринимаемого клапаном, отводится через его седло. Для улучшения отвода тепла седло клапана сле-
дует окружать водяной рубашкой.
Уменьшение диаметра выпускных клапанов позволяет снизить их температуру и уменьшить величину движущихся масс, приходящихся на один клапан.
Понижение температуры выпускных клапанов может быть также достигнуто увеличением диаметра стержня клапана и удлинением его направляющей втулки.
Следует, однако, учитывать, что чрезмерное удлинение втулки приводит к ухудшению очистки цилиндров от выхлопных газов.
Выпускные клапаны форсированных двигателей иногда выполняют полыми (рис. 400,г). Заполняющее на 50—60% полость кла-
Ряс. 401. К определению проход ного сечения клапана
пана легкоплавкое вещество (натрий или специальные соли) во время работы двигателя плавится и энергично взбалтывается, что обеспечивает лучший отвод тепла от головки к стержню клапана и тем
самым устраняет ее перегрев.
Несмотря на такое охлаждение, на посадочном пояске выпускных клапанов при работе двигателей на форсированных режимах часто образуется окалина. Наличие окалины ухудшает теплоотдачу от клапана к направляющей втулке и седлу, резко повышает температуру клапана и обычно приводит к его прогару. Для предотвращения образования окалины, улучшения условий работы и повышения долговечности иногда применяют принудительное вращение выпускных клапанов (двигатели ЗИЛ-130, ЗИЛ-111 и др.).
В большинстве автомобильных п тракторных двигателей применяют клапаны с конической уплотняющей частью. Проходным сечением таких клапанов является боковая поверхность усеченного конуса (рис. 401). Величина проходного сечения при подъеме клапана на величину йкл опре еляется по формуле
Г d-Wi/ „ 6/4-d4-2/iK4Cosasina , f* = л £ -J I = л---------Q---------соь a
569
или
fa = л (dhKA cos a 4- Лкл sin a cos2 a),
(199)
где d — диаметр горловины седла клапана;
— больший диаметр седла клапана;
йкл — высота подъема клапана в рассматриваемый момент времени;
a — угол фаски клапана.
Приближенно соотношение между размерами d и максимальной высотой подъема клапана Л можно определить из условия равенства наибольшего проходного сечения клапана [ятах площади круга диаметром d (пренебрегая площадью сечения стержня клапана).
fa гиах = л (dll co^a-|-/z2 sin a cos2 а) .
(200)
откуда при a = 0( li 0,25 d, при a — 30° h 0,26 d и при a = 45° h ъ 0,31 d.
Рис. 402. Движение всасываемого потока в зависимости от угла фаски клапана
В автомобильных двигателях максимальная величина подъема клапана h изменяется в пределах Л = (0,18—0,26) d, в тракторных— (0,16—0,24) d. •
Из формулы (199) следует, что при одинаковых значениях d и h проходные сечения клапанов с углом фаски a = 0° получаются наибольшими:
ша\
Несмотря на это, клапаны с опорной поверхностью в виде плоскости а — 0е (рис. 402,а) вследствие недостаточно!! плотности посадки, отсутствия центровки и других недостатков в настоящее время не применяют. Угол фаски a = 30 (рис. 402,6) встречается главным образом в подвесных клапанах. В боковых клапанах обычно применяется угол фаски а = 45е (рис. 402, в). Боковые клапаны с углом фаски а=30° вследствие резкого изменения направления всасываемого потока и связанного с этим ухудшения наполнения встречаются редко (например, впускные клапаны двигателей ЗПЛ-110 п ЗИЛ-120).
570
Средняя площадь для прохода газов за определенны!! угол поворота коленчатого вала
/а ср ГГ ^Cp^Cjl COS 01,
(201)
где dc? — средний диаметр проходного сечения клапана;
Лер — средняя высота подъема клапана за расчетный угол поворота коленчатого вала.
Для современных автомобильных и тракторных двигателей
поворота коленчатого
средний подъем впускного клапана за время вала от 0 до 180° можно принимать равным Лер. вп = (0,6-0,/) fl.
При проектировании механизмов газораспределения автомобильных и тракторных двигателей удобно пользоваться предложенным проф. И. М. Лениным параметром — удельной площадью среднего впускного отверстия клапана (см. гл. II): fa ср
у; ПеХ-h юоо
где V'h — рабочий объем одного цилиндра двигателя, л.
Для автомобильных карбюраторных двигателей со сходными конструкциями впускных клапанов и трубопроводов эти величины равны 2,42 4- 2,53 см*/л- 1000 об/мин; для тракторных дизелей — 3,25 4- 4,00 см2 л -1000 6&мин.
Основные размеры клапана (рнс. 403) можно намечать исходя из следующих соотношений: ширина фаски b = (0,05— —0,12) d\ угол у основания фаски а = 30— —45е; толщина головки у фаски с = (0,08— —0,12) d; радиус перехода от головки ггол = (0,25 — 0,30) d\ .диаметр стержня при пану непосредственно от кулачка (значительные боковые усилия) 6 (0,3—0,4) d: длина клапана / = (2,5—3,5) угол при основа-
нии конической части головки р = 10—15°; наружный диаметр клапана = (1,12—1,16) d; внутренний диаметр клапана dn — d — (0,4 — 0,8) мм.
Направляющие втулки. Для облегчения ремонта направляющие втулки клапана выполняют вставными (рис. 404,о). Втулки изготовляют из перлитного серого чугуна, металлокерамики, а также из алюминиевой бронзы и запрессовывают при подвесных клапанах в отверстия головки цилиндров или (при боковых клапанах) в отверстия блока. В некоторых малолитражных двигателях с боко-
и
—— см2/л-1000 об/мин, v; Л PL.
Л 1000
Рпс. 403. Общий вид клапана
к стержню клапана передаче усилий кла-
выми клапанами втулки не применяют. Направляющими клапанов
служат в этом случае отверстия в блоке цилиндров. В форсирован-
ных двигателях для предохраненля стержня выпускного клапана
от заедания отверстия в нижней части втулки иногда выполняют с большим, чем в верхней части, диаметром Аналогичные резуль-
Рис. 404. Направляющие втулки клапанов
таты могут быть получены при применении клапанов со ступенчатыми стержнями.
Верхняя часть направляющих втулок впускных клапанов двигателей с наддувом выполняется в некоторых случаях с внутренней фаской (рис 404,6), образующей карман для сбора масла.
В двигателях без наддува наличие такого кармана нежелательно, так как во время хода впуска он может быть причиной повышенного просасы-
вания масла в цилиндры двигателя. Во многих двигателях с подвес
ными клапанами для предохранения от попадания на стержень клапана излишнего масла применяют изготовленные из листовой стали колпачки и отражатели, а также уплотнения и манжеты из маслостойкой резины.
Размеры направляющей втулки в зависимости от размеров
стержня клапана изменяются в следующих пределах: толщина стенки втулки би = 2—4 лш; длина втулки /и — (0,40—0,65) I,
где / — длина клапана.
Зазор между стержнем клапана и направляющей втулкой можно принимать для впускных клапанов Aj = = (0,004—0,010) 6 и для выпускных Д2 = (0,006—0,012) 6, где б — диаметр стержня клапана.
Опорная поверхность, или седло клапана, выполняется
Рис 405. Крепление клапанных седел
в автомобильных и трактор-
ных двигателях непосредственно в блоке или головке цилиндров или изготовляется в виде вставного кольца (рис. 405). В чугунных блоках или головках цилиндров вставные кольца применяют только для выпускных клапанов, в блоках или головках из легких, относительно мягких сплавов — для обоих клапанов. Обычно седла изготовляют пз легированного чугуна, в форсированных двигателях — из жароупорной стали. Боковую наружную поверхность вставного седла выполняют цилиндрической
572
(рис. 405,а) или конической (рис. 405,6) формы. Крепление вставных седел может осуществляться запрессовкой или расчеканкой металла головки (рис. 405, в). Крепление стального седла может быть выполнено также развальцовкой его верхней части (рис. 405,а). Цилиндрические вставные седла запрессовывают до упора (см. рис. 405,а), конические (угол конуса 5—10 ) — обычно с небольшим торцевым зазором (см. рис. 405,6). Вставные седла, запрессовываемые в головки из легких сплавов, изготовляют часто с кольцевыми канавками па посадочной поверхности (см. рис. 405,6). В эти канавки после запрессовки седла затекает металл головки.
Размеры вставного седла изменяются в следующих пределах: высота седла а ~ (0,16—0,25) d, толщина стенки 6С = (0,10—0,15) d, где d — диаметр горловины седла клапана.
Тарелка пружины. В автомобильных и тракторных двигателях при передаче усилий от кулачка к клапану через толкатель или коромысло крепление тарелки пружин на конце стержня клапана осуществляется чаще всего сухариками (рис. 406,о) и в редких случаях (ЗИЛ-120 и др.) — чекой (рис. 406, 6).
Рис. 106. Крепление тарелки пружины
Первый вид крепления отличается удобством сборки и разборки и при правильной форме выточки в стержне клапана почти не ослабляет его. Выточка может иметь цилиндрическую (рис. 406,в), цилиндрическую с пояском (см. рис. 406,а) и коническую (рис. 406,г) формы. Размеры выточки можно принимать равными: диаметр dllT=(0,65—0,75) 6, высота 6пт^6,где 6 — диаметр стержня клапана. Конические выточки выполняются с углом конуса 10—15°. Средняя толщина сухариков равна (0,25—0,40) 6.
Для предохранения подвесного клапана от падения в случае поломки пружин в цилиндр на его стержне ниже выточки иногда устанавливают предохранительное пружинное кольцо / (см рис. 406,а). Такое кольцо чаще всего применяется для подвесного клапана с одной пружиной.
573
При приводе подвесных клапанов непосредственно от кулачков тарелка пружины и стержень клапана собираются на резьбе (рис. 406,0), что позволяет регулировать зазор между затылком кулачка и тарелкой пружины.
Клапанные пружины. К ним предъявляют следующие требования.
1) клапанная пружина должна обеспечивать плотную посадку клапана в седло в периоды его закрытия и невозможность самопроизвольного открытия выпускного клапана при впуске;
2) клапанная пружина не должна допускать отрыва клапана от толкателя (или от наконечника коромысла) и толкателя от кулачка (при боковых клапанах) во время их движения с отрицательным ускорением;
3) размеры и форма клапанной пружины должны обеспечивать отсутствие ее вибраций па рабочих режимах.
В целях сокращения числа неодинаковых деталей двигателя пружины впускных и выпускных клапанов изготовляют большей частью одинаковыми.
В автомобильных и тракторных двигателях применяют главным образом цилиндрические клапанные пружины с постоянным (рис. 407,а) или переменным (рис. 407,6) шагом. Изготовляемые из круглой проволоки, эти пружины имеют по 5— 10 рабочих витков.
В двигателях с боковыми клапанами обычно устанавливают по одной пружине на клапан. При подвесных клапанах с целью уменьшения габаритной высоты двигателя и снижения напряжений па клапан ставят по две коротких пружины. В этом случае пружины подбирают большей частью так, чтобы силы, развиваемые каждой из пружин, были примерно равными. В некоторых случаях пружины проектируют так, чтобы усилие наружной пружины составляло 60—70% от суммарного усилия. При поломке внутренней (обычно более напряженной) пружины это обеспечивает удовлетворительную работу механизма газораспределения даже только с одной наружной пружиной. Чтобы при поломке одной из пружин витки ее не могли попасть между витками целой пружины, направления навивки наружной и внутренней пружин выполняются различными.
В двигателях с подвесными клапанами и нижним расположением распределительного вала на клапане иногда устанавливается только одна пружина; вторая пружина для разгрузки штанг и коромысел размещается внутри толкателя. В этом случае клапан снабжается каким-либо приспособлением, предохраняющим его от падения в цилиндр в случае поломки пружины.
574
Наличие трех пружин на клапане встречается сравнительно редко.
При установке на клапан двух или трех пружин размеры их подбирают так, чтобы при возникновении резонансных колебании одной из пружин остальные пружины являлись гасителями этих колебаний.
Материалом для клапанных пружин служит высококачественная проволока, изготовляемая из сталей 65Г, 50ХВА. 50ХФА и др.
Для повышения усталостной прочности клапанные пружины подвергают специальной обработке—обдуву стальной дробью. Предохранение пружин от коррозии достигается их оксидированием, оцинковыванием, покрытием лаками и эмалями и т. д.
Толкатели. Толкатели предназначены для непосредственной передачи движения клапанам (боковым) или штангам механизма газораспределения (в двигателях с подвесными клапанами). Толкатели воспринимают передающиеся от кулачка боковые усилия, вследствие чего стержни и направляющие втулки как боковых, так и подвесных клапанов от этих усилий разгружаются.
При приводе подвесных клапанов через коромысла стержень клапана нагружается боковым усилием, возникающим при скольжении ударника (наконечника) коромысла но торцу клапана. Для разгрузки подвесною клапана от этого усилия иногда применяют направляющий стакан, на торец которого воздействует ударник коромысла
В двигателях с боковыми клапанами толкатели выполняются с верхней (воздействующей на клапан) и нижней головками (рис. 408,а); толкатели подвесных клапанов могут выполняться с одной головкой (рис. 408,6). По конструкции головки толкателей делятся на грибообразные (см. рис. 408, б), цилиндрические (рис. 408,в) и роликовые (рис. 408,г). Ро шковые толкатели применяют в сравнительно редких случаях (ЯАЗ-204 и др.). Трущаяся поверхность нижней головки толкателя может быть плоско!! (см рис. 408,6) и сферической (см. рис. 408,о, в).
Грибообразные и цилиндрические толкатели с плоскими головками отличаются простотой! конструкции и меньшей стоимостью по сравнению с роликовым!! толкателями, но несколько уступают толкателям со сферическими головками по межремонтным срокам. Толкатели со сферическими головками (радиус сферы 700—1000 мм) обычно применяют с кулачками, имеющими небольшую (6—12') конусность. Ось толкателя в этом случае смещают на 2—3 мм относительно середины кулачка (см. рис. 108,а), что обеспечивает проворачивание толкателя и более равномерный его износ. Проворачивание желательно и для толкателей с плоскими головками, но не должно допускаться для толкателей роликовых и с наконечниками, имеющими цилиндрическую поверхность соприкосновения с кулачком.
575
Направляющим» для толкателей могут служить отверстия приливах блока или во втулках, запрессованных в отверстия отдель~ пых привертываемых к блоку секций (ЗИЛ-120 и др).
J-ZXR750
Рис. 408. Конструкции толкателей
В некоторых двигателях (ЯМЗ-236, ЯМЗ-238) применяют рычажные толкатели, в которых боковые усилия воспринимаются осью рычага.
Для обеспечения плотности посадки клапана па седло в автомобильных и тракторных двигателях предусматривается устройство для регулировки зазора между клапаном и затылком кулачка (при непосредственном воздействии кулачка на клапан) или между кла-576
паном и толкателем (при боковых клапанах), или между клапаном и ударником коромысла (при подвесных клапанах). Зазор обычно регулируют при помощи ввертываемого в верхнюю часть толкателя (или в одни из концов коромысла при подвесных клапанах) п закрепляемого с помощью контргайки болта (см. рис. 408, а). Однако наличие зазоров (в особенности повышенных) отрицательно сказывается на работе механизма газораспределения, вызывая стук при подъеме и посадке клапана и повышенный износ соприкасающихся поверхностей. Особенно опасны удары клапана о седло, приводящие к разрушению опорной поверхности, потере компрессии, а в выпускных клапанах — к обгоранию головки и седла клапана. С увеличением зазоров ухудшается также наполнение двигателя.
Величина и характер изменения зазора зависят от температурного режима двигателя, конструкции механизма газораспределения и материалов его деталей, а также от конструкции и материалов остальных детален двигателя.
Так, например, зазоры между клапаном и толкателем и между затылком кулачка и верхним клапаном (при непосредственном воздействии кулачка на клапан) с увеличением температуры уменьшаются. Это происходит потому, что при нагреве длина клапана увеличивается на большую величину, чем высота блока, а длина верхнего клапана — на величину большую, чем высота головки блока н кронштейнов распределительного вала.
В противоположность этому в двигателях с верхними клапанами и нижним распределительным валом (в особенности в двигателях с воздушным охлаждением) зазор между клапаном н ударником коромысла при повышении температуры детален увеличивается. Это объясняется тем, что при нагреве двигателя увеличение высоты цилиндра и головки двигателя оказывается большим, чем удлинение толкателя и штанги. При этом ось закрепленного на головке цилиндра коромысла поднимается относительно верхнего наконечника штанги и зазор, несмотря на увеличение длины клапана, увеличивается.
Величина зазора в двигателях с боковыми клапанами п двигателях с верхними клапанами и нижним распределительным валом изменяется в пределах 0,03—0,50 лыс, причем меньшие значения (0,05—0,10 мм) имеют место в двигателях с воздушным охлаждением. Для выпускных клапанов зазоры устанавливают несколько большими, чем для впускных.
При непосредственном воздействии кулачка на клапан зазор по конструктивным соображениям выполняется значительно большим (2—3 мм), так как большой (но правильно рассчитанный) зазор в таких механизмах газораспределения стуков не вызывает.
Шумность работы механизма газораспределения с непосредственным воздействием кулачка на клапан в основном определяется скоростью открытия н в особенности скоростью закрытия клапана, которая не должна превышать 0,5—0,8 м/сек. На рис. 409 показан профиль кулачка двигателя типа Д-6, в котором зазор Агор ~
577
19 Зак 287
Рис. 409. Кулачок и тарелка клапана двигателя Д-6
= 2,34 alw, между клапаном и затылком кулачка на рабочем режиме двигателя получается за счет того, что радиус г 17,66 и и затылка кулачка меньше радиуса г — 20 мм начальной окружности кулачка. Нерабочая часть кулачка (затылок) соединяется с его рабочей частью (очерченной дугами R и g) двумя прямыми линиями, так как форма кривой, соединяющей эти части, на работу двигателя не влияет. Скорость клапана при его подъеме и посадке изменяется в этом случае плавно и большой зазор стука не вызывает. В случае увеличения зазора сверх расчетного (например, в холодном двигателе при неправильной регулировке или в результате износа соприкасающихся детален) набегание кулачка на тарелку клапана будет носить ударный характер, что вызовет их преждевременный износ.
. Подъем и посадка клапана в этом случае будут происходить со значительными (а пе нулевыми, как при расчетном зазоре) скоростями, сопровождаться ударами клапана о седло и могут' вызвать наклеп и резкий износ опорной поверхности клапана и седла.
В быстроходных автомобильных двигателях иногда применяют гидравлические толкатели. В этом случае зазор между' стержнем клапана и толкателем (или коромыслом) выбирается автоматически.
Работающий без зазора гидравлический толкатель двигателя ЗИЛ-НО пред-. В корпусе толкателя / запрессован цилиндр 6, внутри которого имеется плунжер 5, постоянно прижимаемый пружиной 7 к стержню клапана, и трубка 2 с шариковым клапаном <7, закрываемым колпачком 4. Внутренняя полость корпуса заполняется маслом, подводимым из специальной масляной магистрали через отверстие 9. Во внутреннюю полость 8 цилиндра 6 масло поступает при закрытом клапане двигателя через трубку 2 и шариковый клапан 3. При быстром подъеме толкателя шариковый клапан закрывается, давление масла в полости 8 резко увеличивается и усилие толкателя через плунжер 5 передается клапану двигателя. За время подъема и опускания клапана двигателя часть масла из полости 8 вытекает через зазоры между плунжером и цилиндром, что приводит к снижению давления в этой полости в позволяет плунжеру несколько опуститься и не препятствовать посадке клапана двигателя в седло. Утечка масла из полости 8 компенсируется маслом, поступающим через открывающийся при этом шариковый клапан и друбку 2.
Гидравлические толкатели работают надежно лишь при применении масла высокого качества, сохраняющего при изменении температуры примерно постоянную вязкость.
ставлен на рис. 408,д
578
Рис. 410. Конструкции коромысел
Толкатели подвесных клапанов с нижним приводом для снижения веса выполняются пустотелыми (см. рис. 408,в) со сферическими опорами внутри или вверху для нижнего конца штанги.
Материалом для толкателей служат отбеливающиеся чугуны, сталь 35 с наплавкой тарелки толкателя легированным отбеленным чугуном, а также цементуемые стали (сталь 15Х и др.).
Штанги. У механизма газораспределения они должны хорошо сопротивляться продольному изгибу; для облегчения штанги выполняют часто полыми. В оба конца полой штанги впрессовываются наконечники: в нижний — шаровой (см. рис. 408,6), в верхний— со сферическим гнездом (рис. 410,о) или также шаровой. Штанги изготовляют из сталей или алюминиевых сплавов.
Коромысла. Коромысло предназначено для передачи усилий от штанги к стержню клапана. Оно представляет собой качающийся на неподвижной оси неравноплечий рычаг (см. рис. 410,а) и устанавливается на оси на втулках или (значительно реже) на шариковых или роликовых подшипниках. Одним концом коромысло опи-
рается на стержень клапана. Опорная поверхность этого конца для повышения износостойкости цементируется или цианируется. На другом конце коромысла устанавливается опирающийся на наконечник штанги регулировочный винт с шаровой головкой или со сферическим гнездом. От проворачивания регулировочный впит удерживается контргайкой или при разрезном плече коромысла стяжным впитом (рис. 410,6).
Смазка втулки и концов коромысла производится маслом, поступающим под давлением через полую ось 1 и сверления 2 в коромысле (СМ. рИС. 410,42).
Коромысла изготовляют из углеродистых или иизкоуглеродне-тых хромоникелевых сталей.
Для получения необходимого перемещения клапана при относительно небольших силах инерции масс толкателя и штанги плечо коромысла со стороны клапана делают в 1,3—1,5 раза длиннее, чем со стороны штанги.
В некоторых двигателях зарубежных автомобилей («Шевроле», «Понтиак» и др.) применяется так называемый индивидуальный привод клапанов (рис. 411). В этом механизме стальное штампованное коромысло 1 опирается на укрепленную на стойке 5 полусферу 4,
удерживаемую от перемещения вверх гайкой 3 и контргайкой 2. Стоика запрессовывается в головку цилиндров так, что нижний ее конец выходит в масляный канал 6. Масло для смазки шаровой
Рис. 411. Индивидуальный привод клапанов
порных пружин.
опоры коромысла подается из канала 6 по сверлениям в стойке и полусфере. Полые штанги смазываются маслом, поступающим от толкателя под давлением.
Необходимый зазор устанавливается в механизме газораспределения поворачиванием на опорной стойке коромысла гайки 3 п контргайки 2.
Рассматриваемый механизм по сравнению с другими механизмами газораспределения с нижним распределител ьным валом и подвесными клапанами имеет меньшее число деталей, приходящихся па один
клапан. Сокращение числа деталей получено за счет исключения валиков коромысел, опорных стоек со втулками, болтов (шпилек) крепления стоек и рас-
§ 175. Фазы газораспределения. «Время — сечение» впускного отверстия
С целью лучшего наполнения и лучшей очистки цилиндров двигателя открытие н закрытие впускных клапанов производится не при положениях поршня в мертвых точках, а с некоторым опережением или запаздыванием. Моменты открытия и закрытия клапанов в большинстве случаев выражаются в углах поворота коленчатого вала и называются фазами, газораспределения (рис. 412).
Ниже рассматриваются некоторые особенности работы двигателя. обусловленные наличием фаз газораспределения.
Впускной клапан. В быстроходных двигателях впускной клапан открывается обычно с опережением <pj = 5—30°, т. с. до прихода поршня в в. м. т. Эго обеспечивает наличие некоторого проходного сечения с самого начала такта впуска и увеличивает время открытия клапана. Закрывается впускной клапан как в быстроходных, так и в тихоходных двигателях с запаздыванием q2 30— 90 , т. с. после прохода поршнем н. м. т. Запаздывание закрытия впускного клапана позволяет использовать инерционный напор
580
всасываемой смеси (пли воздуха) и тем самым улучшить наполне-
ние и увеличить мощность двигателя.
Вследствие более высоких давлений впуска величина q2 для дизелей принимается обычно при одинаковой оборотности двигателей меньшей, чем для карбюраторных двигателей.
Выпускной клапан. Выпускной клапан, как правило, открывается с опережением <г3 = 40—80 , т. е. в конце рабочего хода, когда давление газов в цилиндре составляет рЬ’ = 3,0—5,0 кГ см2.
Начавшееся при таком давлении интенсивное истечение газов из цилиндра приводит к быстрому снижению их давления и температуры, что значительно уменьшает работу двигателя за время выпускного такта н предохраняет двигатель от перегрева. За
крытие выпускного клапана происходит. как правило, с запаздыванием на угол <р4 ~ 5—-45°, причем более быстроходным двигателям соответствуют и большие значения угла <р4. Закрытие выпускного клапана с запаздыванием обеспечивает лучшую очистку камеры сгорания от выхлопных газов. Поэтому в автомобильных и тракторных двигателях обычно имеет место так называемое перекрытие клапанов, т. е. одновре
менное открытие впускного и выпуск-
него клапанов в течение некоторого Рис‘ 412’ AeqVwJa3°PaCnpe промежутка времени. Вследствие кратковременности перекрытия и малых за вре-
мя перекрытия проходных сечений впускного клапана проникновения выхлопных газов во впускной трубопровод на рабочих режимах двигателя не происходит. Наоборот, благодаря значительной инерции потока выхлопных газов имеет место подсасывание свежен смеси в цилиндр и, следовательно, улучшение наполнения двигателя.
Фазы газораспределения двигателей с наддувом зависят от давления наддува. При больших давлениях наддува применяют большее, чем в двигателях без наддува, перекрытие клапанов («и + (|4 = 60—120°), что обеспечивает продувку камеры сгорания и том самым снижение температуры днища поршня и головки выпускного клапана. В двигателях с небольшими давлениями наддува фазы газораспределения примерно такие же, как в двигателях без наддува.
Максимальные величины подъема и проходного сечения клапана, а также фазы iазораспределеиия недостаточны для суждения о пропускной способности клапана и работе механизма газораспределения в целом. Для характеристики работы механизма газораспределения необходим параметр, позволяющий судить не только о величине проходного сечения клапана, но и о продолжительности
581
его открытия. Таким параметром является «время-сечение» F-
Рис. 413. Диаграмма «время — сечение» клапана
ft
F = J f*dt см2 - сек, (202)
о
где /2 — моменты открытия и закрытия клапана и fa.— величина проходного сечения клапана в рассматриваемый момент времени.
Геометрически «время-сечение» определяется площадью, огра-.... r f абсцисс t и соответствующими рассматриваемому промежутку времени ординатами (рис. 413). Продолжительность открытия или угол действия клапана для впускного и выпускного клапанов соответственно равны:
^вп = Ti Т ISO 4-<р2» ^нып ~ Фз Т* 180 ч 4 •
С увеличением числа оборотов пропускная способность клапана уменьшается, что характеризуется уменьшением параметра F. Фазы газораспределения некоторых отечественных и зарубежных автомобильных и тракторных двигателей, работающих без наддува, приведены в табл. 61.
Табл и и а 61
Фазы газораспределения
Двигатели » Впускной клапан Выпускной клапан Угол перекрытия клапанов +
начало открытия «: конец Закрытия продолжительность открытия начало открытия конец закрытия продолжитель- ность открытия ф° * вып
М-21 «Волга» 24 ci 268 50 22 252 46
М3 МА-407 13 47 240 52 9 241 22
ЗИЛ-111 16 61'50' 260е50' 52 29 261 45
ЗИЛ-130 16 71 267 52 35 267 51
«Бюик» 30 82 292 78 44 302 74
Д-75 8 22 210 46 1 1 210 22
СМД-14 17 56 253 51 17 253 34
Д-37М 16 40 236 40 16 236 32
Д-20 10 16 236 16 10 236 20
ЯМЗ-238 20 56 256 56 20 256 К»
§ 176. Расчетная скорость во впускном отверстии клапана
Наполнение свежей смесью и очистка от выхлопных газов цилиндров двигателя в значительной степени зависят от скорости потока в проходном сечении клапана.
582
Расчетные скорости впуска и выпуска подсчитывают обычно для режима работы двигателя V,,v, л,.Л (или <р,г, п ргГ), т. е. для режима максимальной мощности, исходя из условия неразрывности стрхи газа.
Скорости впуска и выноска часто вычисляют для максимального проходного сечения клапана. В этом случае исходя из условия неразрывности газовой струн имеем:
.А'и — f 1 нп. max K’un ' /ССК,
откуда и»,,, —к*,,.--у— м сек, (203)
Л» пп. шах
где Wb> —скорость потока в проходном сечении, .и сек;
Sn .
^п —50—средняя скорость поршня, м/сек;
Fn — площадь поршня, л;2;
[л un тах = л (dDnh cos а + Л2 sin а cos2а) — величина проходного сечения впускного клапана при максимальном его подъеме Л, л/2.
Для автомобильных двигателей можно принимать и?вп = 50— — 120 м/сек, для тракторных — 25—G0 м/сек. Иногда расчетные скорости впуска и выпуска определяют для проходных сечений в горловинах клапанов. В этом случае
И'вп = К’п -?Г— м/сек, (204)
/г. вп
где ы’вт — расчетная средняя скорость рабочей смеси (или воздуха в дизелях) в горловине впускного клапана;
/г.вп = ~;г1—площадь проходного сечения горловины впускного клапана (пренебрегая площадью поперечного сечения стержня клапана).
Аналогичным образом можно вычислить расчетные средние скорости выхлопных газов в горловине выпускного клапана и^вып. Для совремсншлх автомобильных и тракторных двигателей значения н’вп находятся в пределах 40—80 м сек.
§ 177. Профилирование кулачков автомобильных и тракторных двигателей
В современных автомобильных и тракторных двигателях применяют следующие виды кулачков’ 1) кулачки с выпуклым профилем — выпуклые кулачки, 2) кулачки с вогнутым (чаще всего параболическим) профилем, 3) с тангенциальным профилем — тангенциальные кулачки, 4) кулачки с профилем, обеспечивающим безударную работу механизма газораспределения, — безударные
кулачки.
583
Основными параметрами, определяющими профиль кулачка являются максимальная высота подъема клапана, фазы газораспределения, тип толкателя и соотношение плеч коромысла.
Для обеспечения принятого закона подъема клапана можно применять кулачки с разными толкателями, причем в зависимости от типа толкателя кулачки будут иметь тот или иной (неодинаковый) профиль. 1
Выпуклые кулачки применяют обычно с грибовидными толкателями, а вогнутые и тангенциальные — с роликовыми. Безударные кулачки применяют большей частью с грибовидными плоскими толкателями.
Ниже рассматриваются способы построения профилей кулачков.
Рис. 414. Построение профиля кулачка с выпуклым профилем
Рис. 415 Схема механизма газораспределения с подвесными клапанами и нижним распределительным валом
Выпуклый кулачок. Профиль выпуклого кулачка выполняется дугами двух пли нескольких радиусов. В простейшем случае — при профилировании выпуклого кулачка, образованного тремя дугами двух радиусов, — применяется следующий порядок построения:
1. Вычерчивается начальная окружность кулачка (рис. 411). Диаметр этой окружности d — 2г превышает диаметр распределительного вала dp.п на величину d — dv в = 2,0—7,0 льч.
2. От вертикальной оси ОС, являющейся осью симметрии кулачка, откладываются вправо и влево углы 6/2. Угол 6 называется углом действия кулачка. В четырехтактных двигателях 6 = Ф 2, в двухтактных 6 = Ф. Точки А и Я пересечения сторон угла 6 с начальной окружностью кулачка соответствуют началу открытия и концу закрытия клапана.
3. На осн симметрии кулачка ОС на расстоянии GC = h (при боковом расположении клапанов) от начальной окружности отмечается точка С. В случае подвесных клапанов GC - (рис. 415).
584
4 Из точки О», находящейся на оси ОС на расстоянии 00t = _/ = г f- h —rj от центра начальной окружности, проводится дуга радиусом 02В «*= гх. Ориентировочно можно принимать т\ -= 1,5— —-3,5 лгл(.
5. Из точки О2, лежащей на продолжении радиуса АО, радиусом R = 02Л проводится дуга Л В, касательная к начальной окружности кулачка и к дуге радиуса г,. Величина радиуса R определяется по формуле (205), вывод которой приведен ниже.
6. Способом, принятым при построении дуги АВ, проводится дуга DE.
Зависимость между' радиусом R н другими величинами можно определить из прямоугольного A Ох F О2, катет OtF которого перпендикулярен линии АОО2 (см. рис. 414):
0,01=0^ a-foi
или
откуда
/sinyf + R — г A-1 cos— \
I2— — 2/7 cos-х-
*=—7------- , —\
2 г — Гу — I COS -у I
(205)
Величина 7? изменяется в пределах R — (8—18) h.
Выведем выражения для определения пути /ц, Акл, скорости к'т» к'кл и ускорения jT, jK3 толкателя и клапана. Эти выражения зависят от того, какой частью профиля соприкасается с толкателем кулачок. При скольжении толкателя по участку кулачка, очерченному радиусом R (рис. 416,6?), имеем;
7zT = Ьа = Ьс — ас,
h-г — (R — R cos б) — (г — г cos 6),
//т = (А>—г)(1 — COS0), (206)
dtif _ dh-f t/Pp. „ dhj </pp. „ dt “ ripp. „ * P- B’ u’T = (R — r) (Dp. R sin 6, (207)
rfx’j du‘f rfpp. n di£)j i'~ dt “dpp., dt dpp. „ ’ jr = (R — r) cop.«cos 6, (208)
гдер Юр. „ — угол поворота и угловая скорость вращения распределительного вала.
Соответствующие выражения для случая скольжения толкателя по участку профиля кулачка, очерченного радиусом (рис.
585
516,6), имеют вид:
Л г = Ixi = Ьс — ас.
//т = гх —(г —/cosy),
</Лт ,
= = —/(Op.Bsiny,
г = ^== —ZwP-«C0ST’
(209)
(210)
' г
С целью улучшения динамических показателей механизма газораспределения профиль выпуклых кулачков некоторых двигате-
Риг, 416. К определению пути, скорости и ускорения клапана для кулачка выпуклого профиля
лей очерчивается не тремя, а большим количеством дуг. Профиль кулачков впускного и выпускного клапанов двигателя ЗИЛ-120,
Рис. 417. Диаграмма пути клапана для кулачка постоянного ускорения
кривые ОВ и BD (рис. 417)
h)=ct-
например, выполнен пятью дугами трех различных радиусов.
Кулачок с вогнутым профилем. Одним из распространенных типов этого кулачка является кулачок постоянного ускорения. Профиль кулачка легко вычерчивается при наличии кривых подъема и опускания клапана, которые в рассматриваемом случае состоят из дуг параболы. В самом деле, пусть ляются дугами парабол:
(212)
586
(Г — постоянная величина), построенных из точек О и D Из уравнении скорости и ускорения клапана
* Л 1
/т = —df =2с = const
(213)
(214)
Рис. 418. Построение профиля тангенциального кулачка
видно, что движение клапана в рассматриваемом случае будет то равноускоренным, то равпоза.медленным.
Тангенциальный кулачок. Построение профиля тангенциального кулачка можно производить в следующим порядке:
I) радиусом г вычерчивается начальная окружность кулачка (рис. 418,п);
2) симметрично оси ОС откладывается угол действия кулачка 6;
3) из точек А и Е— пересечения сторон угла 6 с начальной окружностью — проводятся прямые АС и ЕС, касательные к этом окружности;
4) радиусом (г 4- Л) из центра О проводится дуга BD, сопрягаемая с касательными А С и ЕС дугами радиуса rt. В некоторых случаях (при б< 100 ) касательные АС и ЕС соединяются одной дугой (рис. 418,6).
При выборе профиля кулачка учитываются следующие требования:
1) обеспечение максимального коэффициента наполнения двигателя;
2) обеспечение надежном и по возможности бесшумной работы механизма газораспределения пр
Для сравнения рассмотрении 419 приведены кривые подъема
построенные для кулачков с одинаковыми значениями Л и б. Из диаграммы видно, что при любом угле поворота распределительного вала (в пределах угла 6) наибольшие подъемы клапана, а следовательно, и паилучшее наполнение двигателя получаются при прочих равных условиях при выпуклом кулачке. Вместе с тем большие, чем при других кулачках, скорости и ускорения в начале подъема и в конце опускания клапана вызывают и более сильные удары толкателя о клапан и клапана о седло в моменты начала подъема и посадки клапана. Эти удары ц, вызываемый ими шум могут быть значительно ослаблены подбором для механизма газораспределения правильных температурных зазоров. К числу положительных
минимальном износе его деталей, выше профилей кулачков на рис. скорости и ускорения клапана,
587
^М, мм
8
f)
4
1800
1200
600
О
J К/It м/секг 21/00
О
Ufa, м/сек 3
40
1
0
20
Рис 419. Диаграммы пути, скорости и ускорения клапана для кулачков разных типов:
в — выпуклого; п. у — постоянного ускорения; т — тангенциального
\п~
40
качеств выпуклого кулачка относятся сравнительно небольшие отрицательные ускорения и, следовательно, небольшие отрицательные силы инерции, стремящиеся оторвать клапан от кулачка. Эти силы воспринимаются клапанной пружиной, которая при выпуклом кулачке может быть выполнена более слабой, чем при других кулачках.
Кулачки с выпуклым профилем получили значительное распространение в карбюраторных двигателях с боковыми клапанами, а также в дизелях.
Безударные кулачки. Практика автомобильною двигателе-строения показала, что с увеличением быстроходности автомобильных двигателей стали наблюдаться случаи значительного отклонения действительного движения клапана от движения, задаваемого профилем кулачка (рис. 420). Эти отклонения, объяснявшиеся долгое время колебаниями клапанных пружин, являются причиной повышенной шумности работы двигателя, потери герметичности внутрпцн-линдрового пространства, а также преждевременного износа деталей механизма газораспределения. Особенно значительные нарушения нормальной работы механизма газораспределения имеют место в двигателях с подвесными клапанами и нижним распределительным валом. Длительные исследования показали, что указанные нарушения вызываются в основном резкими изменениями сил инерции и недостаточной жесткостью деталей клапанного привода.
В настоящее время в многооборотных автомобильных двигателях получают преимущественное распространение кулачки с профилем, построенным согласно заданному закону движения клапана. При правильно выбранных исходных параметрах кулачки этого типа обеспечивают плавный подъем клапана и безударную работу
588
Рис. 420. Теоретическая (/) и дей ствительная (2) диаграммы перемещений подвесного клапана бысгроход иого двигателя
Рис. 421. Графики пути, скорости и ускорения толкателя для кулачка «поли дай и»
механизма газораспределения, в связи с чем их часто называют безударными кулачками.
Проектирование профилей безударных кулачков осуществляется двумя способами:
1) без учета упругих деформаций деталей механизма газораспределения, исходя из принятой диаграммы ускорений клапана (для двигателей с числом оборотов коленчатого вала менее 3000 об/лшн) или исходя из закона движения клапана, обеспечивающего непрерывную кривую ускорений;
2) на основе уравнения движения клапана, полученного аналитическим путем, с учетом упругости деталей клапанного привода.
Графики пути, скорости н ускорения клапана механизма газораспределения с безударным кулачком, спроектированным с учетом упругости деталей клапанного привода (кулачок — «по-лидайн»), приведены на рис. 421. Кулачок обеспечивает:
1) плавное изменение ускорений толкателя (а следовательно, и клапана); 2) относительно небольшие величины положительных и в особенности отрицательных ускорений; 3) минимальную скорость толкателя и минимальное ее изменение в момент соприкосновения клапана с толкателем (после выбора зазора), что необходимо для сведения к минимуму интенсивности удара клапана о седло, и 4) сохранение намеченных фаз газораспределения.
Для построения схемы размещения кулачков на распределительном валу необходимо определить сначала угол фк между осями кулачков впускного и выпускного клапанов первого цилиндра (рис 422, а). Этот угол удобно находить при помощи диаграммы фаз газораспределения (рис. 422,6). На этой диаграмме д>га
589
соответствует повороту коленчатого вала па угол _ ф3-Ь 180°4-Чч „
2 , а ючка п — максимальному подъему выпускного
клапана, т. е. середине процесса выпуска. Аналогично дуга СЕ
Рис. 422. К определению угла между осями впускного и выпускного кулачков
ложен ня,
клапана, равен
угол =
и точка Е —
подъему
соответствует повороту коленчатого вала на
__ чч 4-1 ®о° 4~ фз 2
максимальному
впускного клапана, т. е. середине процесса впуска.
В четырехтактных двигателях внутреннего сгорания коленчатый вал вращается в два раза быстрее распределительного. Угол поворота коленчатого вала поэтому от положения, соответствующего максимальному подъему выпускного клапана, до не-
соответствующею максимальному подъему впускного
2^ = BD + DE=+ _ \ + fд-, + 180° + <р. \
откуда
(фз — Ф4 4~ 360 4- ф2 — Ф1)°
Построение схемы расположения кулачков на распределительном валу четырехтактного однорядного четырехцллпндрового дви-
Рис. 423. Схемы расположения кулачков на распределительных валах четырехцилиндрового и шестпци-л и ядрового однорядных двигателей
гателя показано на рис. 423,а. Для однорядного четырехтактного шестицплнндрового двигателя с порядком работы 1, 5, 3, 6, 2, 4 по-
590
строение схемы расположения кулачков представлено на рис 123,6 Поскольку чередование вспышек в четырехтактном четырехцнлинд-ровом двигателе происходит через 180° угла поворота коленчатого вала или через 90° угла поворота распределительного вала, угол между осями кулачков одноименных клапанов последовательно работающих цилиндров составляет также 90е. На схеме оси кулачков выпускных клапанов нанесены с учетом вращения распределительного вала против часовой стрелки и порядка работы двигателя 1, 2, 4, 3. Осп кулачков впускных клапанов нанесены с учетом тех же условий, но повернуты относительно осей выпускных кулачков соответствующих цилиндров на угол
При построении схемы расположения кулачков на распределительном валу двухрядного двигателя, кроме числа цилиндров и порядка его работы, необходимо учитывать угол развала цилиндров у.
§ 178. Силы, действующие в механизме газораспределения
На детали механизма газораспределения действуют следующие силы:
1) сила давления газов па клапан;
2) силы инерции движущихся деталей механизма газораспределения;
3) усилия от клапанных пружин,
4) сила давления кулачка па толкатель;
5) силы гренпя;
6) силы веса детален механизма газораспределения.
Последние два вида сил ввиду их незначительности обычно не учитывают. В начале движения клапана — до момента отрыва ею от седла — детали механизма газораспределения подвергаются действию всех перечисленных сил. В дальнейшем силы давления газов, действующие па обе стороны головки клапана, уравновесятся, и на механизм газораспределения будут воздействовать лишь силы инерции его движущихся деталей и усилия от клапанных пружин.
Расчет деталей механизма газораспределения удобнее производить после приведения действующих сил к осям клапана пли топ-кателя. В рассматриваемом в первую очередь механизме газораспределения с боковыми клапанами при таком приведении величины сил остаются без изменения
В момент начала открытия выпускного клапана на нею действует следующая сила давления газов:
nd2
р^рь^-Ро—КГ, (215)
где р//, р„ — давления газов в цилиндре п выпускном патрубке в момент открытия выпускного клапана (/„—диаметр тарелки клапана (рис. 403);
(/ — диаметр горловины седла клапана.
59!
В процессе всасывания па закрытый выпускной клапан деист вует сила разрежении
л^2 nd-
"4 Ра -у- Л'Г, (216)
1Де Ра — давление в цилиндре в процессе всасывания.
Во время пуска карбюраторного двигателя величина д может достигать значении 0,2—0,3 кГ см2. Для предотвращения отрыва выпускного клапана от седла силой Рп и обеспечения плотной его посадки н кинематической связи между движущимися деталями механизма 1азораспределенпя на клапан устанавливают от одной до трех пружин.
Силы инерции поступательно движущихся деталей механизма газораспределения определяются по известной формуле
—(217)
где —суммарная масса всех поступательно движущихся деталей механизма газораспределения, приведенная к какой-либо точке оси клапана, кГ -секЧм;
/кл — ускорение клапана, м'сек2.
Величина суммарной массы определяется по формуле
niv = n\s-^rn^ (218)
где tns — сумма всех приведенных к оси толкателя масс поступательно движущихся деталей механизма газораспределения, кроме массы пружины;
«пр — приведенная масса пружины, равная половине действительной массы пружины.
За положительные силы инерции Р,-(44 принимают силы, направленные к распределительном}' валу. Эти силы в начало и в конце движения клапана действуют иа кулачок. Отрицательные силы инерции Р7(—) воспринимаются клапанной пружиной. В автомобильных и тракторных двигателях чаще всего применяются цилиндрические клапанные пружины, усилия от которых подсчитываются по известной формуле
n G&
Л'П - 8Лр. nD,’„, / (219)
где G (8,00—8,25) IO3 к! см1— модуль упругости второю рода;
б — диаметр проволоки пружины, см;
nv и — число рабочих витков пружины, принимаемое обычно на два витка меньше числа всех витков пружины;
f— прогиб пружины, CII.
Сила давления кулачка на толкатель Р в случае плоского толкателя (рис. 424,а) является равнодействующей сил Pi и Р2:
Р-=1 (220)
давления клапанных пружин
о)
Рис. 424. К определению сил дав-. ления кулачка на толкатель
где — 1^Р> — боковое давление на втулку толкателя, равное по величине силе трения кулачка о тарелку толкателя;
Pi — коэффициент трения;
Р2 — усилие, передаваемое толкателем на кулачок.
Усилие Рг равно алгебраической сумме сил инерции Pj, давления газов на головку клапана Рг и Р Пр*
P^Pj + P' + P^ (221)
Пренебрегая силой Plt приложим к осн толкателя две взаимно противоположные силы P'it Р2 , равные по абсолютной величине и параллельные силе Р2; при сложении сил получаем свободную силу Р2 и изгибающий толкатель момент /Ии — Р2а, где а— расстояние от точки касания кулачка и тарелки толкателя до оси толкателя.
В случае роликового толкателя (рис. 424, б) давление кулачка
на ролик Р, направленное по перпендикуляру О, к поверхности ролика и кулачка в точке их соприкосновения, и давления толкателей на направляющую втулку Рг определятся по формулам:
pi = p^ (222)
!де а — угол между направлениями сил Р2 и Р-
Боковое давление Plt вызывающее изгиб и повышенный износ толкателя, должно быть возможно меньше.
Колебания привода клапана возбуждаются главным образом положительными силами инерции значительно превосходящими по величине остальные усилия.
Частота этих колебании может стать равной частоте силы Р], что резко усилит амплитуду колебаний и приведет к ударной посадке клапана.
§ 179. Расчет клапанных пружин
Расчет клапанных пружин производится исходя из предъявляемых к ним требований (см. § 174).
При одинаковых пружинах для впускных и выпускных клапанов расчету подвергаются пружины (пружина) того клапана, который движется с большими отрицательными ускорениями.
Первое требование"— обеспечение плотной посадки клапана — удовлетворяется при условии Рnpi'" где Р|1Р1 усилие, развива-
593
смос пружинами (пружиной) при закрытом положении выпускною клапана, Рп — сила разрежения, действующая на этот клапан во время процесса впуска [формула (216)1.
Для надежности принимают
Л>Р 1 = (1,3— 1,5) Ра кГ. (223)
Для обеспечения второго требования — непрерывной кинематической связи между движущимися деталями механизма газораспределения — усилия Рпр2, развиваемые пружиной при движении клапана с отрицательным ускорением, должны быть больше отрицательных сил инерции клапанного механизма
Для карбюраторных и газовых двигателей принимают
Дир 2 — (1Д5 1,10) Pj рПЗц КР, 4)
где Pj радп ) — отрицательная сила инерции масс поступательно движущихся деталей механизма газораспределения при разносных оборотах /1разн> определяемая для механизмов газораспределения с плоскими толкателями по формуле
^/рлзп ( ) ^х/кл. рази [ -) шах кР• (22о)
Для дизелей
^>np2=([»5 ) кР> (226)
где P'iрег(-) —отрицательная сила инерции масс поступательно движущихся деталей механизма газораспределения при максимальных допускаемых регулятором оборотах.
В формулы (224)—(226) подставляются максимальные для данных оборотов значения Р/рази(—) и Р}реГ(—)•
Диаметром пружины £>пр обычно задаются. При одной пружине па клапане принимают £)„р = (0,7—0,9) rf, где d — диаметр i op ю-вины клапана. При двух пружинах на клапане значения диаметра наружной пружины Dnpll и диаметра внутренней пружины DIip.B изменяются в пределах:
д|р. и Цф. п = (0,5 — 0,7) d. • 1
В некоторых случаях задаются также диаметром проволоки пружины 6, определяя затем напряжения скручивания в иен по формуле л<
тк = кГ/см-, (227)
где Л1к = кпр—Q-скручивающий проволоку пружины момент,
кГ см\
^/о==1К—полярный момент сопротивления сечения круглой проволоки, смл.
Напряжения скручивания пружины при максимальном подъеме клапана принимают тк 4000—5000 кГ/глг. На практике напря-
1лой проволоки, см:{.
ження в материале пружины вследствие ее вибрации могут быть з и а ч и тел ы i о бол ни 1 и м 11.
Подсгавляя в формулу (227) значения Л1к и U 0, получаем
6 = ] 8^'Ф - 1,365 | ^^см. (228)
Для современных автомобильных и тракторных двигателей число витков пружины и0 = 8—14.
После определения величин 6 и пп находят высоту пружины в собранном состоянии (рис. 425,а):
Lo бл0 4- Д (и0 — 1) 4- Л мм, (229)
1де Д 0,36 — зазор-между витками пружины при полностью открытом клапане.
Поскольку опорные витки пружины спилены и подогнугы, высота се Lq будет несколько меньше получаемой по формуле (229).
Определенные по формуле (227) напряжения в клапанной пружине позволяют судить лишь о ее статической прочности. Поскольку на клапанную пружину действуют переменные по величине и
, ^пр
А А
Рис. 425. К определению высоты клапанной пружины и расчету направляющей втулки клапана
направлению силы, она должна рассчитываться на усталостную прочность. Проведение такого расчета пока еще связано со значительными трудностями, основными из которых являются отсутствие опытных данных о пределах усталости пружинной проволоки при кручении и сложность и ненадежность определения действитель-
595
нои амплитуды напряжении в материале пружины вследствие ее вибрации.
Во время работы двигателя клапанные пружины совершают вынужденные колебания. Если число свободных колебаний пружины становится равным или кратным числу ее вынужденных колебании, то наступает резонанс. При резонансных колебаниях запас прочности пружины значительно уменьшается, что может привести к с-е поломке. При проверке клапанных пружин многооборотных автомобильных двигателей на резонанс обычно ограничиваются определением и сравнением их чисел свободных и вынужденных колебании. *
Число свободных колебаний клапанной пружины р зависит от ряда параметров (упругих свойств ее материала, массы рабочей части пружины, величины и характера действующих сил и т. д.) и может быть определено по формуле
it = 2,148 • 106 ~— кол [мин, (230)
где /?! — число рабочих витков пружины.
Для обеспечения нормальной работы пружины должно быть обеспечено неравенство.
-К-=£1,2, 3,4,...
где ри = п — частота вынужденных колебании клапанной пружины, равная числу оборотов распределительного вала.
Наиболее опасными резонансными колебаниями клапанных пружин являются колебания первой степени, когда число свободных колебании пружины равно числу ее вынужденных колебаний (р = р„). Резонансные колебания второй и выше степеней являются менее опасными и наблюдаются сравнительно редко.
Число свободных колебаний клапанных пружин современных автомобильных двигателей изменяется в пределах р — 8000— 20 000 кол/мин.
§ 180. Расчет деталей механизма газораспределения на прочность и износ
В местах соприкосновения рабочих поверхностей кулачков и толкателей, концов штанг и коромысел, концов стержней клапанов и толкателей, а также концов стержней клапанов и коромысел (при подвесных клапанах) возникают напряжения смятия о, величины которых определяются по формулам Герца. В зависимости от формы рабочих поверхностей формулы имеют вид:
1) при соприкосновении двух цилиндрических выпуклых поверхностей (например, участка профиля кулачка, описанного выпук-
596
лыми дугам» окружности, н ролика)
а^О.418 | ™(±+±) кГ/см2, (231)
где Р — наибольшая нормальная сила, действующая на рассчитываемую поверхность;
Е— модуль упругости первого рода (предполагается, что модули упругости материалов обеих соприкасающихся деталей одинаковы);
b — длина линии соприкосновения;
Pi 11 Рг — радиусы выпуклых цилиндрических поверх постен;
2) при соприкосновении выпуклой и вогнутой цилиндрических поверхностен (например, участка профиля кулачка, описанного вогнутыми дугами, и ролика):
Л IIО />£ I 1 1 \ Г, •’
ог^0,418 I -----------— кГ/см-,
F ° Pi Рз .
(232)
где Рз — радиус вогнутой цилиндрической поверхности;
3) при соприкосновении цилиндрической поверхности и плоскости (например, выпуклого кулачка с плоским грибовидным толкателем):
а я» 0,418 | кГ/см-', (233)
4) при соприкосновении выпуклой и вогнутой шаровых поверхностей (например, головки штанги и конца коромысла):
3 — г ~ г ~~2
0 = 0,388 | PF кГ/см2, (234)
где г,, г2 — радиусы выпуклой и вогнутой шаровых поверхностей (G> г2).
Получаемые по формулам Герца напряжения смятия должны быть в пределах о = 4000—12 000 кГ/см*.
Стержень клапана. Диаметр и длина I стержня клапана определяются из условий износа и необходимости отвода тепла. В первом приближении величины 61 и I могут быть намечены на основании следующих соотношений: б, = (0,23—0,30) d\ I = (12—1G) d.
Напряжения смятия в местах соприкосновения наконечников клапана и толкателя или наконечников клапана и коромысла (при подвесных клапанах) определяются по формулам Герца.
Направляющие втулки. В случае непосредственной передачи движения от кулачка к клапану (рис. 425,6) направляющая втулка клапана изгибается моментом Л1 = Р2х, вызывающим се изгиб и смятие. Максимальное удельное давление К на втулку будет наибольшим по ее концам. Предполагая, что изменение давлений по длине втулки происходит по линейному закону, величину К опредс-
597
ляем из уравнения изгибающего момента
А1 = Р.х=А- ' ft, ' .2 к! -i.it, (235)
откуда
б VJ
А = -/26- кГ/см\ (236)
где dj — диаметр стержня клапана;
Р2 — равнодействующая сил, действующих на клапан, определяемая по формуле (221).
Максимальное значение изгибающего момента Л1 можно определить из графика изменения момента ,П по углу поворота распре-
Рнс. 426. К расчету направляющей втулки роликового толкателя
делительного вала. Можно принимать А = 10—30 кГ/см2.
Аналогичным образом рассчитываются направляющие втулки грибообразных толкателей. Во многих автомобильных двигателях толкатели устанавливают не в отдельных втулках, а в направляющих отверстиях, получаемых путем сверления в приливах блок-картера (МЗМА-400, М-20, ЗИМ, ЗИЛ-110 и др.). Иногда грибообразные толкатели устанавливаются во втулках, отливаемых по несколько штук в виде съемных коллекторов (ЗИЛ-120 и др.).
Эти коллекторы крепятся к блок-картеру двигателя на шпильках или болтах, что позволяет в случае необходимости производить смену толкателей без разборки двигателя.
Направляющие втулки роликовых толкателей рассчитываются иа смятие. Как и в предыдущем случае, предполагается, что изменение усилии по длине втулки происходит по линейному закону (рис. 426).
Наибольшие напряжения смятия имеют место на концах втулки:
А\ = ~ Д (/ 4 3zz) кГ/см2, К2 == (2/ +3п) кГ/см2.
(237)
Для бронзовых втулок значения А2 можно принимать равными 30—50 к Г см2.
Аналогичными рассуждениями можно доказать, что наибольшие напряжения смятия иа концах направляющих втулок толкателей двигателя с подвесными клапанами, нижним распределительным валом и наклонными относительно осей толкателей штангами (рис.
598
127) будут равны:
Л', = <2/ 4 3ft> - р11'/ + 3“)1 кГ'см-’
Кг=ЬР [Pw(2l + 3a)-Plm(i + 3b)\ кГ/смг,
(238)
где Р1р — боковое давление на втулку толкателя со стороны
ролика:
Р1ШТ — боковое давление на ту же втулку со стороны штанги.
Штанга. Штанга привода рассчитывается на продольный изгиб по формуле Эйлера
Pkp = -Sp-aT, (239)
где Ркр — разрушающая критическая нагрузка, к Г;
Е — модуль упругости первого рода, к Г см2;
J — момент инерции поперечного сечения штанги, си1;
/ — длина штанги, см.
Запас устойчивости
иг___
Л|1Т
должен быть в пределах ‘1 2—1, i де
РИ1Т — максимальное усилие, сжимающее штангу, кГ.
Коромысло. Коромысло рассчитывается па изгиб и сжатие (или на изгиб и растяжение), вызываемые действующей по оси клапана силой Р. Сила Р. представляющая собой алгебраическую сумму сил инерции, давления клапанных пружин и давления газов на головку клапана, имеет максимальное значение в мо
Рнс. 127. К расчету направляющей втулки роликового толкателя при нижнем распределительном вале и наклонных штангах
мент открытия выпускного клапана.
Суммарные напряжения от изгиба и сжатия в сечениях А—А и В—В (рис 428) равны:
кГ/слЛ
\ U А ' Л /
—u / I) । COS W \ г* / •>
<Гг, = Р (vT^-T-l кГ/см-, \ w В 'В
(240)
где/i, /д — площади расчетных сечений, см2;
— моменты сопротивлений этих сечений, см3, 'а, b_перпендикуляры, опущенные из центров тяжести
сечений Л— А и В—В на направления сил Q и Р;
599
<Г j гол между плоскостью расчетного сечения и перпендикуляром к направлению соответствующе!!
Знаки в формулах (240) выбираются так, чтобы напряжения Од и ов по абсолютной величине были максимальными. Наибольшие начения суммарных напряжений ол и ал должны находиться в пределах 500—1о00 кПслг. 1
Ось ролика коромысла. Оси роликов коромысла и толкателя рассчитываются на напряжения, вызываемые силой Р (рис. 429).
Рис. 428. К расчету коромысла
Напряжение изгиба
Рис. 429. К расчету валика коромысла
„ P(l + b) г о аи = «Г /СМ~.
Напряжение среза р 'lc=='2f ^Г/см2.
Удельное давление на ось ролика
Р /<1 = кГ/см2.
Удельное давление в опорах оси
^2==(l~b)d кГ ем~-
(241)
(242)
(243)
(244)
В формулах (241) и (242) U — момент сопротивления поперечного сечения оси ролика, си3;
/ — площадь поперечного сечения той же осн, см2.
Величины ои, тс, Л\, /(2 можно принимать равными:
<7И = 500—1500 кГ/см2, тс = 100—250 кГ/см\ Ку = 150-300 кГ1см\ К2 = 150—300 кГ/см2.
Распределительный вал. Распределительные валы автомобильных и тракторных двигателей (рис. 430) изготовляют обычпб вместе с кулачками. Поверочный прочностной расчет распределительных
6U0
валов дает, как правило, низкие напряжения, так как усилия, действующие на эти валы, сравнительно невелики.
На практике расчет распределительного вала на прочность поэтому производится лишь приближенно или совсем не производится .
с
Рис. 430. К расчету распределительного вала
Для распределительных валов, так же как и для коленчатых, значительно большее значение имеет жесткость, а не прочность. Жесткость распределительного вала считается достаточной, если стрела прогиба у расчетного участка вала под действием силы Р (рис. 431) не превышает значении у = 0,02—0,05 мм.
Стрела прогиба определяется по формуле
СМ' ^45)
где а, b — расстояния от точки приложения силы до опор данного
участка вала, см;
модуль упругости первою рода, кГ/см2;
экваториальный момент инерции расчетного сечения вала, елг1;
— диаметр распределительно! о вала, см.
Е Г -nd!KB ~ 64
^р. в
При расчете распределительных вать также силу, приложенную к насоса.
Большое количество исследований позволили создать надежные конструкции механизмов газораспределения, долговечность которых изменяется в пределах, соответствующих 30000 (малолитражные двигатели) — 300000 (дизели большой мощности) км пробега автомобиля, и обеспечить получе-
валов дизелен следует учиты-кулачку привода топливного
Рис. 431. К расчету распределительного вала на жесткость
нис высоких экономических п ди-
намических качеств проектируемого двигателя и значительно сократить время на его доводочные работы.
В некоторых двигателях гоночных автомобилей с целью обеспечения надежной работы на высоких оборотах применяются бес-
СО!
пружинные механизмы газораспределения с принудительным открытием и закрытием клапанов, или так называемые дес.\и Томные механизмы. Принципиальная схема одного из таких механизмов } 1 он иною на двигателе «Мерседес-Бенц», с непосредственным
впрыском топлива приведена на рис. 432. В этом двигателе подъем и опускание клапанов осуществляются от самостоятельных кхлач-
Рис. 432. Десмодромный механизм газораспределения двигателя «Мерседес-Бенц» типа GP
ков и происходят с очень большими ускорениями, что позволяет значительно увеличить «время — сечение» клапана и, следовательно, повысить коэффициент наполнения двигателя. При работе двигателя «Мерседес-Бенц» на режиме 10000 об!мин максимальные положительные ускорения клапана достигают значений 17000 м'сек2 и отрицательные — 8000 м!сек2, что в 5—9 раз больше соответствующих ускорении, имеющих место в двигателях легковых автомобилей.
§ 181. Газораспределение в двухтактных двигателях
Впускные органы двухтактных двигателей, как правило, выполняют в виде окон (щелей). Окна могут быть четырехугольными, круглыми и овальными (рис. 433). Выпускные opiаны встречаются как в виде окон, так и в виде клапанов (ЯАЗ-204 и др.). Наибольшее значение параметра «время — сечение» получается при четырехугольных, расположенных в один ряд окнах. Четырехугольные
GU2
окна в виде параллелограммов позволяют избежать западания в них поршневых колец.
Круглые окна отличаются простотой изготовления и возможностью создания необходимой направленности воздушного потока, что обеспечивает равномерное вытеснение продувочным воздухом выхлопных газов из цилиндра и завихривание заряда в цилиндре.
00W00
Kf)OH!hG поршня, находящегося
В нм г
*1>им*о гкюшня ногойящещея
б нит
Рис. 433. Формы впускных окон двухтактных двигателей
Круглые продувочные окна в два ряда (в последних выпусках в один ряд) имеют, в частности, двигатели Я АЗ-204 (рис. 434).
Недостатком круглых продувочных окон малого диаметра является возможность их закоксовывания.
Овальные окна примерно равноценны четырехугольным окнам.
Определение размеров органов газораспределения автомобильных двухтактных двигателей расчетным путем представляет зна-
Рис. 434. Продувочные окна двигателя ЯАЗ-204
чптсльныс трудности. Особенно большие трудности имеют место при расчете процесса газообмена.
В первую очередь это объясняется тем, что автомобильные и тракторные двигатели отличаются широким диапазоном изменения скоростных и нагрузочных режимов, тогда как процессы очистки и наполнения двухтактных двигателей протекают хорошо лишь при незначительных изменениях их скоростного режима.
603
Хотя проходные сечения окон и клапанов в двухтактных дви* 1а елях могут быть большими, чем в четырехтактных двигателях время открытия их на высоких скоростных режимах работы резко снижается Наличие в двухтактных двигателях впускных окон
Рис. 435. Изменение величины сечений органов газораспределения двухтактных двигателей в зависимости от угла поворота коленчатого вала
приводит к уменьшению полезного хода поршня в тактах сжатия и рабочего хода.
На рис. 435 представлены примерные кривые изменения сечении продувочных /||р и выпускных органов в зависимости от угла поворота коленчатого вала.
Для обеспечения лучшей очистки и лучшего наполнения цилиндра и необходимого разделения этих про
цессов кривые АВЕ и DHG должны быть сдвинуты по фазе, а заштрихованная площадь диаграммы должна иметь значительную величину.
Излишнее против оптимального увеличение параметра «время — сечение» продувочных \\ выпускных органов при одновременном их открытии (площадь DCE на рис. 435) приводит к увеличению
Рис.” 436. Расположение впускных окон в двухтактных двигателях
расхода продувочного воздуха; недостаточные значения этого параметра вызывают ухудшение очистки цилиндра. Оптимальные значения параметра «время — сечение» впускных и выпускных органов могут быть определены только опытным путем.
Выбор углов наклона впускных окон (углы а и р на рис. 436) производится с учетом их формы и числа рядов, давления продувочного воздуха, отношения S/D, системы распыливання воздуха и других факторов. Для двигателей с прямоточной продувкой угол тангенциального наклона окопа изменяется в пределах 8—20°, угол наклона окон в продольной плоскости р — в пределах 70—90°. При петлевой продувке р = 30—70°.
При выполнении выпускных органов в виде окон высота пояса цилиндра от верхней кромки окон (/ь) до верхней кромки поршня изменяется в пределах /в = (0,16—0,35)5.
Теория процессов газообмена и расчеты органов газораспределения двухтактных двигателей разработаны проф., докт. техн, наук А. С. Орлиным.
ГЛАВА XL
СИСТЕМА СМАЗКИ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
§ 182. Общие положения
Система смазки автомобильных и тракторных двигателей предназначена для уменьшения потерь на трение, возникающее между трущимися поверхностями их деталей, для охлаждения этих поверхностей и удаления с них продуктов износа.
Смазка, кроме того, улучшает у плотнен не поршневыми кольцами внутрпцтиндрового пространства и предохраняет детали двигателя от коррозии.
Уменьшение трения п тем самым износа трущихся поверхностен детален двигателя осуществляется путем непрерывной подачи к ним смазочных материалов, т. е. путем устранения сухого трения и обеспечения жидкостного и полужидкостного трения.
Масло, омывающее трущиеся поверхности, отводит от них значительную часть тепла трения и тепла горячих газов, передавая затем это тепло окружающей среде.
Наименьшие потери на трение получаются при жидкостном трении. Обеспечить этот вид трепня для многих узлов двигателя удается, однако, нс всегда.
Вследствие наличия высоких температур, значительно снижающих вязкость масла, и других неблагоприятных условий для образования несущего масляного слоя (периодическое изменение направления движения трущихся поверхностей, деформации деталей под действием нагружающих сил и др ) не удается, например, осуществить жидкостное трение в сочленениях поршень — зеркало цилиндра, поршневой палец — бобышки поршня, поршневой палец — поршневая головка шатуна, поршневые кольца — зеркало цилиндра и др.
В очень тяжелых условиях работает также узел стержень — втулка выпускного клапана. При наличии высоких температур, превышающих часто температуру коксования масла, этот узел почти все время работает в условиях полужидкостного и даже сухого трения
Системы смазки автомобильных и тракторных двигателей в зависимости от способа подачи масла к узлам трения можно разделить па три вида: а) смазка разбрызгиванием, б) смазка под давлением и в) комбинированная система смазки.
Смазка разбрызгиванием. Этот вид смазки применялся в некоторых старых конструкциях двигателей. Залитое в картер таких двигателей масло разбрызгивается ударяющими по его поверхности выступами на крышках кривошипных головок шатунов. Образующиеся при этом брызги и масляный туман попадают на трущиеся поверхности или непосредственно, или через расположенные над этими поверхностями масляные каналы.
605
Из-за серьезных недостатков (повышенный расход и быстро! окисление масла, недостаточная надежность смазки ответственных узлов двигателя и др.) смазку разбрызгиванием в настоящее время применяют в редких случаях в пусковых двигателях.
Смазка под давлением. В автомобильных и тракторных двигателях применяют циркуляционную смазку под давлением, когда к поверхности трения масло подается из картера по масляным каналам под давлением, создаваемым масляным насосом, после чего оно опять стекает в картер. Смазка под давлением обеспечивает подачу к трущимся поверхностям необходимого количества маета, а также надежную и интенсивную его циркуляцию.
Комбинированная система смазки. При комбинированной системе смазки, применяемой в подавляющем большинстве современных автомобильных и тракторных двигателей, используют как первый, так и второй способы подвода масла. Обычно под давлением, создаваемым масляным насосом, смазываются лишь наиболее ответственные трущиеся детали двигателя — подшипники коленчатого и распределительного валов. Во многих двигателях поддав, ением также смазываются распределительные шестерни, поршневые пальцы, толкатели и др. Остальные трущиеся детали смазывают разбрызгиванием и самотеком.
В большинстве современных автомобильных и тракторных двигателей подвергаются обильной смазке нижняя часть зеркала цилиндра и кулачки распределительного вала. Смазка осуществляется струями масла, вытекающими через направляющее отверстие в кривошипной головке шатуна при совпадении ею с выходным отверстием в шатунной шейке.
Для увеличения срока службы масла и уменьшения износа трущихся деталей в большинстве двигателей устанавливают фильтры грубой и тонкой очистки масла. С этой же целью забор масла из картера двигателя производится через плавающий маслоприем-ник из верхнего, наименее загрязненного тяжелыми примесями слоя.
Условия работы системы смазки значительно улучшаются при осуществлении вентиляции картера (в большинстве случаев принудительной). I
В двигателях с напряженным режимом работы, главным образом двигателях грузовых автомобилей и тракторов, применяют радиаторы для охлаждения масла. Необходимое давление масла в нагнетающей магистрали (рм = 2—6 кПсм2) поддерживается редукционными клапанами.
На рис. 437 показана схема комбинированной системы смазки двигателя ЗИЛ-130.
Эта система состоит из следующих узлов: неподвижного масло-приемного фильтра 1, масляного насоса 2, маслопроводов би/, пластинчатого фильтра грубой очистки 3, центробежного фильтра тонкой очистки 4, распределительной камеры 5, расположенной
606
Рис. 437. Схема смазки двигателя ЗИЛ-130
в задней перегородке блока, редукционного и перепускного клапанов, маслоналивного патрубка и масляного радиатора.
В двигателе ЗИЛ-130, кроме подшипников коленчатого и рас. пределнтельного валов, принудительно смазываются опоры промежуточного валика привода распределителя зажигания н масляного насоса и толкателя. Втулки коромысел смазываются пульсирующим потоком масла. К остальным трущимся деталям масло поступает самотеком и при разбрызгивании.
Hi жняя часть стенок цилиндров, кроме того, смазывается струями масла, вытекающими из отверстий в кривошипных головках шатунов.
Фильтрация масла производится в фильтрах грубой и тонкой очистки, а также установленным на маслоприемнике сетчатым фильтром. Пластинчатый фильтр грубой очистки включен в масляную магистраль последовательно.
Очистка его фильтрующего элемента производится вручную поворотом рукоятки. Для пропуска масла мимо фильтра грубой очистки (в случае его загрязнения, а также при пуске холодного двигателя, когда масло имеет большую вязкость в сопротивление фильтра велико) в корпусе фильтра установлен перепускной шариковый клапан, отрегулированный на перепад давления масла 1 кГ см2. Центробежный фильтр тонкой очистки включен в систему смазки параллельно главной магистрали; через него проходит только часть масла, подаваемою насосом. Для современных автомобильных карбюраторных двигателей рассмотренная система смазки является типичной.
В систему смазки дизелей и многих карбюраторных двигателей грузовых автомобилей включают масляные радиаторы. В дизелях предусматривают также приспособления для охлаждения струями масла напбопее нагретых трущихся деталей двигателя.
Рассмотренная система смазки относится к системам смазки с мокрым картером. Такое название эти системы получили потому, что резервуаром для основного количества масла является нижняя часть картера двигателя.
В некоторых форсированных автомобильных двигателях для обеспечения падежной смазки при любом положении двигателя, а также для борьбы с ценообразованием в картере применяют системы смазки с сухим картером. В этих системах стекающее в картер масло отсасывается из пего двумя (для надежности) специальными насосами в расположенный снаружи двигателя промежуточный масляный бак, где оно отстаивается от пены.
Из промежуточного бака масло подастся третьим насосом в па-I летающий маслопровод двигателя. Очистка масла от пены необходима для обеспечения нормальной работы двигателя, так как при поступлении в масляный насос пены подача масла последним уменьшается. Система смазки с сухим картером применяется, в частности, в дизечях Д-12.
608
§ 183. Механизмы и аппараты системы смазки
Масляные насосы. В большинстве современных автомобильных и тракторных двигателей применяют масляные насосы шестеренчатого типа. Коловратные и плунжерные масляные насосы встречаются в этих двигателях в очень редких случаях; в частности, плунжерные насосы устанавливают на калоризаторных тракторных двигателях. Схема шестеренчатого масляного насоса представлена на рис. 438. Насос представляет собой две расположенные в его корпусе спаренные шестерни, одна из которых является ведущей, а другая — ведомой. Ведущая шестерня насажена на шпонке на приводном валике; ведомая свободно вращается на осп. Обе шестерни
устанавливаются в корпусе насоса с небольшими радиальными и торцевыми зазорами. Во время работы вращающиеся в разные стороны шестерни захватывают масло из полости впуска 1 и переносят его во впадинах между зубьями в пбДость нагнетания 2. Из полости 2 масло поступает в маслопровод. При вращении шестерен между • зубьями, вступающими в зацепление, сжимается небольшое количество масла, вследствие чего создается значительное распорное усилие между шестернями п перегружаются подшипники осей шестерен Для
Рис 438. Схема шестеренча-
того масляного насоса
устранения этого недостатка во многих конструкциях масляных насосов на торцевой стейке корпуса делают против находящихся в зацеплении зубьев разгрузочную канавку 3. Через эту канавку сжимаемое между зубьями масло свободно перетекает в полость нагнетания 2, что приводит к уменьшению распорного усилия между шестернями. Аналогичный результат может быть получен при применении в масляном насосе шестерен с косыми зубьями.
Односекционные масляные насосы шестеренчатого типа применяют во многих автомобильных (М-21, ГАЗ-51 и др.) и тракторных (Д-35, Д-54 А и др.) двигателях.
Масляные насосы в зависимости от типа двигателя устанавливают внутри или снаружи картера. При установке внутри картера масляный насос устанавливают так, что его шестерни находятся ниже уровня картерного масла. При креплении масляного насоса снаружи картера шестерни находятся выше уровня масла. В этом случае масляный насос засасывает из картера масло при помощи маслозаборнои трубки.
Во многих карбюраторных двигателях для обеспечения плавности и бесшумности работы привод масляного насоса осуществля
ется винтовыми шестернями, из которых ведущая нарезается непо-
20 Зак. 287
609
средственно на распределительном валу. Возникающее при таком приводе осевое усилие воспринимается закрепленным на валу насоса упорным кольцом.
Для обеспечения надежности работы во многих автомобильных и тракторных двигателях устанавливают двух- и трехсекционные масляные насосы.
Двухсекционный насос шестеренчатого типа двигателя ЗИЛ-130 приведен на рис. 439. Насос установлен снаружи блок-картера
Рис. 4о9. Масляный насос двигателя ЗИЛ-130
двигателя. Верхняя секция предназначена для подачи масла в систему смазки двигателя и в центробежный фильтр тонкой очистки, нижняя —для подачи масла в масляный радиатор. Для обеспечения в системе смазки необходимого давления в разделяющей секции крышке установлен для верхней секции редукционный клапан /, отрегулированный на давление масла 3 кГ/см2. Этот клапан перепускает масло из нагнетающей полости масляного насоса во всасывающую полость. Для нижней секции в корпусе масляного насоса имеется перепускной шариковый клапан 2, отрегулированный на давление масла 1,2 к! /см2.
Трех секционный масляный насос тракторного дизеля представлен на рис. 440. Насос имеет одну пару нагнетательных шестерен (первая секция) и две пары откачивающих (вторая и третья
610
секции). Шестерни первой секции из центрального маслоприемника подают масло через масляные фильтры и масляный радиатор к трущимся поверхностям деталей двигателя. Шестерни второй и третьей секции откачивают масло через маслоприемники из передней и задней частей картера и подают его в масляный резервуар картера к нагнетающей секции насоса, что обеспечивает надежную смазку двигателя при работе трактора на крутых уклонах. Редукционный клапан 1 расположен в передней крышке и отрегулирован на перепуск масла при 3.3—3,5 кГ см2.
Рнс. 440; Трехсекционный масляный насос тракторного дизеля
Привод валика ведущих шестерен масляного насоса осуществляется от шестерни распределительного вала через промежуточную шестерню.
Масляные фильтры. Во время работы двигателя качество залитого в картер масла постепенно ухудшается. Масло насыщается влагой, разжижается топливом, загрязняется продуктами его химического разложения (кислотами, смолами, асфальтенами и пр.), металлическими частицами — продуктом износа трущихся детален двигателя, частицами нагара, засасываемой в двигатель пылью и т. д.
Для уменьшения вредного действия механических прнмесеи и продуктов окисления масла последнее во время работы двигателя должно непрерывно очищаться. Очистка (фильтрация) масла производится при помощи маслопрнемников и фильтров.
611
20
В настоящее время применяют маслоприемники двух типов___
п. а >ающие и неподвижные; их обычно снабжают проволочными сетками, ограничивающими поступление в масляный насос крупных механических частиц.
Подаваемое насосом масло пропускается через фильтры грубой и тонкой очистки. Фильтры грубой очистки предназначены для очистки масла от крупных механических частиц.
В настоящее время наибольшее распространение получили щелевые фильтры грубой очистки (рис. 441). Эти фильтры включают
Рис. 411.- Фильтр грубой очистки масла двигателя М-21
в систему смазки последовательно, так как они обладают сравнительно небольшим сопротивлением.
При сильном загрязнении фильтрующего элемента или при пуске холодного двигателя масло поступает из канала 1 в масляную магистраль через перепускной клапан 3 и канал 2, т. е. минуя фильтр грубой очистки. Перепускной клапан установлен в корпусе фильтра и отрегулирован на давление 0,7—0,9 кПсм?.
Кроме щелевых фильтров грубой очистки пластинчатого типа, применяют также щелевые фильтры проволочного и ленточного типов. В этих фильтрах щели для прохода масла образуются между витками проволоки или специального профиля ленты, навиваемых на гофрированные каркасы. Щелевые фильтры грубой очистки ленточного типа получили большое распространение в тракторных дизелях (Д-54А, КДМ-100 и др.).
612
Более тщательная очистка масла от механических примесей и продуктов разложения достигается в автомобильных и тракторных двигателях применением фильтров тонкой очистки. В качестве фильтрующих элементов в этих фильтрах применяются хлопчатобумажные концы (очесы), войлок, бумага, минеральная шерсть, асбест, фильтрующая прессованная масса и т. д.
В карбюраторных двигателях в настоящее время большое распространение получили фильтры тонкой очистки типа АСФО (авто-
Рис. 442. Фильтр тонкой очистки масла
мобильный суперфильтр-отстойник). Фильтрующий элемент такого фильтра (рис. 442, а) состоит из большого количества картонных дисков 4 и прокладок 3, собранных между двумя штампованными крышками 2 и 6. К этим крышкам прикреплены чашки 1 с установленными в них уплотнительными кольцами. Набор дисков и прокладок стягивается тремя соединительными планками 5.
Фильтры тонкой очистки обычно включают в систему смазки параллельно главной масляной магистрали и через них проходит только часть подаваемого насосом масла.
Во время работы двигателя в корпус фильтра 1 (рис. 442, б) поступает из главной масляной магистрали по трубке 2 только
613
10—20% от общего количества циркулирующего масла, но. несмотря на это, действие фильтра очень эффективно и, пока фильтрующий элемент не загрязнен, масло в двигателе остается светлым.
Фильтры тонкой очистки масла рассмотренного типа применяют, в частности, на двшателях ГАЗ-51, М-21 и др. В некоторых тракторных дизелях (КДМ-100 и др.) применяют фильтры тот он очистки, в качестве фильтрующего материала для которых используются хлопчатобумажные концы.
В последнее время все большее распространение получает
центробежная очистка масла в центрифу!а.\ с гидрореактивным
приводом. Схема одной из таких центрифуг представлена на рис.443
Центрифуга состоит из неподвижного цилиндрического корпуса / и вращающегося фильтрующего элемента-ротора 2.
Масло поступает в ротор под давлением от масляного насоса по трубке 6. Отсюда масло вытекает с большой скоростью через расположенные в нижней части ротора жиклеры 3.
Реакции струй масла при подаче его под давлением 3—6 кГ!см~ обеспечивают вращение ротора со скоростью 5000—
Рис 443. Схема центробежного фильтра для очистки
6000 об!мин. Находящиеся в масле примеси отбрасываются при этом на боко-
масла вые стенки ротора и оседают на них.
По мере загрязнения центрифуга подвергается очистке (через 80—100 ч работы). Очищенное масло из корпуса центрифуги по каналу 4 подается в масляную магистраль и по трубке 7 вытекает в картер двигателя. При пуске непрогретого двигателя масло может проходить через перепускной клапан 5, минуя центрифугу. Рассмотренная центрифуга обеспечивает весьма качественную очистку масла. Параллельное включение центрифуги в систему смазки двигателя, когда через центрифугу проходит 10—20% подаваемого насосом масла, гарантирует от попадания на трущиеся поверхности деталей двигателя крупных механических частиц.
При последовательном включении центрифуги все подаваемое насосом масло проходит через ротор и как крупные, так и мелкие механические частицы задерживаются в центрифуге, вследствие чего уменьшается износ трущихся поверхностей деталей двигателя. Полнопоточные центрифуги в последнее время получают все большее распространение.
Центрифуги обеспечивают весьма качественную очистку масла от тяжелых и твердых частиц. Исследования показывают, что центрифуги также интенсивно удерживают влагу, а это снижает корро-
614
знойный износ деталей двигателя и, в частности, верхней части цилиндра.
Масляные радиаторы. Во многих автомобильных и тракторных двигателях для обеспечения желаемой температуры масла применяют масляные радиаторы. В зависимости от способа отвода тепла масляные радиаторы делятся на два типа: 1) радиаторы с воздушным охлаждением (воздушно-масляпые) и 2) радиаторы с водяным охлаждением (водо-масл яные).
Воздушно-.масляные радиаторы (ГАЗ-51, ЗИЛ-130 и др.) устанавливают обычно спереди радиатора водяною охлаждения. Охлаждение масла в этих радиаторах осуществляется встречным потоком воздуха.
Рис. 444. Воздушно-масляный радиатор двигателя ГАЗ-51
На рис. 444 представлен воздушно-масляный радиатор двигателя ГАЗ-51, включаемый при помощи специального крана. Из радиатора охлажденное масло по нижней трубке и шлангу (на чертеже не изображен) поступает в картер двигателя.
Для ограничения количества поступающего в радиатор масла, что необходимо для предотвращения падения давления масла в основной магистрали, радиатор снабжен предохранительным клапаном, отрегулированным на давление 1,5—2.0 кГ/см*.
Водо-масляные радиаторы располагают в системе водяного охлаждения, что обеспечивает постоянство температуры масла во время работы двигателя и быстрый подогрев его при пуске холодного двигателя. Водо-масляный радиатор двигателя ЯАЗ-204 представлен на рис. 445. Радиатор состоит из корпуса 3, охлаждающих секций 2 и крышки /. Секции состоят из пластин, омываемых снаружи водой (или незамерзающей жидкостью) и перфорированных сердечников. Пластины и сердечники спаяны вместе медью. Протекая через секции, масло перфорированными сердечниками за-
615
вихрпвается, что улучшает отдачу двигателя) тепла.
Вентиляция картера. Как уже работы двигателя качество масла
(пли восприятие при прогреве упоминалось выше, во время ухудшается. Масло разжи-
Рис. 415. Водо-масляпын радиатор двигателя Я АЗ-204
мосферу, 2) с отсосом в
дачей воздуха под давлением.
жается прорывающимися в картер двигателя и конденсирующимися здесь парами топлива, насыщается влагой из воздуха и влагой, получающейся при конденсации содержащихся в выхлопных газах водяных паров, а также различными другими примесями. Особенно вредно насыщение масла серной и сернистой кислотами, вызывающими сильную коррозию деталей двигателя. Упомянутые кислоты образуются в картере при растворении в воде сернистого газа. Сернистый газ является продуктом сгорания имеющейся в бензине в виде примеси серы.
Для удаления из картера прорывающихся туда паров бензина, выхлопных газов и пыли и тем самым повышения срока службы двигателя в современных автомобильных и тракторных двигателях применяют вентиляцию картера. Вентиляция картера может осуществляться тремя путями: 1) с отсосом газов из картера в ат-систему питания двигателя, 3) с по-
§ 184. Расчет масляного насоса
Определение размеров масляного насоса производится для режима работы двигателя Nfx, или ^fper, п, рсг. Производительность насоса определяется в основном количеством и величиной трущихся поверхностей двигателя, количеством прокачиваемого масла, необходимого для поддержания желаемого температурного режима детален двигателя, и количеством масла, необходимого па перепуск.
Определение производительности масляного насоса (VN л/ч) расчетным путем недостаточно надежно. Поэтому на практике величину К, определяют, задавшись предварительно удельной производительностью масляного насоса К(. В этом случае
V. = V'.NeN л/ч, (246)
где Vm = 8—20 л!л.с.-ч для карбюраторных двигателей;
= 20—40 л!л. с.-ч для дизелей.
616
Основные размеры масляного насоса определяют в предположении, что объем впадин между зубьями шестерен насоса равен объему самих зубьег
В этом случае объем масла, поданный шестернями масляного насоса за один их оборот,
V = nDJib мм3.
где £>0 — диаметр начальной окружности шестерни (см. рис. 438), мм;
h — высота зуба, мм;
b —длина зуба, мм.
Производительность масляного насоса в л/ч может быть определена теперь по формуле
VM = л£)0//6лм.цт]а.н- 10 е - 60 л/ч,
где ли.н — число оборотов валика насоса в минуту;
Н». и = 0,6—0,8— коэффициент подачи насоса, учитывающий прорыв масла через неплотности н другие факторы (число оборотов, температуру и вязкость масла, давление в системе, качество обработки деталей насоса и т. д.).
Принимая /1 = 2 т и Do — гт, где т — модуль зацепления, Л!.ч; z — число зубьев шестерни, получаем
0,38г/и2&пм> н г|м „ • 10 3 л/ч. (247)
Учитывая формулу (246), окончательно получаем
УмЛ(г№= 0,38zm2t/iM. н 1]м. п 10 3 л/ч. (248)
Из уравнения (248), задавшись предварительно величинами г, т, п^п, т]м.„, можно определить длину зуба Ь.
Сечения всасывающего и нагнетающего каналов определяют исходя из величины скорости юм циркулирующего в них масла: для всасывающего канала = 0,3—0,6 м/сек, для нагнетающего канала w,. — 0,8—1,5 м/сек.
Мощность, затрачиваемая на привод масляных насосов автомобильных и тракторных двигателей, равна 0,2—0,6 л. с.
§ 185. Расчет масляного радиатора
3
Величина поверхности охлаждения водо-масляиого радиатора определяется по формуле
,249)
где — количество отводимого от масла тепла, ккал/ч\
— полный коэффициент теплопередачи от масла к охлаждающей среде, ккал/м2чгС;
617
4 fl
1 — о —средняя температура масла в радиаторе;
^₽~—2--------средняя температура проходящей через масля-
ный радиатор воды:
= 70—90° С. Я
Расчет ведется для режима N Y, п v или Л'ерег, п, реГ.
При ориентировочном подсчете
Qm = q»NeN ккал(ч, (250)
где q*— количество отводимого от масла тепла, ккал!л. с.-ч; для автомобильных и тракторных двигателей 9л = 30 — —100 ккал!л. с.-ч.
Температуру масла после радиатора или температуру масла, поступающего в двигатель, можно принимать = 70—90° Q Температура масла перед радиатором
/м = /и Ч" Д/М1
где 3||
ДС=-—^т-'С— величина подогрева масла в двигателе.
Gu кПч — количество циркулирующего масла в двигателе — определяется из соотношения GM = (0,5—0,7) кПч, где GM кПч—количество подаваемого насосом масла без учета перепуска.
Можно принимать теплоемкость масла с„ 0,5 ккал/кГ ° С.
Полный коэффициент теплопередачи
= -т----!---г— ккал!м2ч С, (251)
—+ —4- —
«1 осз сс3
где cq — коэффициент теплоотдачи от масла к стенкам радиатора , ккал!м~ч ° С;
а»= ч —коэффициент прохождения тепла через стенку радиатора, ккал!м*ч С:
л— коэффициент теплопроводности металла стенок (трубок) радиатора, ккал!мч° С'
д — толщина стенки (трубки) радиатора, м;
а3 — коэффициент теплоотдачи от стенок радиатора к воде, ккал!м-чо С.
Величина aj зависит от многих факторов и в первую очередь от критерия Рейнольдса Re. Вследствие трудностей, связанных с определением влияния ряда факторов на величину ctlf последняя теоретически определена быть не может.
Средние значения 04 можно принимать равными:
при прямых гладких трубках для = 0,1—0,5 м!сек =
— 100—400 ккал!м*ч° С:
618
при наличии специальных завихрителей в трубках для и**
= 0,5—1,0 м!сек otj = 700—1200 ккал!м2ч° С, где ьс'м—скорость потока масла в трубках, м!сек.
Коэффициент теплопроводности можно принимать для листовой латуни равным Л — 72—108, для алюминиевых сплавов — Z = 70—90 и для нержавеющей стали Z == 8—16 ккал/мч С.
Коэффициент а3 принимают равным 2000—3500 ккил/лгч° С. Вследствие плохой теплоотдачи от масла к стенке величина 1/а, значительно больше (в десятки раз) суммы величин (1/аа 4-4- 1/а3). Поэтому значительно увеличить полный коэффициент теплопередачи /<м можно лишь за счет увеличения коэффициента аг.
Для прямых гладких масляных трубок k* = 100—300. а для трубок с хорошим завихрнванием масла — 700— 1000 ккал/м2ч С (при отнесении величины к основной охлаждающей поверхности).
При определении поверхности охлаждения воздушно-масля-ного радиатора в формулу (249) вместо величины Г следует под-
Л, -f~ t«
ставить величину /и = —-------среднюю температуру воздуха,
проходящего через масляный радиатор, а в формулу (251) — вместо коэффициента а3 коэффициент aL — коэффициент теплоотдачи от степок воздушно-масляного радиатора трубок) к воздуху в ккал/м2ч° С. Для воздушно-масляных радиаторов автомобильных и тракторных двигателей aL — 50—100 ккал!м2ч' С.
В зависимости от расположения воздушно-масляного радиатора величину/в принимают равной температуре окружающего воздуха (30—40° С) или температуре воздуха, прошедшего через водяной радиатор (45—60° С).
§ 186. Расчет подшипников коленчатого вала
Для обеспечения нормальной работы подшипника необходимо, чтобы его рабочие температуры не превышали допускаемых. Ниже излагается приближенный метод определения температуры, при которой наступает тепловое равновесие подшипника. Определение производится в предположении, что в момент теплового равновесия все тепло трения пары шейка — подшипник отводится циркулирующим через подшипник маслом.
Количество тепла трения пары шейка — подшипник определяется по формуле
- Qm. ср/^ г ,
Qrp =—ккал t сек.
(252)
где q ср — среднее за цикл давление на шейку, к/7си2пл. п; X — площадь поршня, см2;
619
goTion —окружная скорость шеики, м/сск, ’
—диаметр шейки, см\
п — число оборотов коленчатого вала в минуту;
f — коэффициент жидкостного трения цилиндрического подшипника, который при благоприятных условиях (высокое качество обработки трущихся поверхностей и правильно подобранный сорт масла) может достигать значений 0,002—0,004.
Найденное по формуле (252) количество тепла трения отводится, как было раньше принято, циркулирующим маслом. Количество тепла, отводимое от подшипника циркулирующим маслом, с V’v
QoTB = *00м0-- Gm — /м) ккал/сек, (253)
где см = -(0,43 -|- 0,0008/м); приближенно см 0,5 ккал/кðї I Ты1Б теплоемкость масла;
Им — количество проходящего через подшипник масла, см3/сек-, ум — удельный вес масла, равный 0,90—0,94 кГ/дм3-, /м — температура масла, входящего в подшипник, ° С;
/м — температура масла, выходящего из подшипника, * С.
Принимая температуру подшипника tn равной средней тем-С + /’ пературе циркулирующего через него масла /„ = —9—, откуда /м = 2/п— /м и подставляя полученное значение в формулу (253), получаем
с V’v
Gn-Q. (254)
Согласно принятому предположению Qtp = Qoth и ^ш. ср «7 ______________Сы^мТм /J >• \
4'27 п“ 500 мЛ
откуда
Zn ~ <Л, F" +
(255)
При расчете подшипников автомобильных двигателей можно принимать /„ = 70—90° С и = 20—30° С.
Большие значения /п допустимы для подшипников с вкладышами, залитыми свинцовистой бронзой, меньшие—для подшипников с вкладышами, залитыми баббитом.
Желаемую температуру подшипника tn можно получить, применяя следующие мероприятия:
а) выбор масла с необходимой вязкостью;
б) снижение температуры входящего в подшипник масла путем охлаждения его в масляном радиаторе;
в) увеличение давления рм и количества Gu проходящего через подшипник масла.
Условия надежной работы подшипника скольжения, т. е. ра-1 боты его па режиме жидкостного трения, характеризуются к о-
*/•11. ср - £
ному наименьшему зазору s
э ф ф и ц и е н т о м надежности подшипника %. Этот коэффициент находится из отношения
X
пл сиз-об мин
-----определяющая условия работы
(256)
Величина Z--
<7ш. ср f',t
подшипника, называется характеристикой режима работы подшипника. При X = Хкр толщина масляного слоя уменьшается до величины ЛпНпкр.т. е. режим работы подшипника становится промежуточным между режимами жидкостного и полусухого трения.
621
620
Для обеспечения надежной работы подшипников скольжения минимальная толщина масляного слоя /imin должна быть больше его критической толщины Лт|Пкр.
Отношение величины Zimin к радиальному зазору 0,5Д
6 ~ “0.5Л -°7)
называется относительной минимальной толщиной масляного слоя, откуда
Лщ1п — 0,5Д£. 258)
Согласно положениям гидродинамической теории смазки £ является функцией отвлеченной величины —,т. -, где = — <7ш. ср 4 * “ш
относительный зазор.
Эта функция для различных значений представлена на рис. 446.
Определив ц, (?ш ср, Ф по графику (рис. 446), находят величину Е, а затем по формуле (258) — йт.п.
Задаваясь величиной Лт1пкр по формуле (257), можно определить соответствующее значение £кр, после чего по графику (рис. 446) найти критическое значение величины
__Пп _
9ш. ср 4' *
Коэффициент надежности подшипника % найдется теперь из отношения
П" |.Г W 1 = = y
<7ш. ср _ Qm. ср 4га ]кр Zkp
Для автомобильных и тракторных двигателей х = 2,5—7,0. Критическую толщину масляного слоя можно принимать hmiv кр = = 0,003—0,005 мм.
ГЛАВА XL!
Система охлаждения автомобильных и тракторных двигателей
§ 187. Общие положения
Система охлаждения двигателя служит для принудительного отвода тепла от горячих детален двигателя и передачи этого тепла окружающей среде.
Отводимое тепло Qa, состоит из части выделяющегося в цилиндрах двигателя тепла, не превращающейся в индикаторною работу и пе уносимой с выхлопными газами, и из тепла, эквивалентного работе трения, возникающего при движении деталей двигателя.
Количество отводимого за 1 ч тепла от стенок цилиндра и стенок камеры сгорания может быть определено исходя из уравнении теплового баланса двигателя.
Большая часть тепла отводится в окружающую среду системой охлаждения, меньшая часть — системой смазки и непосредственно окружающей среде от наружных поверхностей двигателя.
Принудительный отвод тепла необходим потому, что при высоких температурах газов в цилиндрах двигателя (во время вспышки 1800—2400 С, средняя температура газов за рабочий цикл при полной нагрузке 600—1000° С) естественная отдача тепла в окружающую среду оказывается недостаточной.
Нарушение правильного отвода тепла вызывает ухудшение смазки трущихся поверхностей, выгорание масла и перегрев деталей двигателя. Последнее приводит к резкому падению прочности материала деталей и даже их обгоранию (например, выпускных клапанов). Прн сильном перегреве двигателя нормальные зазоры между его деталями нарушаются, что обычно приводит к повышенному износу, заеданию и даже поломке. Перегрев двигателя врсдсп и потому, что вызывает уменьшение коэффициента его наполнения, а в карбюраторных двигателях, кроме того, — детонационное сгорание и самовоспламенение рабочей смеси.
Чрезмерное охлаждение двигателя также нежелательно, так как оно влечет за собой конденсацию частиц топлива на стенках цилиндров (в карбюраторных двигателях), ухудшение смесеобразования и воспламеняемости рабочей смеси, уменьшение скорости ее сгорания и, как следствие, уменьшение мощности и экономичности двигателя.
В автомобильных и тракторных двигателях применяют системы жидкостного и воздушного охлаждения. Наибольшее распространение получило жидкостное охлаждение. Воздушное охлаждение встречается главным образом в двигателях малого и среднего литража. В последнее время воздушное охлаждение все
#23
чаще применяют и в карбюраторных двигателях повышенного литража, а также в автомобильных и тракторных дизелях.
При жидкостном охлаждении циркулирующая в системе охлаждения двигателя жидкость (вода или незамерзающая смесь) воспринимает тепло от стенок цилиндров и головки блока и передает затем это тепло при помощи радиатора окружающей среде.
§ 188. Система жидкостного охлаждения
В современных автомобильных и тракторных двигателях применяют, как правило, принудительное жидкостное охлаждение (рис. 447, 448), при котором циркуляция охлаждающей жидкости осуществляется при помощи центробежного насоса. Системы жидкостного охлаждения могут быть открытыми и закрытыми. Открытые системы — системы, сообщающиеся с окружающей
Рис 447, Система охлаждения двигателя М-21
средой при помощи пароотводной трубки, — встречаются сейчас лишь в двигателях устарелых конструкций. В большинстве автомобильных и тракторных двигателей в настоящее время применяют закрытые системы охлаждения, т. е. системы, разобщенные от окружающей среды установленным в пробке радиатора паровоздушным клапаном (рис. 449).
Давление и соответственно допустимая температура охлаждающей жидкости (100 и кратковременно 105° С) в этих системах выше, чем в открытых системах (90—95° С), вследствие чего разность между температурами жидкости и просасываемого через 624
Рис. 448 Система охлаждения двигателя «Кадиллак»
радиатор воздуха и теплоотдача радиатора увеличиваются. Это позволяет уменьшить размеры радиатора и затрату мощности на привод вентилятора и водяного насоса. В закрытых системах также отсутствуют утечка и испарение воды через пароотводный патрубок и закипание ее при работе двигателя в высокогорных условиях.
Термостаты. Для обеспечения автоматического регулирования температуры охлаждающей жидкости во время работы двигателя и для быстрого прогрева двигателя при его пуске в принудительных системах ох-л а жде н и я у ста на вл и ва ют те р-мостаты. Термостат обычно устанавливают в выходном
патрубке рубашки головки блока цилиндров; он поддерживает желательную температуру охлаждающей жидкости путем изменения интенсивности ее циркуляции.
На рис. 450, а представлен термостат сильфонного типа. Он состоит из корпуса 2, гофрированного цилиндра (сильфона) 1, клапана 3 и соединяющего сильфон с клапаном штока 4. Сильфон
Рис. 449. Крышка заливной горловины с паровоздушным клапаном
изготовлен из тонкой латуни и заполнен легкоиспаряющейся жидкостью (например, эфиром или смесью этилового спирта и воды).
Расположенные в корпусе термостата окна 5 в зависимости от температуры охлаждающей жидкости могут или оставаться открытыми, или быть закрытыми клапанами 6.
При температуре охлаждающей жидкости, омывающей сильфон, ниже 70 С клапан 3 закрыт, а окна 5 открыты. Вследствие этого охлаждающая жидкость в радиатор не поступает (положение, изображенное на рис. 450, а), а циркулирует внутри рубашки
21 Зак. 287 625
двигателя. При повышении температуры охлаждающей жидко* с f (выше 70 С) сильфон под давлением паров испаряющейся в нем жидкости удлиняется и начинает открывать клапан 3 и постепенно прикрывать окна 5. При температуре охлаждающей жидкости выше 80 85е С клапан 3 полностью открывается, окна же 5 полностью закрываются, вследствие чего вся охлаждающая жидкость циркулирует через радиатор.
На некоторых двигателях устанавливают термостаты, в которых заслонка _ открывается при раскручивании биметаллической спирали 1 (рис. 450, б). Раскручивание этой спирали, состоящей из двух металлов с различными коэффициентами расширения (инвара и латуни), происходит при повышении ее температуры.
Рис. 450. Термостаты
Редко, но встречаются двигатели, в которых термостат регулирует интенсивность проходящего через радиатор воздушного потока.
В этом случае термостат воздействует или на установленные перед радиатором поворачивающиеся створки (жалюзи), или на вентилятор с изменяющимся шагом лопастей.
В большинстве современных автомобильных и тракторных двигателей положение установленных перед радиатором створок можно изменять вручную.
Радиаторы. Радиатор является теплорассеивающим устройством, предназначенным для передачи тепла охлаждающей жидкости окружающему воздуху.
Радиаторы автомобильных и тракторных двигателей состоят из верхнего и нижнего резервуаров, соединенных между собой охлаждающей решеткой.
Для усиления передачи тепла от охлаждающей жидкости воздуху поток жидкости в радиаторе направляется через ряд обдуваемых воздухом узких трубок или каналов. Радиаторы изготовляют из материалов, хорошо проводящих и отдающих тепло (чаще всего из латуни).
62G
В зависимости от конструкции охлаждающей решетки радиаторы делятся на трубчатые, пластинчатые и сотовые.
В настоящее время наибольшее распространение получили трубчатые радиаторы. Охлаждающая решетка таких радиаторов (рис. 451. а) состоит из вертикальных трубок овального пли круглого сечения, проходящих через ряд тонких горизонтальных пластин и припаянных к верхнему и нижнему резервуарам радиатора. Наличие пластин улучшает теплопередачу и повышает жесткость радиатора. Трубки овального (плоского) сечения предпочтительнее, так как при одинаковом сечении струи поверхность
Рис. 451 Разрезы трубчатого и
пластинчатого радиаторов
охлаждения их больше, чем поверхность охлаждения круглых трубок; кроме тою, при замерзании воды в радиаторе плоские трубки не разрываются, а лишь изменяют форму поперечного сечения.
В пластинчатых радиаторах охлаждающая решетка (рис. 451, б) устроена так, что охлаждающая жидкость циркулирует в пространстве 3, образованном каждой парой спаянных между собой по краям 4 пластин.
Верхние и нижние концы пластин, кроме того, впаяны в отверстия верхнего и нижнего резервуаров радиатора.
Воздух, охлаждающий радиатор, просасывается вентилятором через проходы между спаянными пластинами (рис. 451, б, внизу).
Для увеличения поверхности охлаждения пластины обычно выполняют волнистыми.
Пластинчатые радиаторы имеют большую охлаждающую поверхность, чем трубчатые, но вследствие ряда недостатков (быстрое загрязнение, большое количество паяных швов, необходимость более тщательного ухода) применяются сравнительно редко.
Трубчатый и пластинчатый радиаторы относятся к радиаторам с водяными трубками, так как вода (или охлаждающая жидкость) протекает по трубкам, воздух же омывает трубки снаружи.
Сотовый радиатор относится к радиаторам с воздушными трубками. В представленной на рис. 452 решетке сотового радиа-. тора воздух проходит по гори-зонтальным, круглого сечения трубкам, омываемым снаружи
К водой или охлаждающей жидко-
Рис. 453 Водяной насос автомобильного двигателя
Рис. 452. Разрез сотового радиатора
стью. Чтобы сделать возможной спайку концов трубок, края их развальцованы так, что в сечении они имеют форму правильного шестиугольника.
Достоинством сотовых радиаторов является большая, чем в радиаторах других типов, поверхность охлаждения.
Из-за ряда недостатков, большинство из которых те же, что и у пластинчатых радиаторов, сотовые радиаторы в настоящее время встречаются крайне редко.
Водяные насосы. На большинстве автомобильных двигателей с принудительной системой охлаждения устанавливают водяные насосы центробежного типа (рис. 453). Эти насосы отличаются простотой конструкции и небольшими габаритами при достаточной производительности.
628
Корпус п крыльчатку насосов отливают из чугуна и алюминиевых сплавов; крыльчатку, кроме того, — из бронзы и иногда из пластмасс. Изготовляемые из стали (в некоторых случаях из нержавеющей стали) валики насосов подвергают для повышения износостойкости закалке и в некоторых случаях хромированию. В водяных насосах автомобильных двигателей обыкновенно применяют полузакрытые крыльчатки, т. е. крыльчатки с одним диском.
Крыльчатки центробежных водяных насосов часто монтируют па одном валике с вентилятором. В этом случае насос устанавливается в верхней передней части двигателя и приводится от коленчатого вала при помощи клиноременной передачи.
Ременная передача может применяться и при установке водяного насоса отдельно от вентилятора.
В некоторых двигателях грузовых автомобилей и тракторов привод водяного насоса осуществляется от коленчатого вала шестеренчатой передачей.
Вал центробежного водяного насоса устанавливают обычно на подшип
никах качения и снабжают для уплотнения рабочей поверхности простыми или саморегулирующимися сальниками.
Центробежные водяные насосы автомобильных двигателей создают напор охлаждающей жидкости от 4 до 7 м вод. ст.
Вентиляторы. В жидкостных системах охлаждения вентиляторы устанавливают для создания искусственного потока воздуха, проходящего через радиатор, и тем самым для уменьшения его размеров, емкости и веса охлаждающей системы в
целом.
Вентиляторы автомобильных и тракторных двигателей делят на два типа:
629
а) вентиляторы co штампованными из листовой стали лопастями, прикрепленными к изготовленной из стали или ковкого чугуна ступице (см. рис. 453, 454), и
б) вентиляторы, лопасти которых отлиты из легких сплавов за одно целое со ступицей.
Ступица вентилятора в большинстве случаев насаживается на вал, устанавливаемый на шариковых подшипниках. Вентилятор обычно приводится во вращение от шкива коленчатого вала при помощи клиноременной передачи.
В двигателях Я АЗ-201, Я АЗ-206 и некоторых других вентилятор и шкив имеют общую ступицу (см. рис. 454), установленную на шариковых подшипниках на неподвижной оси.
Шестеренчатый привод вентилятора в автомобильных двигателях, как правило, не применяется; в тракторных двигателях — в очень редких случаях.
Это объясняется трудностями, возникающими при передаче вентилятору (стремящемуся вращаться равномерно и обладающему значительным моментом инерции) неравномерного вращения коленчатого вала. Для уменьшения износа зубьев шестеренчатой передачи и для предохранения лопастей вентилятора от поломок в шестеренчатый привод вентилятора включают упругие (например, диск из прорезиненной ткани) или фрикционные (например, диски трения) устройства.
Число лопастей вентилятора изменяется в пределах четырех — шести.
Увеличение числа лопастей выше шести нецелесообразно, так как производительность вентилятора при этом увеличивается крайне незначительно. Лопасти вентилятора могут выполняться плоскими и выпуклыми (обеспечивающими большую жесткость). Угол наклона плоской лопасти к плоскости радиатора составляет 40—45 , выпуклой — около 35°. Ширина b лопасти вентилятора обычно не превышает 70 мм, так как при b > 70 мм расход мощности на привод вентилятора резко увеличивается.
Расчет жидкостной системы охлаждения. Для расчета системы охлаждения автомобильного или тракторного двигателя исходной величиной является количество отводимого от него в единицу времени тепла ккал!ч. Это количество может быть определено или из уравнения теплового баланса, или (ориентировочно) на основании экспериментальных данных по формуле
Qw = ккал/ч, (259)
где — количество отводимого от двигателя тепла в ккал!л. с.-ч. Для карбюраторных двигателей можно принимать qw = 800 — — 860 ккал1 л. с.-ч\ для дизелей — 700—720 ккал!л. с.-ч.
Определив тем или иным способом величину Qu„ находят затем количество жидкости циркулирующей в системе охлаждения
630
в единицу времени:
кГ ч- (260)
где . с.. ~ теплоемкость циркулирующей жидкости, ккал кГ° С;
Л» А» — температуры входящей в радиатор и выходящей из него жидкости.
Для радиаторов автомобильных и тракторных двигателей I , — — t ~ 5—10 С. Для воды принимают сю 1, для этилен гликолевых незамерзающих смесей са я» 0,5 ккал кГ° С.
Количество отводимого тепла Qw зависит от ряда факторов: е, S D, пеХ. а, угла опережения зажигания или угла впрыска топлива и др. Более подробно этот вопрос рассматривается в теории автомобильных и тракторных двигателей
Систему охлаждения двигателя обычно рассчитывают для режимов работы двигателя N = NeN и \1 = I/, Л<.
Расчет радиатора. Величина поверхности охлаждения радиатора F? с достаточной точностью может быть определена по простейшей формуле
м'2' <261)
где k полный коэффициент теплопередачи через стенки радиатора, ккал/м-ч С;
С 4-t”
t —2------средняя температура охлаждающей жидкости в ра-
диаторе, С;
С “Ь С
fH =—9 —средняя температура проходящего через радиатор
воздуха, С.
Коэффициент k зависит от многих причин: материала охлаждающей решетки, формы и состояния ее внутренней и наружной поверхностей, характера движения воздушного потока и т. д. Теплопередача радиатора значительно ухудшается при образовании в нем накипи, ржавчины или при покрытии грязью.
Величина k ориентировочно может быть определена по формуле
Ъ — !--j- ккал/м2 ч С, (262)
_L j_ _ _|_ JL ezi «г а3
где «1 — коэффициент теплоотдачи от жидкости к стенкам радиатора (трубок), ккал/м2ч° С;
се., = 4— коэффициент прохождения тепла через стенку радиа-тора, ккал/м-ч С;
X — коэффициент теплопроводности металла стенок (трхбок) радиатора, ккал!мч С;
д —толщина стенки трубки, я;
а3 — коэффициент теплоотдачи от стенок радиатора (трхбок) к воздуху, ккал/м2ч С.
631
Коэффициент «j может быть определен по различным более или менее сложным формулам. Экспериментальные значения коэффициента изменяются в пределах cq = 2000—3500кгал/лгч° С.
Для листовой латуни коэффициент X = 72—108, для алюминиевых сплавов Л = 90—170 и для нержавеющей стали X = = 8—16 ккал/мч° С.
Коэффициент а3 в основном зависит от скорости wL и характера движения проходящего через радиатор воздуха. При изменении величины u'jOt 5 до 60 м/сек коэффициент а3 увеличивается примерно от 35 до 260 ккал/лгч° С.
Подсчеты и эксперимент показывают, что при определении величины поверхности охлаждения радиатора можно считать вычисляя коэффициент а3 для трубчатых радиаторов по формуле
сб3 9,8 wl ккал!м2ч° С.
В первом приближении величина Fp может быть найдена по формуле
/?Р = /Рл-Лтел- лг,
(263)
где /рЛ- — удельная поверхность охлаждения радиатора, м2/л. с.
Для легковых автомобилей /рЛ- = 0,10—0,23 м2/л. с., для грузовых автомобилей—0,15—0,30 мЧл. с., для тракторов — 0,30—0,40 яг/л. с.
Емкость системы жидкостного охлаждения - изменяется
в следующих пределах: легковые автомобили—0,12—0,26 л/л. с., грузовые автомобили — 0,20—0,60 л/л. с., тракторы — 0,6— 1,5 л/л. с.
Формула (261) может быть преобразована и представлена в следующем виде:
где G/ — количество проходящего через ра-
диатор воздуха, кГ/ч\
cL 0,24 ккал/кГ С — теплоемкость воздуха.
В самом деле, из формулы для определения количества тепла, воспринятого воздухом,
Qw = cL К — Q Gl ккал/ч
(265)
следует, что
Qw
632
точно так же из формулы (260) находим
(266)
(267)
где И = 1,5—7,5
•w — *w ~ .
Подставляя полученные для и значения в формулы (260) и (261) и производя несложные преобразования, окончательно получаем формулу (264).
Для радиаторов автомобильных и тракторных двигателей из эмпирического соотношения можно определить
G£ = (140 —270)^А-/сГ/ч.
Водяной насос. Расчетная производительность водяного насоса определяется по формуле
G<a) ______Qtp ____
где = 0.8—0,9 — коэффициент, учитывающий возможность прорыва жидкости межд> крыльчаткой и корпусом насоса.
Необходимая на привод водяного насоса мощность приближенно может быть найдена по формуле
/у —л с
м вод. ст. — создаваемый насосом напор;
= 0,6—0,7 — гидравлический к. и. д.;
= 0,7—0,9 — механический к. п. д. водяного насоса.
Определение размеров водяного насоса производится либо расчетным путем согласно положениям теории центробежных насосов, либо в первом приближении на основании эмпирических данных.
Радиус входного отверстия крыльчатки т\ (рис. 455) определяется из уравнения для входного отверстия насоса
Л = л (ri — ro) = 3600Bc;’Yw
— радиус ступицы крыльчатки, м; г0 зависит от диаметра валика насоса d и обычно принимается
(268)
do где г0=-2
Ci
— абсолютная скорость входа жидкости на лопатки в м!сек\ из условия неразрывности струн воды принимают G = 2—5 м!сек\
— средний удельный вес жидкости, кПм\
V®
Из уравнения (268) находим
СВ. в 3600л YbA
(269)
633
Величину радиуса крыльчатки на выходе гп находят из фор мулы для определения окружной скорости схода жидкости
и2 — I 1 -Mg «2 ctg р2 "J м/сек, (270)
где а2, р2 — углы между направлениями скоростей и.,, с, (см. рис. 455) и g = 9,81 м/сек-. Углы сс2, р2 принимают равными: ot2 = з—12 и р,2 = 10—15°.
Рис 455. Расчетная схема водяного насоса
Радиус г2 с учетом формулы (270) находим из выражения
W2 О//» , _. .
гз=ш—= <271
ши. Н н
где сои. н — угловая скорость и число оборотов в минуту крыльчатки водяного насоса.
Окружные скорости их и и2 связаны между собой зависимостью wi —-w сек- (272)
Угол oij между направлениями абсолютной сх и окружной их скоростей обычно принимают равным 90°.
В этом случае угол pt находят по его тангенсу:
‘g₽. = F- (273)
•ч
Ширина лопастей на входе Ьх и выходе Ь.2 может быть найдена исходя из величины абсолютных скоростей воды ла входе Ci
634
и выходе г2:
**----------------------—г •«. (274)
36O)Vec, \ ЫП Pj
Ь,^-----------------------т----- М
3600уи.г2 2ллп — z - *
\ " sin р2
где дь д2—толщина лопастей у входа и выхода, z — число лопастей на крыльчатке, принимаемое равным 4—8.
Производительность водяного насоса и создаваемый им напор конструкции на-
>1
Н в значительной степени зависят от формы нравляющего аппарата, в который поступает выходящая из крыльчатки вода. Направляющий аппарат водяных насосов автомобильных и тра кгорны х дв игателей вы пол ня-ют обычно в виде камеры спиральной (|юрмы.
_ Между производительностью G н, напором //, потребляемой насосом мощностью А'В11 и числом оборотов его крыльчатки и существуют следующие зависимости:
^н. н н« — Виц> Nц. и — G fin. и,
где Л, В, С — постоянные коэффициенты.
Вентиляторы. Размеры вентилятора автомобильного или тракторного двигателя должны быть таковы, чтобы обеспечить подачу воздуха в количестве, необходимом для охлаждения жидкости в радиаторе.
Учитывая потери скорости при движении воздуха через радиатор, между расчетной скоростью воздуха Wj (м/сек) и скоростью движения автомобиля wa (км/ч) должна быть при оборотах двигателя п = ntN примерно следующая зависимость:
Рис. 456. Расчетная схема вентилятора
wL = (1,0 — 1 >2) м/сек.
С увеличением скорости автомобиля ыа количество воздуха, которое должно подаваться вентилятором, вследствие обдува радиатора встречным потоком воздуха уменьшается.
Влияние обдува двигателя встречным потоком воздуха не учитывают при расчете вентиляторов двигателей сельскохозяйственных тракторов скорости их движения.
Определив приближенно производительность вентилятора по формуле Gl = L0Qw *Г/ч (LQ = 0,20 — 0,30 кГ ккал — удельная производительность вентилятора) и задавшись исходя из кон
635
структивных соображении величинами R, г,-Ь (в метрах) и величинами zB и а (рис. 456), подсчитывают фактическую производительность вентилятора по формуле (1J:
6т ф = Уд л (R2 — г2) nBteBi)B 60 | sin acosа кГ ч, (276) где 1,2 — удельный вес воздуха, кГ/м3,
R, г — наружный и внутренний радиусы вентилятора, .и;
b — ширина лопасти, .ч;
zB — число лопастей;
пв == (КО—1,4)п?—число оборотов вентилятора в минуту;
а — угол наклона лопасти к направлению воздушного потока;
г]в — коэффициент, учитывающий сопротивление потоку воздуха при выходе его из-под капота двигателя.
Примерная зависимость коэффициента цв от отношения где /к — площадь выходного сечения для воздуха при выходе
Рис. 457. Примерная зависимость коэффициента q' от
величины —1—-л /<-
его из-под капота двигателя, представлена на рис. 457.
Для обеспечения охлаждения с заданными температурами двигателя необходимо соблюдение условия G,.
Расходуемая на привод вентилятора мощность определяется по приближенной формуле 11]
1 г ZHZIB6 (R* ~ Г‘) Ъ’п2 а
= —2*090 000 Л' С‘ (277)
Вследствие повышенных сопротивлений потоку воздуха в подкапотном
пространстве V-образных двигателей вентиляторы этих двигателей отличаются большей производительностью, чем вентиляторы однорядных двигателей. Повышение производительности Gl достигается за счет увеличения диаметра, числа ло
пастей и оборотов вентилятора, а также за счет увеличения
угла а.
Потребность в вентиляторе уменьшается* также при работе двигателя при низких температурах и на неполных нагрузках. Кроме того, работа вентилятора при пуске холодного двигателя увеличивает время прогрева двигателя.
На некоторых двигателях автобусов и тяжелых грузовых автомобилей применяют вентиляторы с изменяемым углом а наклона лопастей. При пуске холодного двигателя термостат устанавливает лопасти такого вентилятора в положение, когда воздух через радиатор не просасывается (сс = 0 ) или отсасы
636
вается от двигателя к радиатору для ускорения прогрева последнего.
В последнее время с усовершенствованием и удешевлением конструкции управляемые вентиляторы начинают применять и для двигателей легковых и грузовых автомобилей.
На некоторых двигателях устанавливают управляемые вентиляторы, режим работы которых благодаря наличию ступенчатого приводного шкива регулируется в зависимости от числа оборотов коленчатого вала.
Имеются также вентиляторы, которые автоматически отключаются при увеличении числа оборотов выше заданного.
§ 189. Система воздушного охлаждения
В двигателях с воздушным охлаждением для обеспечения нормального теплового состояния двигателя площади наружных поверхностей головок и цилиндров увеличивают путем их оребрения (см. рис. 316 , 328). От поверхности оребрения тепло, поступающее к ней от стенок камеры сгорания и стенок цилиндра, отводится охлаждающим потоком воздуха.
Положительными особенностями системы воздушного охлаждения являются несложное обслуживание, надежность в эксплуатации, меныпий по сравнению с системой жидкостного охлаждения вес и пррсгота конструкции, упрощение эксплуатации двигателя в безводных районах, а также устранение опасности замерзания воды в радиаторе и рубашке двигателя (в случае заполнения их водой) при низких температурах.
Схема движения воздуха, охлаждающего однорядный четырех-цилнндровый двигатель, представлена на рис. 458. Каналы, по которым движется воздух, разделены на схеме на участки: входа воздуха — /, прохождения воздуха через вентилятор — 2, распределения воздуха по цилиндрам — 3, прохождения воздуха по межреберным каналам — 4 и отводного трубопровода — 5. В рассматриваемой схеме охлаждаемые поверхности находятся на линии нагнетаемого воздуха. В некоторых случаях воздух через межреберные каналы не нагнетается, а просасывается. Охлаждение автомобильных и тракторных двигателей с воздушным охлаждением просасываемым воздухом из-за ряда недостатков (больший расход мощности на привод вентилятора вследствие повышенных гидравлических сопротивлений воздушного тракта, опасность подсасывания смазывающего масла н пыли и др.) применяется в очень редких случаях (карбюраторный двигатель «Татра-603 F», дизели «Астер»).
Для получения эффективного и равномерного охлаждения при минимальной затрате мощности в двигателях с воздушным охлаждением применяют дефлекторы. Дефлекторы представляют собой направляющие устройства для подачи охлаждающего по-
637
тока воздуха к оребренным поверхностям с определенными скоростью и направлением. На рис. 159, а представлена схема дефлектирования головки, а на рис. 459, б, в — схемы дефлектирования цилиндров двигателя. Поток охлаждающего воздуха на этих схемах разделяется на части, охлаждающие определенные зоны оребрения с максимальной эффективностью.
'нс. 458. Схема системы воздушного охлаждения однорядного двигателя
При проектировании системы воздушного охлаждения стремятся обеспечить подачу охлаждающего воздуха в первую очередь к наиболее горячим местам головки цилиндров (перемычки между гнездами клапанов и др.), а также к свечам зажигания (в карбюраторных двигателях) и форсункам (в дизелях). Для у чучшения теплопередачи поток охлаждающего воздуха должен омывать по-
Рис. 459. Схемы дефлекторов цилиндров
верхности охлаждения равномерно и с достаточно высокой скоростью.
Расчет системы воздушного охлаждения автомобильных и тракторных двигателей сводится к определению параметров оребре-
тельности и
ния двигателя, производи-размеров вентилятора, а также затрачиваемой
иа привод вентилятора мощности.
Проведение этого расчета вследствие влияния ряда трудно-учнтываемых факторов, а также из-за отсутствия данных о взаимозависимости расчетных параметров системы охлаждения весьма сложно и связано с большими трудностями. В особенности сложен теоретический расчет теплопередачи и аэродинамического сопротивления оребрения двигателя. Поэтому па практике при проектировании системы воздушного охлаждения обычно задаются удельной поверхностью оребрения и широко пользуются экспериментальными данными прототипов двигателей.
638
Расчет проводят с учетом 5—10%-кого запаса охлаждающей способности системы охлаждения. Этот запас Необходим из-за ухудшения состояния двигателя в процессе эксплуатации (загрязнение поверхности оребрения, повышенное нагорообразование на поверхностях камеры сгорания, поршня и клапанов, повышение расхода топлива).
В начале расчета задаются его исходными параметрами, к которым относятся: а) температура, давление и влажность окружающего двигатель воздуха, б) рабочие температуры детален двигателя и в) расчетный режим работы двигателя.
В качестве расчетной температуры окружающего воздуха принимают температуру, равную 40 С. Предельно допустимые температуры цилиндра и его головки, принимаемые для предварительных расчетов, приведены в табл. 62.
Т а б л и и а 62
Предельно допустимые температуры
Тип двигателя Предельно допустимая температура. ®С
цилиндра голойки цилиндра
из специального чугуна из ллюмиинепг то сплава
Тракторный Автомобильный 200 220 320 -340 3 .‘0—360 220 -240 210 260
Превышение приведенных температур может вызвать нарушение работы двигателя (увеличение нагарообразоваиия, коробление головки цилиндра, закоксовывание и зависание иглы форсунки в дизелях, детонация и калильное зажигание в карбюраторных двигателях, повышенный износ цилиндра, поршня и поршневых колец и пр.).
Средняя температура у оснований чугунных ребер цилиндров равна 130—170° С; у основании чугунных ребер головки цилиндров— 170—220° С. При алюминиевых сплавах средние температуры соответственно равны 130—150 и 160—200 С.
Минимальные температуры внутренних поверхностей цилиндра и его головки стремятся обеспечить не ниже 130—140° С, т. е. значительно выше точки росы выпускных газов.
При изменении скоростных и нагрузочных режимов и внешних условий работы тепловое состояние двигателя, влияющее на мощность, экономичность, долговечность, надежность и другие показатели его работы, также изменяется. Для поддержания наивыгоднейшей температуры оребрения на двигателях воздушного охлаждения часто устанавливают регулирующие устройства. Обычно эти устройства регулируют количество охлаждающего
639
воздуха, протекающего по межреберным каналам, путем изменения числа оборотов вентилятора или поворотом лопастей его рабочего колеса, дросселированием воздушного потока (на входе в вентилятор, между вентилятором и двигателем или на выходе из двигателя) и другими способами.
За расчетный режим работы двигателя обычно принимают режим максимальной мощности (Л>ч, пеХ или Af,.p;r> п р г), при котором теплоотдача в стенки достигает наибольшей величины.
В некоторых случаях в соответствии с характером изменения производительности вентилятора по оборотам и характером изменения теплопередачи от оребрения максимальные температуры деталей двигателя имеют место не на режиме ЛггХ> neN, а на режимах, близких к режиму максимального крутящего момента — который и принимается в таких случаях
за расчетный режим.
Большая часть отводимого при охлаждении тепла Qt гол передается окружающей атмосфере через оребрение цилиндра и его головки.
Это количество тепла может быть определено по эмпирической формуле
Qu.ro.1 = >liA^gt/f„ ккал ч, (278)
где Ai — коэффициент, определяющий долю тепла, передаваемого поверхностью оребрения; для карбюраторных двигателей принимается /Ц = 0,28—0,33 и для дизелей 0,25—0,30;
Л^, gP—эффективная мощность в л. с. и удельный расход топлива в кПл. с. ч на расчетном режиме двигателя;
ha — теплотворная способность топлива, ккал/кГ.
Общее количество тепла с учетом небольшого количества тепла, передаваемого в атмосферу от масляного радиатора (если таковой установлен) и через стенки картера, принимают равным
Qo6m — (1 > 10 1,15) Qu. гол ккал ч.
Удельное количество тепла, отводимое воздухом, составляет Q, гол/Nf.v = 350—650 в дизелях и 550—850 ккал!л. с.-ч в карбюраторных двигателях, что на 15—18% будет меньше, чем отвод тепла в воду (на соответствующих режимах) в двигателях с жидкостным охлаждением.
Количество тепла, отводимого от головки QroJ1 и стенок цилиндра Qu, принимают: для дизелей Qro<1 = (0,45—0,60)Qu. гол, Qu = (0,55—0,40)Qu гоз и для карбюраторных двигателей Qroa = — (0,60—0,75)Qu гсл,‘ Qu = (0,40-0,25) Qu гол.
Расчет системы охлаждения. Расчет оребрения автомобильных и тракторных двигателей, сводящийся к определению геометрических размеров охлаждающих ребер и межреберных промежут-
640
ков, обычно выполняется как поверочный расчет и производится раздельно для оребрения цилиндров и оребрения головки.
Количество и удельный расход охлаждающего воздуха определяются по формулам:
Q Qu- ГОЛ ср В Ail) - кГ ч. (279)
g»= °±кГМ. с. • ч. (280)
V — 6» М3 J ” YAv ' . с.-ч. (281)
где в — средняя теплоемкость воздуха при р = const в интервале температур /01 и /о2, ккал/кГ° С;
Ап, Ан — средние температуры воздуха, входящего в межреберное пространство и выходящего из него, ° С;
Уп—средний удельный вес воздуха, кГ/м3.
Температуру входящего воздуха / , принимают равной температуре окружающего воздуха (пренебрегая незначительным нагревом в вентиляторе). Температуру выходящего воздуха /в2 исходя из условий смазки двигателя принимают равной 90° С и в редких случаях 100 и даже 130° С.
Из уравнений (279), (280), (281) следует, что удельный расход охлаждающего воздуха g4 при работе двигателя на определенном режиме обратно пропорционален перепаду температур воздуха А.2 — Ап в межреберном пространстве. Этот перепад определяется в основном разностью температур оребрений и воздуха и скоростью воздуха в межреберных каналах.
При среднем нагреве охлаждающего воздуха на 20—30 С расход его при дефлектированпых цилиндрах 40—60 м?/л. с.ч для дизелей и 50—75 м3/л. с.ч для карбюраторных двигателей. Для двигателей со свободным обдувом, применяемым для цилиндров небольшого диаметра (D < 80 леи), расход воздуха увеличивается на 20—25%. Нагревание воздуха в межреберных каналах не одинаково но высоте головки и цилиндра. Наибольший нагрев имеет место в зоне камеры сгорания.
В лучших автомобильных двигателях с воздушным охлаждением перепад температур воздуха достигает значений /,12 — Ап = = 60—80° С, вследствие чего расход охлаждающего воздуха для таких двигателей примерно в два раза меньше, чем для двигателей жидкостного охлаждения той же мощности.
При проведении приближенных расчетов оребрения обычно задаются расходом воздуха. В некоторых случаях задаются скоростью воздуха в межреберных каналах.
Средние значения скорости воздуха в межребериых каналах, которыми задаются при проведении предварительных расчетов, изменяются в пределах 20—50 м/сек при диаметре цилиндра D = 75—125 мм и 50—60 м/сек при D = 125—150 мм.
641
Величину поверхности охлаждения двигателя F, т. е. поверхности, омываемой охлаждающим воздухом, при проведении предварительных расчетов можно находить исходя из удельной поверхности охлаждения F/N,y. Эта поверхность для дизелей изменяется в пределах FIN, р,.г = 300—450 см2! л. с. и в пределах 450—550 смЧл. с. для карбюраторных двигателей, что примерно в пятнадцать раз больше внутренней соприкасающейся с газами поверхности.
Поверхность охлаждения F можно также ориентировочно поверхностью, приходящейся на 1 л рабочего объема двигателя (F!Vh).
Для дизелей FIV h=4000—8000 см-1л, для карбюраторных двигателей — 6500—16000 см21л.
Более близкие к действительности результаты получаются при определении величины F через приведенную поверхность Fnp>Il охлаждения цилиндра и коэффициент оребрения фор:
задавшись
Рис. 4G0. Основные размеры ребер цилиндра
F— F пр. нфор* (282)
Приведенную поверхность охлаждения цилиндра находят по формуле Л1р.ц = л(П4-2дц)/гц, (283)
где D —диаметр цилиндра;
6ц — поминальная толщина стенки цилиндра;
/?ц — высота оребренной части цилиндра.
В первом приближении принимают Лц = (1,2—1,4)5, где 5 — ход поршня.
Коэффициент оребрения для дизелей и карбюраторных двигателей можно
принимать фор = 4,4—8,0; большие значения коэффициента фор относятся к двигателям последних выпусков.
Форма (рис. 460, а) и размеры (рис. 460, б) охлаждающих ребер должны обеспечивать необходимую теплоотдачу при минимальном аэродинамическом сопротивлении, что необходимо для снижения мощности, затрачиваемой на охлаждение двигателя. Ребра должны также обладать необходимой прочностью. Основные параметры оребрения автомобильных и тракторных двигателей с воздушным охлаждением приведены в табл. 63 J2L г
На рис. 460, б и в табл. 63: h — высота ребра, s — шаг оребрения, е — средняя ширина межреберного канала и 6 — средняя толщина ребра.
642
Размеры охлаждающих ребер
Табл и ц а 63
Параметры оребрения. мм Чугун Алюминиевый сплав
цилиндр головка цилиндра цилиндр г «донка цилиндра
Л 14—30 It)—50 15—35 15—75
5 6 12 G -12 Со ел io 3,5—8.0
е 4-8 4 -8 2 6 2—6
д 2—4 2- 4 1,5—2,5 1,5—2,5
В автомобильных и тракторных двигателях высоту ребер цилиндра по окружности выполняют неодинаковой: меньшей в направлении продольной и большей в направлении поперечной оси двигателя, что позволяет уменьшить его длину и вес.
Рис. 461. К определению расстояния между цилиндрами двигателя с воздушным охлаждением
Задавшись основными размерами ребер, определяют сечения /ц, fr воздушных каналов между ними (раздельно для головки и цилиндра), а также расстояния между цилиндрами
(рис. 461).
Для цилиндра сечение межреберных каналов можно определить, задавшись средней скоростью швср воздуха в минимальном сечении межреберных каналов, по формуле
/ц = - = бЛцри .и2, (281)
“'ll. Ср
где Ki.u — объем воздуха, проходящий в межребер пых каналах цилиндра, мЧсек;
hu_ — высота оребренной части цилиндра, -и;
рц — коэффициент живого сечения оребрения цилиндра, изменяющийся в пределах 0,50—0,72.
643
Рис 462. Поперечный разрез тракторного дизеля Д-30
Средняя ширина воздушного канала между цилиндрами д = 2Лср + Др.
где Лср — средняя высота ребра;
Др — зазор между вершинами ребер.
Расстояние между цилиндрами находится из выражения (/+i) = D 4-Ь 4-2дц.
Рис. 463. Продольный разрез тракторного дизеля Д-30
Пчощадь сечения межреберных каналов головки цилиндра fr можно определить исходя из коэффициента живого сечения оребрения головки 0(.
/г = Л|Л\ f/4-1) Рг, где Лг — высота оребренной части головки.
Коэффициент рг можно принимать равным 0,098—0,205.
645
После определения поверхности охлаждения проводят поверочный расчет теплопередачи от газов внутри цилиндра двигателя к охлаждающему его воздуху. Этот расчет в первом приближении выполняют как расчет теплопередачи от оребрения к охлаждающему его воздуху.
Поперечный и продольный разрезы тракторного двигателя Д-30 с воздушным охлаждением представлены соответственно на рис. 462 и 463. Головки цилиндров с залитыми в них стальными камерами сгорания отлиты из алюминиевого сплава, цилиндры и картер — из чугуна. Головки и цилиндр соединяются с картером четырьмя силовыми шпильками. Ребра головки расположены горизонтально и выполнены с большим шагом. Охлаждающий воздух направляется в первую очередь на камеру сгорания и форсунку, что наряду с достаточно большими проходными сечениями и малоискривленными каналами для воздуха обеспечивает требуемое тепловое состояние головки. Шаг рсбер цилиндра сравнительно велик (8 мм), что упрощает их отливку и предохраняет от засорения межреберные каналы. Высота ребер со стороны подачи охлаждающего воздуха меньше, чем ребер, расположенных с противоположной стороны..
Значительные расстояния (140 мм) между цилиндрами позволяют уменьшить мощность, расходуемую на привод вентилятора.
Дизель отличается относительно удовлетворительной экономичностью ge = 200 г!л. с.-ч, хорошими пусковыми качествами и сравнительно небольшим удельным весом g,\ = 9,5 кПл. с.
За последние годы двигатели с воздушным охлаждением находят на автомобилях и тракторах все большее применение.
ГЛАВА XLII
ПУСК ДВИГАТЕЛЕЙ
§ 190. Общие положения
При пуске автомобильного пли тракторного двигателя вращение коленчатого вала с необходимым числом оборотов осуществляется до получения первых вспышек за счет подводимой к нему энергии.
Эта энергия расходуется на преодоление работы сил трения, приведение в движение вспомогательных механизмов (водяного, масляного и топливного насосов, генератора, вентилятора и др.), совершение ходов впуска и выпуска в четырехтактных и совершение процесса газообмена в двухтактных двигателях, сообщение кинетической энергии движущимся массам двигателя и преодоление в начальный период пуска работы на сжатие рабочей смеси (или воздуха в дизелях).
_ Сопротивление вращению коленчатого вала зависит от многих причин, в том числе от теплового состояния двигателя. С понижением температуры двигателя это сопротивление (из-за повышения вязкости масла), а также другие трудности пуска сильно возрастают.
Пусковое число оборотов — число оборотов коленчатого вала, необходимое для обеспечения пуска, — зависит от типа двигателя.
Пусковое число оборотов карбюраторных двигателей должно обеспечивать:
1) образование в конце хода сжатия смеси, находящейся в пределах воспламеняемости;
2) получение интенсивности искры, достаточной для воспламенения рабочей смеси;
3) получение температур и давлений смеси, достаточных для повышения числа оборотов коленчатого вала от пусковых до устойчивых.
Пусковое число оборотов карбюраторных двигателей изменяется в пределах 30—60 об!мин.
Пусковое число оборотов дизелей должно быть достаточным для обеспечения надежного воспламенения впрыскиваемого в цилиндр топлива. При малом числе оборотов процесс сжатия протекает относительно медленно, что является причиной повышенного теплообмена между сжимаемыми газами (воздух и остаточные газы) и поверхностью соприкасающихся с ними деталей, значительной утечкой этих газов через поршневые кольца и, как следствие, причиной недостаточно высоких температур конца сжатия. Для получения необходимой температуры конца сжатия пусковые обороты (150—300 об/мин) дизелей должны быть большими, чем такие же обороты карбюраторных двигателей. Это обстоятельство, а также более высокие давления конца сжатия и большие
647
величины поверхностей трения и масс движущихся’деталей являются причиной значительно большей мощности, затрачиваемой на пуск дизеля, чем на пуск карбюраторного двигателя той же ма ксимальной мощности.
§ 191. Способы пуска двигателей
Пуск от руки, т. е. за счет мускульной силы человека, — наиболее простой способ пуска двигателя. Для пуска в этом случае применяется рукоятка, соединяющаяся во время пуска с коленчатым валом при помощи храповика.
Облегчение пуска в некоторых четырехтактных карбюраторных двигателях достигается установкой декомпрессионных устройств. В простейшем случае эти устройства представляют собой открываемые при пуске декомпрессионные краники, устанавливаемые на определенном расстоянии от в. м. т.
Для облегчения пуска дизелей от руки применяют различные приспособ 1ения, в том числе и декомпрессионные устройства, причем выключение этих устройств и включение подачи топлива совершаются большей частью автоматически.
Обычно пуск автомобильных и тракторных двигателей производится при помощи специальных устройств, к числу которых относятся стартеры, пневматические пусковые устройства, инерционные устройства и вспомогательные пусковые двигатели.
Пуск электростартером является наиболее часто применяемым способом пуска автомобильных двигателей. Затрачиваемая на привод электростартера мощность изменяется в пределах ОЛ— 2,8 л. с. для карбюраторных двигателей и в пределах 2,0—8,0 (и больше) л. с. для дизелей.
Для пуска тракторных двигателей электростартеры применяют в редких случаях, что объясняется в основном быстрой разрядкой аккумуляторных батарей при частых включениях электростартера и быстрым разрушением этих батарей из-за тряски.
Пневматические стартеры устанавливают на двигатели в некоторых, очень редких случаях. Это специальные воздушные двигатели, в которые поступает сжатый воздух из баллонов.
Сжатый воздух при пуске двигателя может подаваться также непосредственно в его цилиндры (пневматический пуск). На некоторых тракторах по мере расхода сжатый воздух подается в баллоны от специального карбюраторного двигателя — компрессора.
Для пуска автомобильных и тракторных двигателей иногда применяют инерционные стартеры, принцип действия которых основан на использовании кинетической энергии специального маховика. Этот маховик перед пуском двигателя раскручивается от руки или от электродвигателя до большого числа оборотов,
648
после чего вращение маховика при помощи механизма включения передается коленчатому валу.
В некоторых конструкциях вместо специального маховика используют маховик двигателя, устанавливаемый в этом случае на коленчатом валу свободно и соединяющийся с ним через фрикционную муфту.
Во время пуска двигателя маховик при выключенной муфте раскручивается от руки до необходимых оборотов, после чего муфта включается и коленчатый вал с маховиком вращаются как одно целое.
Вспомогательные четырех- или двухтактные карбюраторные двигатели применяют наиболее часто для пуска тракторных дизелей мощностью более 35 л. с. Это обычно одно- или двухцилиндровые двигатели мощностью 5—20 л. с. (и выше) с зажиганием от магнето, устанавливаемые на блок-картерах дизелей. Пуск вспомогательных двигателей производится от руки.
На бензине производится пуск некоторых тракторных дизелей малой и средней мощности. В головках цилиндров таких дизелей имеются вспомогательные камеры, сообщающиеся во время пуска двигателя с основными камерами сгорания при помощи специальных клапанов. При этом понижается степень сжатия двигателя до величины е = 5—6 и уменьшается работа на преодоление сопротивления сжатия. Для осуществления пуска дизеля на бензине на нем устанавливаются карбюратор, магнето, свечи и другое оборудование.
После пуска и прогрева двигателя па бензине выключаются вспомогательные камеры, включается подача дизельного топлива, и двигатель начинает работать с воспламенением от сжатия.
ЛИТЕРАТУРА
1. Болтянский В Н. Теория, конструкция и расчет тракторных и автомобильных двигателей. Сельхозгиз, 1962.
2. В и х е р т М. М. и др. Конструкция и расчет автотракторных двигателей. Под ред. проф. 10. А. Степанова. М., «Машиностроение», 1964.
3. Г и н ц б у р г Б. Я- Теория и расчет поршневых колец. Машгнз, 1945.
4. К и н а с о ш в и л и Р. С. Расчет поршневого пальца авиационною двигателя. Труды ЦИАМ, Ка 119, 1947.
5 К и н а с о ш в и л и Р С Расчет прочности шатунов авиационных двигателей. Труды ЦИАМ, № 66, 1945.
6. К и н а с о ш в п л и Р. С. Расчет прочности коленчатых валов рядных авиационных двигателей. Труды ЦИАМ, № 94. Оборонгиз, 1945.
7. Орл и н А. С и др. Двигатели внутреннего сгорания, т. I: Рабочие процессы в двигателях и их агрегатах. Под ред. проф. А. С. О р л и н а. М., Машгиз, 1957.
8. Орлиц А С. и др. Двигатели внутреннего сгорания, т. П: Конструкции и расчет. Под ред. проф. А С. Ор л и н а. М., Машгнз, 1962.
9 Поп ык К. Г Динамика автомобильных и тракторных двигателей. М , «Машиностроение», 1965.
10 П о с п е л о в Д. Р. Двигатели внутреннего сгорания с воздушным охлаждением. Машгнз, 1961.
11. П е т р о в. В. А., М а л я в и н с к и й А. М. Автомобильные двигатели Изд-во Минкомхоз РСФСР, 1947.
12. П о п ы к К- Г. Конструирование и расчет автомобильных и тракторных двигателей М , «Высшая школа», 1968.
З'АГА' /• |‘е \ к
Б II м /|
Пнв.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие........................................................... 3
Введение.............................................................. 4
РАЗДЕЛ ПЕРВЫЙ
ТЕОРИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
Глава I. Теоретические замкнутые циклы двигателей внутреннего сгорания .............................................................. 9
§ 1. Общие положения............................................... 9
§ 2. Классификация двигателей внутреннего сгорания................. 9
§ 3. Теоретический цикл двигателей с сообщением тепла при постоянном объеме............................................................ 12
§ 4. Теоретический никл двигателей с сообщением тепла при постоянном давлении........................................................ 20
§ 5. Теоретический цикл двигателей с сообщением тепла при постоянном объеме и постоянном давлении (смешанный цикл)................. 21
Глава II. Процесс наполнения двигателей.............................. 26
§ 6. Общие положения.......................................... 26
§ 7. Величина и продолжительность открытия впускного отверстия ... 27
§ 8. Предварение и основной впуск................................... 30
§ 9. Опаздывание впуска............................................. 31
§ 10. Подогрев смеси или воздуха при впуске....................... 33
§ 11 Температура газов в цилиндре в конце впуска.................. 36
§ 12 Объем воздуха или смеси, поступившей в цилиндр, в процессе впуска 37
§ 13 Среднее давление в цилиндре при основном периоде впуска .... 38
§ И Дозарядка и обратный выброс при дополнительном периоде впуска 44
§ 15. Наполнение двигателя при разных длинах впускного трубопровода
и углах опаздывания закрытия впускного отверстия................. 47
§ 16. Весовое наполнение двигателя за цикл при разных числах оборотов вала ........................................................... 49
§ 17. Весовое наполнение двигателя в единицу времени при разных числах оборотов вала..................................................... 50
§ 18. Удельная площадь впускного отверстия, открываемого клапаном 53
§ 19. Наполнение двигателей, имеющих ограничители максимальных чисел оборотов.......................................................... 55
§ 20. Коэффициент наполнения двигателей .............................. 56
§ 21. Остаточные газы................................................. 63
§ 22. Наполнение двухтактных двигателей............................... 65
Глава III. Процесс сжатия ............................................ 73
§ 23. Протекание процесса сжатия...................................... 73
§ 24. Давление и температура конца сжатия............................. 74
651
Глава IV Топливо для автомобильных и тракторных двигателей и реакции его окисления............................................ 76
§ 25- Общие положения.............................................. 76
§ 26. Краткие характеристики моторных топлив....................... 80
§ 27. Необходимые для сжигания топлива количество воздуха и состав продуктов сгорания ................................................ 81
§ 28. Теплотворные способности..................................... 84
§ 29. Диссоциация в процессе сгорания.............................. 85
§ 30. Быстрое и медленное сгорание топлива......................... 86
§ 31. Понятие о цепных реакциях.................................... 87
Глава V. Сгорание топлива в карбюраторных двигателях............... 89
§ 32. Общие положения.............................................. 89
§ 33 Пределы воспламеняемости..................................... 92
§ 34 Сгорание горючих смесей разных составов...................... 94
§ 35. Процесс сгорания па разных числах оборотов................... 96
§ 36. Процесс сгорания при дросселировании......................... 97
§ 37. Опережение зажигания......................................... 99
§ 38. Процесс сгорания при разных температурах смеси.............. 101
§ 39. Процесс сгорания газовых топлив . . 104
Глава VI. Детонационное сгорание ................................. 105
§ 40. Общие положения............................................. 105
§ 41. Влияние сорта бензина на детонацию.......................... 107
§ 42 Влияние конструктивных факторов двигателя на детонацию .... 109
§ 43. Влияние эксплуатационных факторов двигателя на детонацию ... 109
Глава VII- Сгорание топлива в дизелях.............................. 113
§ 44. Общие положения.............................................. 113
§ 45. Цетановые числа дизельных топлив............................. 116
§46. Процесс сгорания в неразделенных камерах сгорания............ 118
§ 47. Процесс сгорания в разделенных камерах сгорания.............. 120
§ 48 Влияние отдельных факторов на процесс сгорания в дизелях .... 123
Глава VIII Определение максимальных температур и давлений цикла 125
§ 49 Аналитическое определение температур в конце процесса сгорания 125
§ 50 Определение давлений в конце процесса сгорания.............. 128
Глава IX. Процессы расширения и выпуска продуктов сгорания . . . § 51. Процесс расширения.........................................
§ 52. Процесс выпуска............................................
Глава X. Индикаторные показатели двигателя ......................
§ 53. Индикаторная работа........................................
§ 54. Среднее индикаторное давление..............................
§ 55. Индикаторная мощность двигателя............................
§ 56. Расходы топлива ...........................................
§ 57. Основные индикаторные показатели двигателя, работающего с полной нагрузкой па разных числах оборотов .........................
§ 58. Основные’ индикаторные показатели при разных числах оборотов и частичной нагрузке ............................................
Глава XI. Механические потери двигателя
§ 59. Общие положения.....................<- •
§ 60. Механический к. п. ....................
Глава XII Эффективные показатели двигателя
§ 61.
§ 62.
§ 63.
Общие положения..............................
Внешняя скоростная характеристика двигателя . Частичные скоростные характеристики двигателей
131
131
133
136
136
136
138
139
141
144
145
145
147
150
150
151
153
652
§ 64. Относительная внешняя скоростная характеристика мощности ... 155
§ 65. Влияние различных факторов на внешние скоростные характеристики карбюраторных двигателей.................................. 159
§ 66. Внешние скоростные характеристики газовых двигателей...... 169
§ 67. Внешние скоростные характеристики дизелей................. 170
§ 68. Регуляторные характеристики дизелей....................... 173
§ 69. Регулировочные характеристики карбюраторных двигателей по составу смеси .................................................. 176
§ 70. Двигатели, работающие с наддувом.......................... 178
Глава XIII Коэффициенты полезного действия...................... 184
§ 71. Термический к. п д. разомкнутого никла.................... 184
s 72. Индикаторный к. п. д....’............................... 186
с 73. Относительный кпд. ....................................... 188
| 74. Эффективный к. п. д....................................... 189
Глава. XIV. Тепловой баланс двигателя .......................... 192
§ 75. Общие положения........................................... 192
§ 76. Тепловой баланс карбюраторного двигателя при полной нагрузке и разных числах оборотов....................................... 194
§ 77. Тепловой баланс карбюраторного двигателя при разной нагрузке и постоянном числе оборотов................................... 196
§ 78. Тепловой баланс карбюраторного двигателя при разных степенях сжатия.......................................................... 19»
§ 79. Тепловой баланс карбюраторного двигателя при разных составах смеси........................................................... 198
§ 80. Тепловой баланс дизеля.................................... 199
Глава XV. Роторно-поршневые двигатели........................... 201
§ 81. Общие положения........................................... 201
§ 82. Рабочий цикл роторно-поршневых двигателей................. 202
§ 83. Характеристики роторно-поршневых двигателей............... 205
Глава XVI Внешние скоростные характеристики разных типов двигателей и их влияние на динамические качества автомобиля 208
§ 84. Общие положения........................................... 208
§ 85. Эффективные мощности разных типов двигателей ............. 209
§ 86. Сопротивления движению автомобиля......................... 210
§ 87. Динамические качества автомобиля с разными двигателями .... 212
§ 88 - Выводы................................................... 214
РАЗДЕЛ ВТОРОЙ
СИСТЕМЫ ТОПЛИВОПОДЛЧИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Глава XVII. Образование горючей смеси в карбюраторных двигателях ....................................................... 216
§ 89. Требования к карбюраторам................................ 216
§ 90. Одножиклерный карбюратор.................................. 217
§ 91. Бензины для карбюраторных двигателей ..................... 219
Глава XVIII. Характеристика одножиклерного карбюратора .... 222
§ 92. Протекание воздуха по карбюратору......................... 222
§ 93. Истечение топлива из распылителя.......................... 227
§ 94. Характеристика одножиклерного карбюратора................. 230
Глава XIX Наивыгоднейшая характеристика карбюратора............. 233
§ 95. Наивыгоднейшие смеси при постоянных оборотах и дросселировании двигателя....................................................... 233
653
Стр.
§ 96. Наивыгоднейшие смеси при постоянных расходах воздуха и разных числах оборотов.................................................. 236
§ 97. Нан выгоднейшая характеристика карбюратора................. 239
Глава XX. Основные топливодозирующие системы карбюраторов 242
§ 98. Общие положения............................................ 242
§ 99. Основная топливодозирующая система с искусственным понижением разрежения в диффузоре...................................... 244
§ 100. Основная топливодозирующая система с искусственным понижением разрежения у жиклера’............................................ 245
§ 101. Основная топливодознрующая система с дозирующей иглой и системой холостого хода............................................... 246
Глава XXI. Дополнительные топливодозирующие системы карбюраторов ........................................................... 248
§ 102. Общие положения........................................... 248
§ 103. Дополнительная система, дозирующая топливо при холостом ходе двигателей ..................................................... 248
§101. Дополнительная система, дозирующая топливо при пуске двигателей 251
§ 105. Дополнительная система, дозирующая топливо при резком открытии дроссельной заслонки ........................................... 253
§ 106. Дополнительная система, дозирующая топливо при переходе от экономичных расходов к мощностным при полном открытии дроссельной заслонки (экономайзер) ................................ 255
Глава XXII. Карбюраторы отечественных автомобильных двигателей 264
§ 107 Общие положения............................................ 261
§ 108. Карбюраторы с разными направлениями движения горючей смеси 264
§ 109. Ограничители максимальных оборотов вала.................. 265
§ НО. Многокамерные карбюраторы................................. 268
§ 111. Карбюратор К-105.......................................... 270
§ 112. Карбюратор К-88А.......................................... 274
Глава XXIII Впрыск бензина ...................................... ‘81
§ 113. Впрыск бензина............................................ 281
Глава XXIV. Системы топливоподачи двигателей, работающих на газовом топливе ..................................................... 284
§114 Общие положения...........................................
§ 115. Перевод четырехтактных карбюраторных двигателей па газовое топливо ........................................................
§116. Перевод дизелей па газовое топливо........................
§117. Автомобильные газобаллонные установки.....................
§ 118. Баллоны для газов .......................................
§ 119 Газовая аппаратура........................................
Глава XXV. Системы топливоподачи двигателей, работающих на газифицированном твердом топливе.................................
§ 120 Общие положения............................................
§121. Мощность газогенераторного двигателя.......................
§ 122. Газогенераторные установки................................
Глава XXVI. Топливоподающая аппаратура дизелей...................
§ 123. Общие положения...........................................
§ 121. Форсунки..................................................
§ 125 Насосы высокого давления..........................-........
Глава XXVII. Вспомогательная аппаратура системы подачи топлива
§ 126. Топливоподкачивающие насосы...............................
§ 127. Топливные фильтры.........................................
§ 128 Автоматические муфты.......................................
284
285
288
289
293
295
301
301
302
301
306
306
310
320
340
310
343
347
654
Глава XXVIII. Регуляторы . ..............................
§ 129. Общие положения...................................
§ 130. Центробежные регуляторы.......................’ *
§131. Пневматические регуляторы .......................* ’
Сгпр.
349
349
351
354
РАЗДЕЛ Т Р Е Т И П
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЕМ
Глава XXIX. Кинематика кривошипно-шатунного механизма. . . 357
§ 132. Общие положения ......................................... 357
§ 133. Путь, скорость и ускорение поршня Угловая скорость и угловое ускорение шатуна................................................ 357
§ 131. ДезаксиальныЙ кривошипно-шатунный механизм............ . 364
§ 135. Кривошипно-шатунный механизм с прицепным шагу ном........ 365
Глава XXX. Динамика кривошипно-шатунного механизма ................ 367
§ 136. Общие положения ... ........................................ 367
§ 137 Приведение масс движущихся деталей двигателя................. 367
§ 138. Силы инерции кривошипно-шатунного механизма и силы давления газов ............................................ ..... . 372
§ 139 Силы, действующие на шатунные и коренные шейки............... 379
Глава XXXI Уравновешивание автом Сильных и трак горных двигателей ............................................................ 389
§ 140. Общие положения ............................................ 389
§ 141. Уравновешивание одноцилиндрового двигателя.................. 391
§ 142. Уравновешивание двухцилиндровых двигателей.................. 391
§143. Уравновешивание трех цилиндрового двигателя с кривошипами под углом I203 ................................................. 401
§ 144. Уравновешивание четырехцилнндровых двигателей............... 402
§ 145. Уравновешивание шестииплиндровых двигателей................. 411
§ 146. Уравновешивание восьмицилиндровых двигателей................ 114
§ 147 Уравновешивание двенадцати цилиндровых V-образных двигателей 417
§ 148 Теоретическая и действительная уравновешенность двигателя ... 118
Глава XXXII. Равномерность хода и расчет маховика двигателя 419
§ 149. Общие положения............................................. 419
§ 150. Расчет маховика............................................. 425
Глава ХХХШ. К расчету систем коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей на крутильные колебания 432
§151. Общие положения....................................... . . 432
§ 152. Приведение крутильной системы коленчатого вала.............. 436
§ 153. К определению напряжений в коленчатом вале двигателя при резонансе ........................................................... 442
Глава XXXIV. Общие предпосылки к расчету двигателя................. 147
§ 154. Общие положения............................................. 447
§ 155. Основные параметры автомобильных и тракторных двигателей 449
§ 156. Общие замечания по расчету деталей автомобильных в тракторных двигателей на прочность и износ ................................. 457
$ 157. К расчету деталей двигателя на прочность с учетом переменной нагрузки......................................................... 460
Глава XXXV. Цилиндры, блоки, картеры, блок-картсры и головки цилиндров........................................................ 468
§ 158. Общие положения............................................. 468
§ 159. Блок картер двигателя ...................................... 469
655