Автор: Масленников М.М. Рудский К.А.
Теги: авиация двигатели авиатехника топливо авиастроение
Год: 1938
Текст
Проф. М. М. МАСЛЕННИКОВ и инж. К. А. РУДЗКИЙ
и 4
О £7. Г
ОБЩИМ КУРС Д-/^7
АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ЛЕГКОГО ТОПЛИВА
Главным управлением учебных заведений
НКОП СССР утвержден в качестве учеб-
ного пособия для авиационных втузов.
Управлением учебных заведений Аэрофлота
утвержден в качестве учебника для Дири-
жаблестроительного учебного комбината
Цена 8 р., пер. 1 р. 50 к.
ГЛАВНАЯ РЕДАКЦИЯ АВИАЦИОННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
МОСКВА 193 8 ЛЕНИНГРАД
Опечатки
Стр. Строка Напечатано Должно быть По чьей вине
3 1 сверху предислови предисловие типогр.
4 13 сверху подробного подобного редакции
12 2 снизу Кал/кг топлива кг!кг топлива корр.
82 11 и 12 сверху веса температуры и веса и температуры редактора
109 3 снизу 7] = 1 Vn = 1. типогр.
134 22 , 5 столбец 0,656 0,565 считчика
182 10 сверху Nr„ типогр.
186 22 „ Ро Ро редактора
186 23 Ро Ро, 12 Ybis редактора
202 12 12 YdrSi редактора
Напечатано
269 337 8 5 снизу yJs = -^-zsin(fe—1)а=0 Должно быть
FIv = i sin (k— 1) а = 0 7\ Zv T 2' автора автора
425 12 w2 — t tiii, ~ i типогр.
V tw.-> fo t‘>
482 23 V свечей свежей смеси редактора
503 14 сверху топливо, несмотря на его топлива. Практически малую мощность. Прак- редактора
тически
559 10 коробках и опирающихся коробках, и опираются •редактора
Масленников и Рудзский, зак. № 1360.
Рецензент
доц. А. А. ДОБРЫНИН
Труд Проф. М. М. Масленникова н инж. К. А. Рудзкого «Общий курс авиа-
ционных двигателей" представляет собою систематическое изложение материалов
теоретического, опытного и конструктивного характера, которые сведены в сле-
дующие основные разделы: термодинамика авиадвигателей, тепловой расчет их,
авиационные топлива и масла, кинематика и динамика двигателей, расчет на проч-
ность отдельных деталей их, конструкции двигателей, схемы действия и устройство
агрегатов. В труде трактуются и анализируются все указанные вопросы, приводятся
доказательства необходимых положений, даются выводы соответствующих зависи-
мостей и расчетных формул, рассматриваются конструкции существующих деталей,
узлов, двигателей и агрегатов. Труд иллюстрирован необходимыми диаграммами,
схемами и рисунками, поясняющими текст. Труд представляет руководство для
изучения авиационных двигателей студентами втузов, а также пособие для инже-
нерного персонала, работающего по самолетному и дирижаблестроительному делу.
Редактор В. А. Пивовар. Техн, редактор А. Н. Савари.
Авт. дог. № 165. Индекс 50-5-2. Тираж 8D00. Сдано в набор 28/VIII 1937 г. Поди,
в печать 27/XII 1937 г. Формат бумаги 62X94. Уч.-авт. л. 43,4. Бум. л. 18’/в 4-4 вкл.
Печати, знак, в бумажн. листе 101100. Заказ № 1360. Уполном. Главл. № Б-33519.
Выход в свет январь 1938 г. ________________________
3-я тип. ОНТИ. Ленинград, ул. Моисеенко, 10.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Настоящий курс авиационных двигателей в основной части
представляет собой переработанный материал лекций по авиацион-
ным двигателям, читаемый мной в настоящее время в Дирижабле-
строительном институте, а ранее читавшийся в Московском
авиационном институте на Самолетостроительном и Дирижабле-
строительном факультетах. Таким образом предлагаемый курс
предназначается для студентов авиационных втузов, не специали-
зирующихся по авиационным двигателям, и знакомит их со всем
и"тексом вопросов, связанных как с работой, так и с конструк-
L «игателя. Вследствие этого, курс имеет в значительной сте-
yivun энциклопедичный характер, что сильно затрудняет его изло-
жение, особенно при ограниченности времени, которым распола-
гают студенты для изучения курса.
При изложении курса было обращено большое внимание на
объяснение физической сущности рассматриваемых явлений, так
как без ясного понимания происходящих процессов нельзя иметь
Полного представления о работе двигателя. Фактический и расчет-
ный материал приведен лишь в объеме, минимально необходимом
Для решения основных практических задач и для выполнения кур-
'ового проекта авиационного двигателя.
,, Из-за недостатка места некоторые специальные вопросы (расчет
щнтробежного нагнетателя, расчет коленчатого вала на крутиль-
ные колебания, двухтактные двигатели и пр.) в курсе не разо-
'раны. В курсе не освещены и вопросы, связанные с испытанием
риационных двигателей, так как они обычно рассматриваются
ри прохождении студентами лаборатории.
В курс не включены разделы, посвященные двигателям тяже-
loro топлива и моторным установкам. Двигатели тяжелого топ-
лива представляют собой совершенно особую область авиацион-
ного моторостроения; вследствие этого рассмотрение подобных
Двигателей в данной работе привело бы к значительному увели,
нению ее объема, что при наличии других источников мало целе-
‘<4 о
сообразно. То же самое относится к моторным установкам, тем
более, что последние в некоторых втузах являются темой отдель-
ного курса.
Настоящий курс должен дать студентам только основные зна-
ния из области двигателей легкого топлива. Для дальнейшего,
более детального изучения отдельных вопросов, следует обра-
щаться к специальной литературе.
К работе по составлению настоящего курса мною был привле-
чен преподаватель ДУК инж. К. А. Рудзкий, который совместно со
мной разработал главы XVII; XVIII; XIX; XXI; XXII; XXIV курса
и выполнил примеры.
Составление такого большого по объему и сложного по содер-
жанию курса связано с рядом трудностей, тем более, что подроб-
ного курса на сегодняшний день не имеется. Поэтому приношу
заранее благодарность всем товарищам, которые найдут возмож-
ным сообщить мне свои критические замечания по книге. Все за-
мечания и отзывы прошу направлять по адресу: Москва, Тушино,
Авиагород, Дирижаблестроительный учебный комбинат им. Циол-
ковского, начальнику кафедры авиационных двигателей.
Выражаю благодарность доц. А. А. Добрынину за ряд ценных
замечаний, сделанных им в процессе рецензирования настоящей
работы.
М. Масленников
ГЛАВА I
ИДЕАЛЬНЫЙ ЦИКЛ
§ 1. ОБЩИЕ СООБРАЖЕНИЯ
Двигатели внутреннего сгорания служат для преобразования
тепла в механическую работу. Это преобразование осуществляется
при помощи рабочих тел—газов, претерпевающих в цилиндре дви-
гателя ряд изменений своего состояния. Совокупность этих изме-
нений называется действительным циклом двигателя.
Отдельные процессы, образующие действительный цикл двига-
теля, в некоторых случаях значительно отличаются от соответ-
ствующих им простых термодинамических процессов. Однако для
выяснения принципиальных особенностей действительного цикла
целесообразно схематизировать действительные процессы в ци-
линдре двигателя, заменяя их более простыми, отражающими наи-
более близко принципиальную сущность этих процессов. Полу-
чаемый при этом цикл, состоящий из простых термодинамических
процессов, называется идеальным циклом.
Идеальный цикл позволяет судить о максимальной эконо-
мичности действительного цикла при идеальных условиях его
протекания.
При этом идеальный цикл может рассматриваться либо с уче-
том физико-химических свойств применяемого рабочего тела пол-
ностью, либо же с упрощением этих свойств в целях получения
более ясных принципиальных результатов.
Основными физико химическими свойствами газов, влияющими
на протекание идеального цикла, можно считать следующие:
а) объемную, или молярную теплоемкость;
б) изменение теплоемкости с температурой;
в) диссоциацию, г- е. распадение молекул газа по мере возра-
стания его температуры;
г) точность следования основным экспериментальным законам
термодинамики, т. е. степень приближения к свойствам идеальных
термодинамических газов.
При анализе протекания идеального цикла возможно использо-
вание одного из следующих трех вариантов:
а) рассмотрение цикла при постоянной теплоемкости;
б) рассмотрение цикла при переменной теплоемкости;
в) рассмотрение цикла при переменной теплоемкости и диссо-
Циапцц,
5
Максимально возможное упрощение протекания идеального
МаКСп1пгаяртгя в том случае, когда учитывают лишь объемную
теплоемкость рассматриваемых газов. При этом наиболее часто за
пабонее тело идеального цикла принимают воздух с постоянной
теплоемкостью. Этот цикл, называемый идеальным воздушным
циклом представляет собой наиболее простой случай рассмотре-
ния идеального цикла авиационного двигателя.
При учете изменения теплоемкости газов с температурой ха-
рактер протекания идеального цикла становится значительно более
сложным. Подобный цикл называется идеальным циклом при пе-
ременной теплоемкости. Он приближается к действительному циклу
двигателя в значительно большей степени, чем идеальный воз-
душный цикл.
Для еще большего приближения идеального цикла к действи-
тельному необходимо, кроме того, учитывать диссоциацию газа,
происходящую при высокой температуре. Получаемый при этом
идеальный цикл при переменной теплоемкости .и диссоциации ра-
бочего тела максимально приближается к действительному рабо-
чему процессу, поскольку последнее свойство газов (степень при-
ближения к идеальным газам) никогда не учитывается вследствие
малого его значения и отсутствия достаточных опытных данных.
Таким образом различие между идеальным и действительным
циклами может обусловливаться не только неодинаковым проте-
канием отдельных процессов, но и разницей в поведении рабочего
тела. Можно считать, что идеальный цикл при переменной тепло-
емкости и диссоциации показывает предельные условия проте-
кания действительного цикла при отсутствии всяких потерь, свя-
занных с практическим осуществлением термодинамических про-
цессов.
Тепловой процесс авиационного карбюраторного двигателя осно-
ван на идеальном цикле Отто, который может быть рассмотрен,
как уже указывалось выше, в трех вариантах, обусловленных свой-
ствами рабочего тела, участвующего в процессах, образующих
цикл.
§ 2. ИДЕАЛЬНЫЙ ЦИКЛ ПРИ ПОСТОЯННОЙ ТЕПЛОЕМКОСТИ
1. Протекание цикла и его коэфициента полезного действия.
Как известно из термодинамики, идеальный цикл Отто (фиг. 1)
состоит из четырех процессов:
а) адиабаты сжатия (а—с);
б) изоплеры с сообщением тепла (с—г);
в) адиабаты расширения (г—е);
г) изоплеры с отводом тепла (е—а).
Таким образом в этом цикле теплообмен с внешней средой
происходит при постоянном объеме, а изменение объема, связан-
ное с работой, происходит при полном отсутствии теплообмена
с внешней средой.
При постоянной теплоемкости рабочего тела рассмотрение этого
цикла может быть сделано чрезвычайно просто с помощью основ-
ных уравнений термодинамики,
6
Основной характеристикой любого цикла является степень со-
вершенства преобразования сообщаемого за цикл тепла в механи-
ческую работу, т. е. так называемая тепловая экономичность цикла.
Эта экономичность оценивается при помощи термического к. п.д.
Термический к. п. д. показывает, какая доля сообщенного за идеаль-
ный цикл тепла превращается в механическую работу.
Таким образом термический к. п. д. может быть выражен
дующим уравнением:
сле-
ALt
^ = 7 ’
(1)
где — термический к. п. д;
Lt —механическая работа, полученная за цикл и равная
щади цикла;
Qj—сообщенное за
цикл тепло;
А —термический
эквива лент
работы (
Кал/кг-м).
как расшире-
сжатие проис-
адиабатически,
ПЛО-
Фиг. I. Идеальный цикл Огто.
Так
ние и
ходят
то работа за цикл, вы-
раженная в калориях,
будет равна разности
сообщенного и отня-
того при постоянных
объемах тепла,
Д£/=Р1 — Q2,
где Q2—тепло,
т. е.
(2)
отве-
денное за цикл.
Подставляя в уравнение (1) значение ALt из уравнения (2), по-
лучаем:
„____Qi Qs______1 Qz
(3)
Последнее уравнение представляет собой наиболее общее
выражение термического к. п. д. Его можно преобразовать, выражая
сообщенное и отведенное тепло через температуры рассматривае-
мого цикла. Так как в данном случае теплообмен с внешней сре-
дой происходит при постоянном объеме, то имеем:
<21 = ^(Гг-г£)
и
Q^-=cv(Tll— та\
где — теплоемкость рабочего тела, принимаемая постоянной.
7
Таким о разом термический к. п. д. выражается в зависимости
от температуры цикла следующим уравнением:
cv(Tt-Tc) Tt—T,' W
Это уравнение не дает возможности исследовать зивисимость
экономичности цикла от характера его протекания, так как обус-
ловленная процессами цикла связь между его температурами
остается невыявленной. Для установления этой связи необходимо
воспользоваться уравнениями термодинамических процессов, обра-
зующих цикл, и выразить все температуры цикла в зависимости
от начальной температуры Та.
Так как переход от температуры Та к температуре Те- проис-
ходит адиабатически, то
Tv Л~Х = Т^
* аиа 1 сис
ИЛИ
*—1
Отношение объема va к объему ve называется степенью сжа-
тия и обозначается е, т. е.
Таким образом степень сжатия представляет собой отвлечен-
ное число, показывающее, во сколько раз уменьшается объем ра-
бочего тела в процессе сжатия. Вводя это обозначение, получаем:
Тс=Та^. (5)
Повышение температуры при постоянном объеме связано с по-
вышением давления следующим уравнением:
Ь =
Тс Рс
Отношение давления pz к давлению рс называется степенью
повышения давления X. Таким образом степень повышения давле-
ния показывает, во сколько раз увеличивается давление конца
сжатия в процессе сообщения тепла по изоплере. Вводя это обо-
значение и подставив значение Тс из уравнения (5), получаем:
Тг^Тс^=Та>^ (6)
Температура конца расширения Те может быть связана с тем-
пературой Tz, как в случае сжатия, уравнением адиабаты. Так
как при этом происходит то же изменение объема, • что и при
сжатии, то получаем:
Подставляя значение Tz из уравнения (6), имеем:
т,~т,Ы-^-т.к сг>
8
Подставляя в уравнение (4) значения температур Тс, Тг и Те из
уравнений (5), (6) и (7), получаем следующее выражение термиче-
ского к. и. д. _
1 (8)
' а‘а,* •
2. Зависимость термического к. п. д. от основных факторов.
Уравнение (8) показывает, что термический к. п. д. идеального цикла
при постоянной теплоемкости зависит исключительно от степени
сжатия и показателя адиабаты k. Степень повышения давления из
окончательного выражения выпала. Это показывает, что термиче-
ский к. п. д. от нее не зависит.
Однако степень повышения давления может быть выражена
п зависимости от количества сообщенного тепла. Действительно:
Л _ Tt _ тс + (Г,-Тс) _ , тг-тс
Д тс "Г- 7. •
При выводе уравнения (4) мы имели:
Q^cv{Tx-Tt\
откуда
'Г Т Qi
‘г ‘с г •
Lv
О)
Подставляя в выражение для X значение (Тг—Те), а также зна-
чение Те из уравнения (5), получаем окончательно:
Qi
Х=1 J----------------
Так как теплоемкость cv принята не зависящей от темпера-
туры, то при постоянной начальной температуре Та и постоянной
степени сжатия степень повышения давления зависит исключи-
тельно от количества сообщаемого тепла Q,.
Таким образом уравнения (8) и (9) показывают, что термический
к. п. д. не зависит от количества сообщаемого тепла.
Следует отметить, что постоянная величина термического к. п. д.,
т. е. экономичности цикла, не обусловливает постоянного коли-
чества работы, получаемой за цикл. Уравнение (1) показывает, что
при увеличении Qi и постоянном термическом к. п. д. работа, по-
лучаемая за цикл, будет увеличиваться пропорционально количе-
ству сообщенного тепла.
Из уравнения (9) видно, что повышение начальной темпера-
туры Та цикла при прочих равных условиях сопровождается умень-
шением степени повышения давления.
Так как термический к. п. д. не зависит от степени повышения
давления, то, следовательно, он не будет зависеть и от начальной
температуры цикла.
Влияние степени сжатия на термический к. п. д. цикла представ-
лено графически на фиг. 2. Следует отметить, что основное влия-
ние на степень использования тепла имеет не степень сжатия,
а степень расширения газов после сообщения тепла, т. е. отвле-
ченное число, показывающее, во сколько раз увеличивается объем
е
Фиг. 2. Зависимость термического к. п. д. г1( и макси-
мального давления рг воздушного цикла при постоян-
ной теплоемкости от степени сжатия ». Количество
сообщенного тепла Q, = 625 Кал/кг.
газов при расширении. Всякое повышение степени расширения
позволяет увеличивать работу, получаемую от газов после сооб-
щения тепла, а следовательно, увеличивать и степень, использо-
вания тепла, т. е. экономичность цикла. В данном случае, вслед-
ствие выбранной формы цикла, степень расширения всегда равна
степени сжатия; поэтому экономичность цикла и может выра-
жаться в зависимости от последней. Однако в иностранной лите-
ратуре довольно часто в качестве основного фактора сохраняют
степень расширения, оттеняя тем самым ее основное значение.
Из рассмотрения фиг. 2 видно, что нулевое значение термиче-
ского к. п.д. получается при степени сжатия, равной единице, т. е.
в том случае, когда после сообщения тепла не осуществляется
какое-либо расши-
рение газов. В даль-
нейшем при повы-
шении степени сжа-
тия термический
к п.д. увеличивается
замедленно, так что
наибольшее его воз-
растание происходит
при малых значениях
степени сжатия. При
больших значениях
степени сжатия по-
вышение термиче-
ского к. п. д. стано-
вится все менее за-
метным, причем ве-
личина его при уве-
личении степени
сжатия до беско-
нечности асимптоти-
чески приближается
к единице.
Повышение сте-
пени сжатия сопро-
вождается сильным возрастанием максимального давления цикла рг
(фиг. 2). Величина этого давления может быть выражена следу-
ющим —
уравнением:
Рг = РЛ=Рс
сг>Ра1
Из
уравнения адиабаты имеем:
Рс
л
= Ра* •
'с
Тогда
•«/* а
(Ю)
1*
Последнее уравнение показывает, что максимальное давление
цикла растает быстрее, чем степень сжатия. Графически эта
зависимость показана на фиг. 2.
Таким образом повышение экономичности сопровождается быст-
рым увеличением максимального давления, которое ограничивает
практическую целесообразность увеличения степени сжатия. Этот
вопрос будет проанализирован более подробно при рассмотрении
действительного цикла двигателя.
Уравнение (8) показывает, что термический к. п. д. зависит от
состава рабочего тела лишь постольку, поскольку последний влияет
на величину показателя адиабаты k. Как известно из термодинамики,
показатель адиабаты зависит исключительно от молярной (или
объемной) теплоемкости, т. е. теплоемкости 1 моля газов, что
видно из следующего соотношения:
, _ср _ тер__тсг. + 1,99_ 1,99
с~ mcv mcv "Г тс^ >
где mcv— молярная теплоемкость при постоянном объеме;
ср — теплоемкость при постоянном давлении.
Таким образом молекулярный вес т и весовая теплоемкость
при постоянном объеме cv могут влиять на термический к. п. д.
лишь в том случае, когда их изменение связано с изменением мо-
лярной теплоемкости рабочего тела.
При этом увеличение молярной теплоемкости вызывает умень-
шение показателя адиабаты, а следовательно, и уменьшение тер-
мического к. п. д.
Постоянная величина теплоемкости обычно берется равной ее
истинному значению при 15° Ц. При этом в случае воздушного
цикла показатель адиабаты становится равным около 1,4. Данные,
приведенные на фиг. 2, относятся к этому циклу, причем вели-
чины рг соответствуют количеству сообщенного тепла 625 Кал/кг.
Молярная теплоемкость газовой смеси, обычно работающей
в двигателе, несколько больше, чем воздуха. Поэтому в том слу-
чае, когда за рабочее тело идеального цикла принимают эту смесь
(с постоянной теплоемкостью), показатель адиабаты уменьшается
и становится равным примерно 1,38, что вызывает некоторое по-
нижение термического к. п. д. (приблизительно на 4-ь5°/0).
§ 3. ИДЕАЛЬНЫЙ ЦИКЛ ПРИ ПЕРЕМЕННОЙ ТЕПЛОЕМКОСТИ
1. Рабочее тело цикла. Как уже указывалось, разница между
идеальным и действительным циклами может происходить по
двум причинам:
а) из-за различного протекания процессов, образующих цикл, и
б) вследствие разницы в поведении рабочего тела.
Различный характер процессов неизбежен, поскольку в идеаль-
ном цикле рассматриваются вместо действительных процессов
простые термодинамические, в то время как разница в поведении
рабочего тела зависит от его свойств в идеальном цикле. Для
выяснения разницы между идеальным и действительным циклами,
обусловленной только характером протекания образующих их
н
процессов, идеальный цикл следует рассматривать с рабочим те-
лом, обладающим теми же свойствами, что и рабочее тело, в дей-
ствительности присутствующее в цилиндре двигателя.
Первым приближением в этом направлении является рассмотре-
ние рабочего тела с переменной теплоемкостью, так как известно,
что теплоемкость всех реальных газов (за исключением одноатом-
ных) возрастает при повышении температуры.
В этом случае химический состав рабочего тела приобретает
большое значение, так как от состава зависит интенсивность воз-
растания теплоемкости. Поэтому для получения условий, сравни-
мых с действительным циклом, за рабочее тело идеального цикла
всегда принимается рабочая смесь, действительно присутствующая
в цилиндре двигателя.
В течение сжатия эта рабочая смесь состоит из остаточных
газов и свежей смеси. Остаточные газы представляют собой про-
дукты сгорания, оставшиеся в цилиндре от предыдущего цикла,
а свежая смесь состоит из воздуха и топлива. Таким образом ра-
бочая смесь состоит из трех компонентов: воздуха, остаточных
газов и топлива. Весовое соотношение между ними определяется
следующим образом.
Количество воздуха L, затрачиваемое для сгорания 1 кг то-
плива, выражается следующим уравнением:
L — a Lo,
где Lq — теоретически необходимое количество воздуха для пол-
ного сгорания 1 кг топлива *;
а — коэфициент избытка воздуха, показывающий, во сколько
раз действительно затрачиваемое количество воздуха
больше теоретически необходимого Lo.
Таким образом количество Gf свежей смеси, содержащей 1 кг
топлива, выражается уравнением:
G/=l + aZ,0.
Количество остаточных газов принято характеризовать коэфи-
циентом остаточных газов у, который представляет собой отноше-
ние числа молей остаточных газов Мг к числу молей свежей
смеси Mf, т. е. выражается уравнением:
r = HD
Следовательно, коэфициент остаточных газов дает объемное
соотношение между остаточными газами и свежей смесью при
одинаковом давлении и температуре. Его величина колеблется
в пределах 0,07—0,12.
1 Как известно из термодинамики, теоретически необходимое количество LB
воздуха определяется на основе элементарного состава топлива по уравнению:
, S/..C + 8H—О „ ,
Lo = —-----{77232---- Кал1кг топлива,
где С, Ни О — весовые доли углерода, водорода в кислорода в топливе,
Для перехода к весовому соотношению нужно использовать
связь между числом молей и весом газа, основанную на том, что
моль представляет собой весовое количество газа, численно рав-
ное его молекулярному весу:
ЛГ = —Л
r tnr
где Gr и тг — вес и молекулярный вес остаточных газов;
Qf и mf—вес и молекулярный вес свежей смеси.
Подставляя значения Мг и М} в уравнение (11), получаем:
Gr
„_™г QLmj__Cjr .
G/*” G/ G/t'01
mf
где ро — коэфициент молекулярного изменения, характеризующий
изменение молекулярного веса при сгорании свежей смеси, так как
остаточные газы являются продуктами ее сгорания. Этот коэфи-
циент можно брать равным 1,02—1,05.
Из найденного уравнения для у получается весовое соотношение
между остаточными газами и свежей смесью:
Gf ' Ро ’
Таким образом вес Gr остаточных газов, приходящихся на свежую
смесь, содержащую 1 кг топлива, выражается уравнением:
Так как рабочая смесь состоит из свежей смеси и остаточных
газов, то весовое количество ее, содержащее 1 кг топлива, будет.
Gm = G/+G, = (l-ba£0)+(l + «^0)^=(l+«Q (1+[г)- <13>
Отсюда нетрудно найти весовые доли отдельных газов, входя-
щих в рабочую смесь, а следовательно, и ее теплоемкость. Рабо-
чая смесь этого состава присутствует в цилиндре лишь в течение
сжатия. В дальнейшем ее состав изменяется, так как в конце сжа-
тия происходит сгорание свежей смеси, вследствие чего рабочее
тело в цилиндре представляет собой продукты сгорания свежей
смеси, имеющие тот же состав, что и остаточные газы. Таким
образом процесс расширения в идеальном цикле должен происхо-
дить при рабочем теле, имеющем другой состав, чем при сжатии.
Так как процесс расширения имеет основное влияние на эконо-
мичность цикла, то для упрощения подсчетов в дальнейшем воз-
можно принимать состав рабочего тела в течение сжатия тем же,
что и при расширении. В этом случае рабочее тело идеального
цикла представляет собой продукты сгорания свежей смеси в дви-
гателе.
18
2. Характер протекания цикла при переменной теплоемкости.
Для выяснения влияния изменения теплоемкости (от температуры)
а характер протекания цикла наиболее удобно сравнить проте-
кание отдельных процессов при постоянной и переменной тепло-
емкостях. Для получения сравнимых данных следует идеальный
цикл при переменной теплоемкости сравнивать с циклом при по-
стоянной теплоемкости при соблюдении для обоих циклов иден-
тичных условий, т. е. при одинаковой начальной температуре, при
одинаковом количестве сообщенного тепла и при одинаковом со-
ставе
рабочего
тела. Как уже указывалось, выше, величина по-
стоянной теплоем-
кости берется рав-
ной ее истинному
значению при тем-
пературе 15° Ц.
На фиг. 3 изоб-
ражены циклы при
переменной и посто-
янной теплоемко-
стях, причем цикл
при переменной те-
плоемкости нанесен
толстыми линиями.
Оба цикла были по-
лучены по следую-
щим данным: сте-
пень сжатия е == 6;
начальная темпера-
тура ТД=288°Ц (15°);
количество сооб-
щенного тепла Qj =
= 625 Кал/кг (что
примерно соответ-
ствует работе авиа-
ционного двигателя
при теоретически
необходимом для
сгорания количестве воздуха); рабочее тело цикла — продукты
сгорания при теоретически необходимом количестве воздуха.
А. Сжатие. Процесс сжатия при переменной теплоемкости
значительно отличается от адиабаты сжатия при постоянной тепло-
емкости. Эта разница обусловливается зависимостью показателя
адиабаты от температуры, которая является следствием изменения
теплоемкости газа. Величина показателя адиабаты k выражается
уравнением:
Cj, Cv
где ср и cv— теплоемкости при постоянном давлении и постоян-
ном объеме;
R — газовая постоянная;
А — термический эквивалент работы.
14
В том случае, когда теплоемкость считается переменной, т. е.
явИсящей от температуры газа, ее уравнение для 1 кг газа дается
обычно в виде следующей линейной функции:
cv~=a-\-bT,
где а и b— постоянные для данного газа опытные коэфициенты;
Т — абсолютная температура газа.
После замены теплоемкости через выражение ее зависимости
от температуры уравнение показателя адиабаты приобретает' вид:
Это уравнение показывает, что при переменной теплоемкости
показатель адиабаты зависит от температуры газа и при возраста-
нии последней уменьшается.
Таким образом процесс сжатия, сопровождающийся непрерыв-
ным повышением температуры газа, должен протекать при все
время уменьшающемся показателе адиабаты. Вследствие этого
адиабата при переменной теплоемкости не представляет собой
кривую с постоянной величиной показателя. Уравнение адиабаты
при переменной теплоемкости является весьма сложным и приме-
няется очень редко, так как с достаточной для практики точностью
можно заменять истинную адиабату при переменной теплоемкости
некоторой кривой с постоянным показателем. Последний выбирается
из условия, чтобы конечное давление, а следовательно, и темпе-
ратура рабочего тела получились бы теми же, что и при истинной
адиабате. При этом разница между обеими кривыми имеется лишь
в протекании процесса сжатия и оказывает очень малое влияние
на величину работы.
Так как истинный показатель адиабаты в процессе сжатия не-
прерывно уменьшается, то среднее значение его оказывается ниже,
чем величина показателя, соответствующего начальной темпера-
туре; поэтому процесс сжатия при переменной теплоемкости, изо-
браженный на фиг. 3 толстой линией, протекает значительно ниже
адиабаты при постоянной теплоемкости, показатель которой отно--
сится к температуре 15° Ц.
Величина показателя политропы, заменяющей адиабату сжатия
при переменной теплоемкости, до некоторой степени зависит от
состава рабочего тела, степени сжатия и начальной температуры.
Однако в практических пределах изменения этих параметров зна-
чение показателя политропы сжатия колеблется незначительно;
его можно брать в среднем равным 1,35. Тогда давление и тем-
пература в конце сжатия определяются по обычным термодина-
мическим соотношениям, а именно:
Л=/’яе"‘ (U)
и
Тс=Та^~\ (15)
Б. Сообщение тепла. Как уже указывалось выше, количе-
ство сообщенного при постоянной теплоемкости тепла Qx и соот-
1ё
ьетствующее ему повышение температуры связаны очень простым
соотношением:
или
Т,-Тс=^-, (16)
т. е. перепад температуры изменяется пропорционально количеству
сообщенного тепла.
Теплоемкость газов в случае цикла при переменной теплоем-
кости в момент начала сообщения тепла значительно выше, чем
в случае цикла при постоянной теплоемкости, так как она повы-
шается в процессе сжатия.
Кроме того, в процессе сообщения тепла теплоемкость газов
продолжает непрерывно увеличиваться, причем связь между коли-
чеством сообщенного тепла и соответствующим ему повышением
температуры получается более сложной и в этом случае прини-
мает вид:
Ж
Qi =J cvdT.
С
Заменяя величину теплоемкости ранее данным нами выраже-
нием, представляющим собой зависимость ее от температуры, и
интегрируя в пределах температур начала и конца сообщения
тепла, получаем:
£
Qr- J\a + bT)dT~a(J-Tc)^
t
У^Т-г-Тс) = (аЛ-ЬТ-^уТг-Тс). (17)
Отсюда получаем следующую связь между перепадом темпера-
туры и количеством сообщенного тепла:
Т-Тс =------(18)
Последнее уравнение показывает, что в процессе сообщения
тепла перепад температуры при переменной теплоемкости газов
возрастает не так сильно, как при постоянной теплоемкости [урав-
нение (16)], потому что в этом случае знаменатель в правой части
уравнения (18) (представляющий собой среднюю теплоемкость на
интервале температур Тс и Tz) всегда больше постоянной тепло-
емкости cv, которая берется при 15° Ц.
Таким образом повышенная теплоемкость в конце сжатия и
возрастание ее в процессе сообщения тепла приводят к тому, что
при одинаковом количестве сообщенного тепла перепад темпера-
туры при переменной теплоемкости получается гораздо меньше,
чем при постоянной.
НЯЛИГ- 4 представлена зависимость перепада температуры
V» ‘с) °т количества сообщенного тепла при постоянной (кри-
1в
вая /) и переменной (кривая 2) теплоемкостях. При этом в обоих
случаях абсолютная температура Тс принята равной 600° Ц. Рассмо-
трение кривых показывает, что при одинаковых количествах со-
общенного в обоих случаях тепла перепад температуры при постоян-
ной теплоемкости всегда больше, чем при переменной теплоемкости.
По мере увеличения количества сообщенного тепла (а следо-
вательно, и увеличения конечной температуры) влияние возраста-
ния теплоемкостей становится все более заметным. Вследствие
этого разница в повышении температуры при постоянной и перемен-
ной теплоемкостях увели-
чивается сильнее, чем коли-
чество сообщенного тепла.
Понижение перепада тем-
пературы при сообщении
тепла связано с уменьше-
нием возрастания давления.
Поэтому возрастание тепло-
емкости с температурой,
понижающее температуру
конца сообщения тепла,
обусловливает и понижение
давления в этой точке цикла.
Вследствие этого макси-
мальное давление цикла
при переменной теплоемко-
сти и том же количестве
сообщенного тепла оказы-
вается значительно ниже,
чем при постоянной тепло-
емкости, как это и видно на
фиг. 3, где процессы при пе-
ременной теплоемкости изо-
бражены жирными линиями.
Практическое определе-
ние температуры Тг можно
производить по уравне-
нию (17). Однако в действи-
тельно работающем двига-
теле вместо сообщения теп-
ла извне происходит выде-
Фиг. 4. Зависимость между перепадом темпе-
ратуры (7'г — Д) и количеством сообщенного
тепла Q, для Тс = 600°Ц. 1 — зависимость при
постоянной теплоемкости, 2—зависимость при
переменной теплоемкости, 3—зависимость при
переменной теплоемкости и диссоциации.
ление его вследствие сгорания топлива, содержащегося в рабочей
смеси. Поэтому для получения сравнимых результатов следует брать
количество сообщенного тепла равным количеству тепла, в действи-
тельности выделяющегося в цилиндре двигателя при совершенном
сгорании. Количество рабочей смеси Gm, содержащее 1 кг топ-
лива, выражается уравнением (13). Обозначая через Ни теплотвор-
ную способность топлива, получаем количество тепла на 1 кг ра-
бочей смеси, выделяющееся при совершенном сгорании:
(4
ОбШ.
\ X ч
2
Это количество тепла и рассматривается, как сообщаемое рабо
чему телу в идеальном цикле.
Приравнивая правые части уравнений (17) и (19), получаем:
---тг- (20)
Задаваясь величинами а, у и ₽с, а также выбирая величины Ни
и £0, определяем из этого уравнения величину температуры Tz.
Значения коэфициентов, входящих в уравнение теплоемкости,
можно брать следующими:
а — 0,165
и
b = 0,000053.
Эти величины определены по данным Тизара и Пай, относя-
щимся к продуктам сгорания бензинового двигателя при теорети-
ческом составе смеси (а=1). Однако они могут применяться с
достаточной точностью и при смесях с другими значениями коэфи-
циента избытка воздуха а.
По вычислении температуры Тг давление pz определяется из
соотношения:
(21)
Следует отметить, что в уравнениях (17)—(21) не учитывается
изменение состава рабочего тела в процессе сообщения тепла, что
сильно упрощает все подсчеты, не давая больших неточностей.
В. Расширение. Адиабатическое расширение при переменной
теплоемкости имеет тот же характер, что и адиабатическое сжатие.
Как и при сжатии истинная адиабата при переменной теплоем-
кости может быть достаточно точно заменена кривой с постоян-
ным показателем, величина которого обусловливается получением
той же температуры и давления конца расширения, что и при
истинной адиабате. Однако в этом случае, вследствие более вы-
соких температур, истинное значение показателей адиабаты, а сле-
довательно, и величина показателя политропы получаются значи-
тельно ниже, чем при сжатии. Для теоретического состава смеси
(а = 1) показатель политропы л2 можно принимать равным
1,22—1,23. Поэтому при переменной теплоемкости кривая расши-
рения протекает значительно более полого, чем при постоянной
теплоемкости, что хорошо видно на фиг. 3.
Температура и давление конца расширения определяются по
обычным уравнениям:
(22)
и
(23)
3. Коэфициент полезного действия и зависимость его от
основных факторов. Коэфициент полезного действия цикла при
18
мённой теплоемкости может быть выражен, как и цикла при
°ept «иной теплоемкости, общим уравнением (3):
__1__С2
“ 1 Qi •
Ппи этом количество отведенного тепла 02 выражается в зависи-
мости от температур так же, как и тепло Qx [уравнение (17)]:
е е
f cvdT= J\a^bT)dT=a(Te-Ta)^
a a
+ 2 (^ -
Подставляя значение Qj из уравнения (19), получаем:
а(Ге-Та)+ ~(Т2е - Т2)
т^1-------£ --------------. (24)
(1 + аЦ1+£)
Полученное уравнение позволяет определять термический к. п. д.
цикла для каждого отдельного случая. Однако им нельзя вос-
пользоваться для исследования протекания этого коэфициента, так
как связь между Те и Та вследствие сбоей сложности остается в
уравнении невыявленной- Поэтому зависимость термического к. п.д.
от условия протекания цикла можно рассматривать, лишь исходя
из общих данных.
Диаграмма, представленная на фиг. 3, показывает, что площадь
идеального цикла при переменной теплоемкости получается зна-
чительно меньше площади цикла при постоянной теплоемкости и
том же количестве сообщенного тепла. Эта разница обусловли-
вается главным образом меньшим повышением давления при со-
общении тепла вследствие менее сильного возрастания темпера-
туры, обусловленного большими величинами теплоемкости рабо-
чего тела. Поэтому работа, получаемая за цикл, а следовательно,
и его к. п. д. получаются при переменной теплоемкости значи-
тельно меньшими.
Подобное соотношение между циклами было получено при
условии, что величина постоянной теплоемкости равна истинному
ее значению при начальной температуре цикла (15° Ц). Если бы
постоянная теплоемкость была взята равной истинной теплоем-
кости при более высокой температуре, то величина ее получилась
бы больше, вследствие чего повышение температуры и давления
при сообщении тепла было бы меньше, а экономичность цикла
ниже. Тот же вывод можно сделать из рассмотрения уравнения (8),
так как при возрастании теплоемкости показатель адиабаты умень-
шается, что приводит к понижению термического к. п. д. цикла.
Таким образом при повышении величины постоянной теплоем-
кости разница между экономичностью циклов при постоянной и
переменной теплоемкостях уменьшается.
«
19
При достаточно большой постоянной теплоемкости экономич-
ность цикла при постоянной теплоемкости может получиться ниже
экономичности цикла при переменной теплоемкости. Так, если
величина постоянной теплоемкости взята равной величине истин-
ной теплоемкости при максимальной температуре цикла, то эко-
номичность цикла при переменной теплоемкости будет заведомо
выше, так как процесс в этом цикле будет протекать в среднем
при более низкой теплоемкости.
Таким образом на экономичность цикла влияет не только изме-
нение теплоемкости, но также и постоянная ее величина, взятая
для данного газа. Однако постоянная теплоемкость обычно берется
при 15°Ц, вследствие чего экономичность цикла при переменной
теплоемкости всегда получается ниже. При этом условии разница
между экономичностью обоих циклов сильно зависит лишь от
условий протекания цикла при переменной теплоемкости, влияю-
щих на величину и интен-
Фиг. 5. Влияние количества сообщенного тепла
на величину термического к. п.д. при постоянной
(кривая 1) и переменной (кривая 2) теплоемко-
стях; е = 5.
сивность возрастания те-
плоемкости в этом цикле.
Влияние основных фак-
торов на экономичность
цикла при переменной
теплоемкости имеет су-
щественное значение и
в действительном цикле
двигателя. Поэтому сле-
дует рассмотреть харак-
тер этого влияния более
подробно.
А. Влияние коли-
чества сообщаемого
тепла. При рассмотре-
нии процесса сообщения
тепла уже указывалось,
что разница в перепаде температуры (7г—Тс) при постоянной и пере-
менной теплоемкостях возрастает сильнее, чем количество сообщен-
ного тепла. Вследствие этого также увеличивается более резко
и разница в повышении давления. Таким образом с увеличением
количества сообщенного тепла разница в экономичности обоих
циклов увеличивается. Так как экономичность цикла при постоян-
ной теплоемкости не зависит от количества сообщенного тепла, то
экономичность цикла при переменной теплоемкости должна при
увеличении количества сообщенного тепла понижаться.
На фиг. 5 приведена для степени сжатия е = 5 зависимость ве-
личины термического к.п.д. циклов при постоянной и переменной
теплоемкостях от количества сообщенного тепла при одинаковом
составе рабочего тела (продукты сгорания при а = 1). Для цикла
при постоянной теплоемкости зависимость термического к. п.д. от
сообщенного тепла изображается прймой 1, параллельной оси абс-
цисс, так как этот коэфициент от сообщенного тепла не зависит.
Кривая 2 показывает изменение термического к. п. д. цикла при пе-
ременной теплоемкости и постоянном составе рабочего тела.
2Э
По мере уменьшения количества сообщенного тепла разница
эт„Ми кривыми уменьшается. Однако эта разность никогда
МеЖ жет исчезнуть, так как большее значение теплоемкости в
Не сжатия вызывает менее сильное повышение температуры и
К°лепия при любых, даже очень малых количествах сообщенного
тепта- вследствие этого к. п.д. при переменных теплоемкостях ока-
зывается всегда ниже.
Количество сообщенного тепла на 1 кг рабочего тела может
быть связано с соответствующим ему составом рабочей смеси при
помощи уравнения (19):
qi =_____.
(l+.«(l+i)
Это уравнение показывает, что для данного топлива количество
сообщенного тепла (а следовательно, и концентрация топлива в
рабочей смеси) зависит главным образом от коэфициента избытка
воздуха, так как величины Ни и Ло остаются постоянными, а ве-
Фиг. 6. Влияние коэфициента избытка воздуха а на вели-
чину термического к. п. д. при е = 5.
личины и у изменяются очень мало. При этом с уменьшением
количества сообщенного тепла соответствующий ему коэфициент
избытка воздуха в рабочей смеси увеличивается.
Исходя из этого, можно перестроить изменение термического
к. п. д. по количеству сообщенного тепла (представленное на фиг. 5)
в зависимость этого коэфициента от коэфициента избытка воз-
духа. При этом можно считать, что количество тепла, введенное с
топливом, всегда выделяется полностью и состав рабочего тела
(продуктов сгорания) остается постоянным. Эта зависимость пред-
ставлена на фиг. 6.
Из рассмотрения этой фигуры видно, что с повышением
коэфициента избытка воздуха термический к. п. д. непре-
рывно увеличивается, что обусловливается уменьшением количе-
ства сообщенного тепла на 1 кг рабочего тела. Таким образом
теоретически более выгодно применять смеси с малым содержа-
нием топлива, так как в этом случае уменьшение количества сооб-
21
-ценного тепла вызывает понижение температур цикла и, следова-
тельно, уменьшает вредное влияние возрастания теплоемкостей.
Следует отметить, что в действительности уменьшение коли-
чества сообщенного тепла вследствие увеличения коэфициента из-
бытка воздуха связано с изменением состава продуктов сгорания,
который приближается к составу воздуха. Так как объемная
теплоемкость воздуха несколько меньше объемной теплоемкости
продуктов сгорания, то это обусловливает дополнительное воз-
растание величины термического к. п. д. при увеличении коэфициента
избытка воздуха по сравнению с зависимостью, приведенной на
фиг. 6.
Б. Влияние начальной температуры. При повышении
начальной температуры цикла
чина теплоемкости возрастает,
Фиг. 7. Зависимость величины тер-
мического к. п. д. от степени сжа-
тия для циклов с различными свой-
ствами рабочего тела. 1—в оздушный
цикл при постоянной теплоемкости,
2—цикл при постоянной теплоемко-
сти для продуктов сгорания при тео-
ретически необходимом количестве
воз iyxa (а = 1), 3— цикл при пере-
менной теплоемкости продуктов сго-
рания для а. — 1, 4 — цикл при пере-
менной теплоемкости и диссоциации
продуктов сгорания при а — 1.
при переменной теплоемкости вели-
вследствие чего экономичность цикла
ухудшается.
Как уже указывалось выше, эко-
номичность цикла при постоянной
теплоемкости не зависит от на-
чальной температуры. Поэтому с
повышением температуры разница
между экономичностями обоих цик-
лов должна увеличиваться.
В. Влияние степени сжа-
тия. Влияние степени сжатия на
величину термического к.п. д. цикла
при переменной теплоемкости имеет
примерно тот же характер, что и
при постоянной теплоемкости. При
постоянной начальной температуре
цикла (при переменной теплоемко-
сти) и постоянном количестве сооб-
щенного тепла зависимость вели-
чины термического к. п. д. от сте-
пени сжатия может быть выражена
достаточно точно приближенным
уравнением того же типа, что и
при постоянной теплоемкости, а
именно:
(25)
где величина показателя п зависит от значения начальной темпе-
ратуры и количества сообщенного тепла, при которых рассматри-
вается влияние степени сжатия.
Если принять начальную температуру цикла в 15° Ц и коли-
чество сообщенного тепла соответствующим теоретическому со-
ставу смеси (а=1), то величина показателя п может быть взята
равной 1,275. Тогда уравнение (25) примет вид:
^=1—(26)
22
На фиг- 1 показана зависимость величины термического к. п. д.
степени сжатия для рассмотренных идеальных циклов. Кривая 1
°тносится к воздушному циклу при постоянной теплоемкости и
°теДСТавляет собой графическое изображение уравнения (8) при
Кривая 2 относится к идеальному циклу при постоянной
еплоемкости для продуктов сгорания при а=1 и получена при
помощи того же уравнения, считая k =1,38. Кривая 3 построена
ппи помощи уравнения (26) и, следовательно, относится к идеаль-
ному циклу с тем же рабочим телом, что и для кривей 2, но с
учетом зависимости теплоемкости от температуры.
У Как видно, переход от воздуха к продуктам сгорания, обла-
дающим несколько большей молярной теплоемкостью, сопрово-
ждается некоторым уменьшением величины термического к. п. д.
Однако увеличение теплоемкости продуктов сгорания с возраста-
нием температуры оказывает значительно большее влияние и вы-
зывает резкое понижение величины термического к. п. д.
§ 4. ИДЕАЛЬНЫЙ ЦИКЛ ПРИ ПЕРЕМЕННОЙ ТЕПЛОЕМКОСТИ И ДИС-
СОЦИАЦИИ
Как уже указывалось выше, реальное рабочее тело обладает
свойством термической диссоциации при высоких температурах.
Термической диссоциацией называется процесс распадения молекул
при высоких температурах, связанный с поглощением тепла.
В рабочей смеси, находящейся в двигателе, диссоциируют глав-
ным образом водяные пары на водород и кислород и углекислота
на окись углерода и кислород. Диссоциация этих соединений на-
чинает быть заметной с 1500°Ц и в дальнейшем довольно быстро
возрастает. Так как диссоциация сопровождается поглощением
тепла, то при ее наличии сообщаемое тепло частично затрачи-
вается на этот процесс, а не на повышение температуры газов.
Вследствие этого повышение температуры при учете диссоциации
получается меньше, чем в цикле с переменной теплоемкостью.
Влияние диссоциации на перепад температуры при сообщении
тепла представлено на фиг. 4, где кривая 3 показывает зависи-
мость перепада температуры от количества сообщенного тепла при
переменной теплоемкости и диссоциации.
Как видно, в этом случае перепад температуры значительно
меньше, чем без учета диссоциации, причем эта разница по мере
возрастания количества сообщенного тепла, а следовательно, и
максимальной температуры цикла резко увеличивается.
В процессе расширения вследствие понижения температуры
газов происходит обратное соединение молекул, связанное с выде-
лением тепла. Поэтому кривая расширения протекает еще более
плавно, чем в случае цикла при переменной теплоемкости.
Экономичность цикла при переменной теплоемкости и диссо-
циации рабочего тела получается несколько ниже, чем без учета
Диссоциации, так как понижение температуры в конце сообщения
тепла обусловливает меньшее значение максимального давления,
а следовательно, и меньшую работу цикла при том же количестве
сообщенного тепла.
23
(27)
— —1 очное илрсдслспис о^тчипы icpMH^ciKuro к- н* д. цикля при ’
переменной теплоемкости и диссоциации представляет значитель-
ные трудности. Однако зависимость величины этого термического
к. п. д. от степени сжатия при постоянной начальной температуре
и постоянном количестве сообщенного тепла (т. е. при постоянном
составе смеси) может быть выражена приближенным уравнением
того же типа, как и для первых двух циклов. При этом для на-
чальной температуры 15° Ц и при количестве сообщенного тепла,
соответствующем теоретическому составу смеси, эта зависимость
имеет вид:
’If = ^258 •
Последнее уравнение представлено графически на фиг. 7 (кри-
вая 4). Термический к. п. д. в этом случае получается несколько
ниже, чем в случае циклов без учета диссоциации: однако влияние
диссоциации менее значительно, чем влияние возрастания теплоем-
кости с температурой.
Идеальный цикл при переменной теплоемкости и диссоциации
представляет собой максимально возможное приближение идеаль-
ного цикла к реальным условиям с точки зрения свойств рабочего
тела. Как видно, переход от воздушного цикла к циклу с про-
дуктами сгорания при переменной теплоемкости и диссоциации
связан с резким уменьшением величины термического к. п. д. Это
падение величины термического к. п. д. обусловливается тремя при-
чинами: 1) большей величиной молярной теплоемкости продуктов
сгорания по сравнению с ее величиной для воздуха, 2) увеличением
теплоемкости с возрастанием температуры и 3) диссоциацией продук-
тов сгорания. Таким образом свойства рабочего тела сильно влияют
на экономичность идеального цикла и, следовательно, должны
оказывать влияние также и на экономичность действительного
цикла.
глава и
УСТРОЙСТВО ДВИГАТЕЛЯ И ПРИНЦИП ЕГО РАБОТЫ
§ 5. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ ОБ УСТРОЙСТВЕ ДВИГАТЕЛЯ И НАЗНАЧЕНИИ
ЕГО ДЕТАЛЕЙ
Как было указано раньше, в двигателях внутреннего сгорания
работа получается из тепла, которое выделяется при сгорании
топлива, содержащегося в рабочей смеси. Применяемая для этой
цели схема устройства авиационного двигателя легкого топлива
приведена на фиг. 8.
Сгорание топлива происходит в цилиндре /, который предста-
вляет собой стакан. В днище цилиндра расположены два отвер-
стия: отверстие 2 служит для впуска свежей смеси, а от-
верстие 3 — для удаления продуктов сгорания. Эти отверстия не-
обходимы, так как при непрерывной работе двигателя следует
периодически возобновлять в цилиндре порции свежей смеси
и удалять из цилиндра продукты сгорания топлива.
24
Свежая
в карбюраторе
смесь, т. е. смесь топлива с воздухом, образуется
4. Воздух, поступающий в карбюратор, прохо-
Фиг. 8. Схема устройства двигателя.
Дит через диффузор 5, средняя часть которого сужена. Так как
при этом скорость воздуха резко возрастает, то статическое да-
?5
вление его в диффузоре падает. Вследствие этого топливо, подво*
димое в центр потока воздуха, подсасывается последним и, пере-
мешиваясь с воздухом за диффузором (в смесительной камере),
образует свежую смесь.
Из смесительной камеры свежая смесь по всасывающему тру-
бопроводу 6 подводится к впускному отверстию 2 цилиндра. На
пути следования свежей смеси устанавливается во всасывающем
трубопроводе дроссельная заслонка 7, называемая обычно просто
дросселем. Дроссель служит для регулирования количества све-
жей смеси, проходящей по всасывающему трубопроводу.
Так как впуск свежей смеси в цилиндр должен производиться
периодически,, то впускное отверстие 2 может закрываться при
помощи впускного клапана 8, который кромкой своей тарелки
плотно прилегает к опорной поверхности, называемой гнездом.
Для той же цели выпускное отверстие 3 в цилиндре, служа-
щее для удаления продуктов сгорания, может закрываться выпуск-
ным или выхлопным клапаном 9. Верхняя часть цилиндра с рас-
положенными в ней впускными и выпускными клапанами назы-
вается головкой цилиндра.
Внутри цилиндра расположен поршень 10, который переме-
щается вдоль его оси. При перемещении поршня изменяется объем
пространства, заключенный между днищами цилиндра и поршня.
Для получения герметичности цилиндра поршень снабжен пру-
жинящими уплотнительными поршневыми кольцами 11, кото-
рые прижимаются к внутренней поверхности цилиндра, назы-
ваемой зеркалом, и тем самым препятствуют перетеканию газов
между стенками цилиндра и поршнем.
Движение поршня происходит под действием шатуна 12, верх-
няя головка которого 13 шарнирно связана с поршнем при по-
мощи поршневого пальца 14. Нижняя головка 15 шатуна свободно
вращается на шатунной шейке коленчатого вала 16, который ле-
жит на коренных подшипниках 17.
Легко видеть, что при вращении коленчатого вала шатун будет
сообщать поршню возвратно-прямолинейное (поступательное) дви-
жение. Совокупность цилиндра, поршня, шатуна и коленчатого
вала называется кривошипным механизмом.
Для воспринятая усилий, появляющихся при работе кривошип-
ного механизма, цилиндр и коренные подшипники коленчатого
вала укрепляются в жестком корпусе 18, который называется кар-
тером. Последний служит также для расположения дополнитель-
ных агрегатов, необходимых для работы двигателя, а также для
крепления подшипников их приводов.
Для правильной работы двигателя, как это будет показано
в дальнейшем, открытие и закрытие впускного и выпускного кла-
панов должны происходить при вполне определенном положении
коленчатого вала. Поэтому в двигателях применяется принудитель-
ное движение клапанов, осуществляемое при помощи распредели-
тельного механизма. Последний состоит из кулачкового вала 19,
приводимого во вращение от коленчатого вала двигателя при по-
мощи шестерен и вертикального вала 20. При вращении кулачко-
вого вала кулачки 21 периодически нажимают на наконечники кла-
26
открывая при этом последние. Обратная посадка клапа-
паН0 да место (закрытие) производится при помощи клапанных
нов 22
иР^спламеиение рабочей смеси в цилиндре производится при
.О1ци электрической искры. Последняя -получается от ввернутой
П°головку цилиндра свечи 23, состоящей из центрального элек-
ВпОда, укрепленного в изолирующую втулку, которая расположена
в стальном ниппеле. Ниппель снабжен резьбой, служащей для кре-
пления свечи в стенке головки цилиндра. На внутренней части
ниппеля, расположенной в цилиндре, укреплен боковой электрод.
К наружн0МУ концу центрального электрода присоединяется про-
вод, идущий от аппарата 24, служащего для получения тока высо-
кого напряжения и называемого магнето. Магнето приводится
в действие от двигателя. В требуемый момент времени ток высо-
кого напряжения поступает от магнето на центральный электрод
свечи и, проскакивая через искровой промежуток на боковой
электрод, образует электрическую искру, зажигающую смесь.
Для получения своевременного образования искры в цилиндре маг-
нето имеет специальное устройство, которое будет разобрано в
дальнейшем.
При работе двигателя некоторые трущиеся поверхности нахо-
дятся под действием значительных усилий, как, например, опорные
поверхности шатунных и коренных подшипников. Поэтому необ-
ходимо применять смазку под давлением, при котором повышен-
ный расход масла позволяет осуществлять не только смазку тру-
щихся поверхностей, но и отвод тепла, выделяющегося вследствие
работы трения, т. е. позволяет осуществлять охлаждение под-
шипников.
Повышение давления масла происходит в нагнетательной масля-
ной помпе 25, откуда масло по маслопроводу 26 поступает на
опорные поверхности коренных подшипников. В дальнейшем масло
частично вытекает через зазор между валом и подшипниками в кар-
тер, а частично проходит через отверстие в коренной шейке внутрь
вала. Отсюда оно поступает во внутреннее сверление 27 шатунной
шейки и далее через соответствующее отверстие на опорную по-
верхность шатунного подшипника, откуда через зазор выбрасы-
вается внутрь картера.
Обычно смазка остальных трущихся поверхностей, как то: бо-
ковой поверхности поршня, зеркала цилиндра, поверхности пальца
поршня и т. д. производится не под давлением, а при помощи
масла, вытекающего из подшипников и разбрызгиваемого внутри
картера центробежной силой.
Некоторая часть масла, расположенного на стенках цилиндра,
попадает в рабочую полость цилиндра (т. е. в пространство между
Донышком цилиндра и донышком поршня) и там частично сгорает
вместе с топливом, а частично выкидывается наружу вместе с про-
дуктами сгорания. Так как эта часть масла представляет собой чи-
стую потерю, то для уменьшения ее устанавливаются на поршне
омимо уплотнительных колец маслосбрасывающие кольца 30, слу-
аЩие для удаления лишнего слоя масла со стенок цилиндра.
При проходе через двигатель масло нагревается. Удаление
27
масла из двигателя производится при помощи отсасывающей
помпы 28, которая откачивает масло в масляный радиатор 29.
Радиатором называется аппарат, служащий для охлаждения более
горячего тела путем передачи тепла к более холодному. Для этой
цели он должен иметь достаточную охлаждающую поверхность,
образованную тонкими стенками, с одной стороны которых цирку-
лирует охлаждаемое тело, а с другой стороны — охлаждающее.
Масляные радиаторы охлаждаются либо водой, либо воздухом.
Масло в радиаторе охлаждается до требуемой температуры и после
этого поступает в масляный бак, откуда оно снова поступает в на-
гнетательную помпу;
Вследствие сгорания рабочей смеси в цилиндре температура
продуктов сгорания достигает большой величины. Поэтому во из-
бежание перегрева цилиндра, поршня и клапанов, а также во избе-
жание воспламенения смазывающего масла, попадающего на стенки
цилиндра, должно быть предусмотрено достаточное охлаждение ци-
линдра и его головки. В настоящее время наиболее употреби-
тельны два вида охлаждения: водяное и воздушное.
В случае водяного охлаждения цилиндр и головка снабжаются
водяной рубашкой 31, через которую прогоняется охлаждающая
вода. Так как при проходе по водяной рубашке вода нагревается,
то для ее охлаждения до требуемой температуры вода по выходе
из двигателя пропускается через радиатор 33, обдуваемый потоком
воздуха. Движение воды в двигателе создается водяной помпой 32,
в которую вода поступает из радиатора. Таким образом вода
является лишь промежуточным агентом, служащим для переноса
тепла от стенок цилиндра к воздуху.
При воздушном охлаждении цилиндр и головка снабжаются
охлаждающими ребрами, через которые тепло передается непо-
средственно обдувающему их потоку воздуха.
Мощность, развиваемая двигателем, затрачивается на вращение
воздушного винта или пропеллера 34, укрепленного на носке 35
коленчатого вала. Вращение винта создает осевое усилие, назы-
ваемое силой тяги, которая и служит для движения самолета или
дирижабля.
Сила тяги воспринимается упорным подшипником двигателя и
в дальнейшем передается через картер на подмоторную раму,
являющуюся частью самолета или дирижабля. Картер двигателя
крепится к подмоторной раме при помощи ряда болтов. Помимо
силы тяги, подмоторная рама воспринимает реакцию от крутящего
моментавинта и от сил инерции,не уравновешенных внутри двигателя.
§ 6. ОПИСАНИЕ ПРИНЦИПА РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ. ИНДИКАТОРНАЯ
ДИАГРАММА
Как уже отмечалось в § 5, непрерывнее движение поршня осу-
ществляется при помощи кривошипного механизма, изображен-
ного схематически на фиг. 9. При непрерывном вращении колен-
чатого вала с радиусом колена R поршень под действием шатуна
движется возвратно-поступательно между двумя крайними поло-
жениями / и II. Эти положения поршня получаются при совпа-
28
пении радиуса колена С осью цилиндра, причем положение пор-
ция в точке I, наиболее удаленной от оси коленчатого вала, назы-
ается верхним мертвым положением или верхней мертвой точ-
кой (в- м- т-)- Местоположение поршня в точке II, ближай-
шее к оси коленчатого вала, называется нижней мертвой точкой
(н. м. т.).
Путь поршня между двумя крайними положениями, т. е. между
в. м- т. и и. м. т., называется ходом поршня 5. Ход поршня равен
двойному радиусу колена, т. е. диаметру окружности, описываемой
радиусом колена при своем вращении. Объем, описываемый
поршнем в течение одного хода, называется рабочим объемом ци-
поршнем в течение
линдра. Если О—диаметр цилиндра, то его рабочий объем равен:
®Л = —5.
(28)
Полный период работы авиационного двигателя, необходимый
для непрерывного практического осуществления действительного
цикла, происходит за четыре хода поршня, которые следует рас-
смотреть по отдельности. Ход поршня часто называют тактом.
Двигатели, процесс в которых осуществляется за четыре такта,
называются четырехтактными.
1. Ход всасывания. В течение этого хода (фиг. 10) поршень
перемещается из верхнего мертвого положения в нижнее; при
этом всасывающий клапан открыт, а выхлопной клапан закрыт.
В цилиндр поступает свежая смесь воздуха с топливом, которая
образуется в смесительной камере карбюратора. Эта смесь пере-
мешивается в цилиндре с остатками продуктов сгорания, оставши-
мися от предыдущего цикла и называемыми остаточными газами,
и образует рабочую смесь.
В верхней части фиг. 10 приведена диаграмма, на оси абсцисс
которой откладывается объем цилиндра, а по оси ординат суще-
ствующее в нем абсолютное давление. Таким образом эта диа-
грамма показывает изменение абсолютного давления в цилиндре
в зависимости от его объема, изменяющегося вследствие переме-
щения поршня. Поступление смеси в цилиндр происходит вслед-
ствие разности между давлением внешнего воздуха и давлением
в цилиндре: поэтому в том случае, когда воздух идет непосред-
ственно из атмосферы, в цилиндре в течение хода всасывания го-
29
сподствует разрежение й на диаграмме линия всасывания идет
ниже линии атмосферного давления ро.
2. Ход сжатия. В начале обратного хода поршня всасывающий
клапан закрывается, вследствие чего рабочая смесь, находящаяся
в цилиндре, начинает сжиматься (фиг. И). Это сжатие происходит
в течение всего хода поршня и изображается на диаграмме в виде
соответствующей кривой.
3. Ход расширения. В конце хода сжатия находящаяся в ци-
линдре смесь воспламеняется электрической искрой. Вследствие
Фиг. 11. Ход сжатия.
этого третий ход поршня, кинематически являющийся повторением
первого, сопровождается сначала сгоранием рабочей смеси, а в даль-
нейшем— расширением продуктов сгорания (фиг. 12). В резуль-
тате большого повышения температуры при сгорании давление
30
газов в течение хода расширения в несколько раз больше, чем
в течение хода сжатия. Поэтому работа, получаемая от газов при
расширении, оказывается больше, чем работа, затрачиваемая на
сжатие, т. е. имеется некоторый положительный избыток работы,
который и представляет собой полезную работу, полученную в дви-
гателе из тепла. Поэтому
этот ход поршня назы-
вается также рабочим
ходом.
4. Ход выхлопа. К кон-
цу хода расширения
открывается выхлопный
клапан, и поршень при
обратном движении к
в. м. т. (фиг. 13) выталки-
вает из цилиндра про-
дукты сгорания. Вслед-
ствие сопротивления в
выхлопном клапане и тру-
бопроводах давление в
цилиндре всегда бывает
несколько больше внеш-
него давления. Поэтому линия выхлопа на диаграмме проходит
выше линии атмосферного давления. В камере сгорания цилиндра
по окончании хода выхлопа остается некоторое количество продук-
тов сгорания. Как уже указывалось выше, эти газы, называемые
остаточными, смешиваются со свежей смесью, поступающей в
Фиг. 13. Ход выхлопа.
цилиндр в течение после-
дующего хода всасыва-
ния, и образуют рабо-
чую смесь.
Таким образом из че-
тырех ходов поршня,
образующих полный пе-
риод работы двигателя,
работа получается лишь
в течение третьего хода.
Остальные три хода тре-
буют затраты работы. По-
этому для непрерывной
равномерной работы од-
ноцилиндрового двига-
теля необходимо иметь
достаточные вращающиеся массы, инерция которых вращает колен-
чатый вал двигателя в течение нерабочих ходов поршня. Для
получения этих масс на вал двигателя одевается массивное колесо,
называемое маховиком. В многоцилиндровых двигателях рабочие
хода в отдельных цилиндрах смещаются по времени, вследствие
чего коленчатый вал непрерывно находится под действием враща-
ющих усилий; поэтому маховые массы, необходимые для получения
равномерной работы, имеют значительно меньшую величину.
31
Изображенная на фиг. 13 диаграмма называется индикаторной.
Таким образом индикаторная диаграмма представляет собой гра-
фическую зависимость абсолютного давления в цилиндре от за-
ключенного в нем объема за полный период работы двигателя,
т. е. за четыре хода поршня. Диаграмма называется „индикатор-
ной" вследствие того, что подобные диаграммы получаются экс-
периментально при помощи приборов, называемых индикаторами.
Пример реальной индикаторной диаграммы приведен на фиг. 14.
Индикаторную диаграмму нельзя рассматривать как простую
термодинамическую, так как она включает также процессы, проте-
Фиг. 14. Индикаторная диаграмма, е == 6.
Опережение зажигания на максимальную
мощность, равное 24°. 1 — открытие всасы-
вающего клапана, 2 — закрытие всасываю-
щего клапана, 3—зажигание смеси, 4—от-
крытие выхлопного клапана, 5—закрытие
выхлопного клапана, р0— внешнее давление.
кающие при переменных коли-
чествах рабочего тела и при
наличии химических реакций.
Однако она дает достаточно
точное представление о про-
цессах, происходящих в ци-
линдре двигателя, и позволяет
определять количество рабо-
ты, получаемой в двигателе
из тепла, т. е. оценивать те-
пловую экономичность и ра-
ботоспособность действитель-
ного цикла.
Поэтому необходимо рас-
смотреть более подробно
характер процессов, образу-
ющих индикаторную диаграм-
му и тем самым влияющих на
мощность и экономичность
двигателя. Этих процессов
всего пять: наполнение, сжатие, сгорание, расширение и выхлоп.
В этой последовательности указанные процессы и рассмотрены в
следующей главе.
г л а в а ш
ОСНОВНЫЕ ПРОЦЕССЫ, ПРОИСХОДЯЩИЕ В ЦИЛИНДРЕ
ДВИГАТЕЛЯ
§ 7. НАПОЛНЕНИЕ
Процесс наполнения в основной своей части совпадает с ходом
всасывания поршня. Этот процесс служит для введения в цилиндр
свежей смеси, содержащей энергию, необходимую для получения
работы. При прочих равных условиях количество этой энергии пред-
определяет величину работы, получаемой в дальнейшем от дви-
гателя. Так как одним из основных требований, предъявляемых
к авиационному двигателю, является получение возможно большей
мощности при данном весе конструкции, то весьма важно напол-
нять цилиндр максимально возможным при существующих усло-
виях количеством свежей смеси. С этой точки зрения и оцени-
32
вается эффективность процесса наполнения, которая характери-
зуется специальным параметром, называемым коэфициентом напол-
дения и обозначаемым
Коэфициент наполнения представляет собой отношение веса G
действительно поступившего в цилиндр воздуха к тому его коли-
честву, которое могло бы поместиться в рабочем объеме цилин-
дра при давлении и температуре внешнего воздуха; для обычных
двигателей этот воздух берется на входе в карбюратор. Послед-
нее количество воздуха Gt называется теоретическим.
Таким образом коэфициент наполнения может быть выражен
следующим уравнением:
(29)
причем
GT =Т'йТо,
где Yo — удельный вес воздуха, поступающего в карбюратор.
Следовательно, коэфициент наполнения характеризует посту-
пающее в цилиндр количество воздуха по сравнению с теоретиче-
ски возможным.
Оценка совершенства наполнения цилиндра по воздуху, т. е. при
рассмотрении действительного количества поступающего воздуха,
а не свежей смеси, практически более удобна. При этом определе-
ние количества поступившей смеси не представляет трудности, если
известен состав горючей смеси, т. е. пропорция между топливом и
воздухом, обычно характеризуемая коэфициентом избытка воздуха.
Начало открытия всасывающего клапана, а следовательно, и
начало наполнения цилиндра происходит в в. м. т. или несколько
ранее. Этот момент характеризуется соответствующим положением
коленчатого вала по отношению к положению его при в. м. т.
Более раннее открытие всасывающего клапана по отношению к в. м. т.
называется опережением его открытия; оно в среднем равно 5-4-10°
поворота коленчатого вала до в. м. т. (фиг. 14).
После открытия всасывающего клапана движение поршня соз-
дает понижение давления в цилиндре, вследствие чего и проис-
ходит поступление свежей смеси, которая смешивается в цилин-
дре с остаточными газами. Величина разрежения в цилиндре за-
висит от скорости движения смеси и гидравлического сопроти-
вления всасывающей системы, клапана и карбюратора. Можно счи-
тать, что в среднем это разрежение равно 0,08-^0,12 ат.
В период наполнения цилиндра температура свежей смеси до-
вольно значительно повышается вследствие подогрева ее как от
окружающих поверхностей в цилиндре, так и в результате смеше-
ния с остаточными газами. Температура поверхностей деталей,
образующих камеру сгорания, сильно колеблется и в среднем до-
стигает следующих величин: температура тарелок выхлопных кла-
панов 700-4-800° Ц, электродов свечей 400-^-600° Ц, тарелок всасы-
вающих клапанов 400-4-500° Ц, донышка поршня 200-4-250° Ц, стенок
Цилиндра и головки мотора воздушного охлаждения 150-4-300° Ц,
стенок цилиндра и головки мотора водяного охлаждения 80-4-200° Ц.
Температура остаточных газов в среднем равна 800-4-900° Ц.
3 Общ. курс авиадвигателей. 1360 33
Можно считать, что повышение темперйтуры свежей смеСи
в период наполнения цилиндра достигает 40н-60°Ц. Понижение
давления и повышение температуры смеси уменьшают ее удель-
ный вес, а следовательно, и ее весовое количество, которое может
поместиться в цилиндре данного объема. Однако повышение тем-
пературы смеси, вызываемое смешением ее с остаточными газами,
почти не влияет на количество поступившей смеси. Это объяс-
няется тем, что молярная теплоемкость остаточных газов и све-
жей горючей смеси отличается незначительно, вследствие чего
увеличение объема свежей смеси при повышении ее температуры
примерно равно уменьшению объема остаточных газов вслед-
ствие их охлаждения.
Давление остаточных газов оказывает значительное влияние
на наполнение цилиндра свежей смесью. В зависимости от этого
давления будет изменяться степень расширения остаточных газов
при уменьшении давления в цилиндре в период наполнения. При
этом с увеличением давления остаточных газов в конце хода вы-
хлопа их объем к концу хода всасывания будет больше, и, следо-
вательно, цилиндр будет наполняться свежей смесью хуже.
Примесь топлива влияет на количество поступающего в ци-
линдр воздуха очень незначительно, о чем более подробно ска-
зано в § 22.
Таким образом величина коэфициента наполнения в основном
зависит от трех факторов:
а) падения давления смеси при поступлении ее в цилиндр;
б) подогрева смеси от окружающих ее стенок;
в) давления остаточных газов в конце хода выхлопа.
Увеличение всех этих факторов приводит к уменьшению весо-
вого заряда поступающей смеси и, следовательно, к понижению
коэфициента наполнения. Теоретическое количество поступающего
воздуха представляет собой то его количество, которое могло бы
поместиться в рабочем объеме цилиндра при отсутствии перепада
давления при наполнении, при отсутствии подогрева воздуха и
при атмосферном давлении остаточных газов.
Наполнение цилиндра оканчивается при повороте коленчатого
вала на 35-*-45° после н. м. т. (точка 2 на фиг. 14). В этот момент
закрывается всасывающий клапан, причем число градусов поворота
вала после н. м. т., соответствующее этому моменту, называется
запаздыванием закрытия клапана.
Таким образом всасывающий клапан закрывается в тот момент,
когда поршень уже прошел н. м. т. и движется к верхней, начи-
ная ход сжатия. Запаздывание закрытия клапана не ухудшает на-
полнения цилиндра свежей смесью, а наоборот, увеличивает ее
количество, поступившее в цилиндр, и, следовательно, повышает
величину коэфициента наполнения.
Это объясняется тем, что в течение хода всасывания свежая
смесь приобретает во всасывающей системе значительную скорость.
Изменение направления движения поршня при прохождении его через
н. м. т. не останавливает поступления смеси в цилиндр, что явля-
ется следствием инерции смеси. Смесь продолжает поступать
в цилиндр, причем для быстроходных двигателей кинетическая
84
энергия смеси оказывается настолько значительной, что возможно
производить наполнение цилиндра в течение довольно значитель-
ной части хода сжатия. Кроме того, в конце хода сжатия в цилин-
дре еще имеется пониженное давление, которое точно так же спо-
собствует поступлению смеси в цилиндр, несмотря на начавшийся
обратный ход поршня. Таким образом запаздывание закрытия кла-
пана позволяет повысить наполнение цилиндра, увеличивая давле-
ние смеси в конце наполнения за счет использования кинетической
энергии смеси и пониженного давления в цилиндре в конце хода
всасывания.
Помимо инерции смеси на характер изменения давления в цилиндре
в течение наполнения его смесью могут значительно влиять коле-
бания давления смеси во всасывающей системе. Появление этих
вибраций обусловливается пульсирующим поступлением свежей
смеси в цилиндр двигателя. В случае длинного всасывающего тру-
бопровода, питающего один цилиндр, колебания свежей смеси
могут резко изменять давление в цилиндре в конце наполнения
и тем самым величину коэфициента наполнения. Однако обычно
всасывающие трубопроводы обслуживают несколько цилиндров
и выполняются настолько короткими, что влияния колебаний смеси
возможно не учитывать.
§ 8. СЖАТИЕ
Предварительное сжатие смеси до ее воспламенения было
впервые применено Отто и Бо де-Роша. Оно позволяет повышать
давление газов после сгорания и таким образом увеличивать ра-
боту, получаемую в течение их расширения. Вследствие этого по-
вышается также и степень преобразования тепла в работу, т. е.
экономичность двигателя.
Сжатие смеси в цилиндре начинается в начале хода сжатия и
осуществляется в начальный период главным образом в результате
продолжающегося поступления свежей смеси, а в дальнейшем, после
закрытия всасывающего клапана, вследствие движения поршня.
В начале сжатия температура рабочей смеси значительно ниже,
чем температура окружающих ее поверхностей, вследствие чего
происходит нагревание рабочей смеси. В дальнейшем температура
смеси за счет сжатия и отчасти подогрева от стенок достигает
300-ч-400о Ц. Так как большая часть окружающих ее поверхностей
имеет меньшую температуру, то начинается обратный поток тепла,
т. е. охлаждение смеси.
Таким образом процесс сжатия представляет собой политропу
с двухсторонним теплообменом. Так как интенсивность обмена
тепла очень невелика, то эта политропа оказывается близкой
к адиабате при переменных теплоемкостях, причем величина ее
показателя колеблется в пределах 1,33-^1,36.
§ 9. СГОРАНИЕ
За действительный цикл двигателя рабочее тело не получает
тепла от какого-либо внешнего источника, как в идеальном цикле.
Энергия, необходимая для работы двигателя, вводится вместе
* 35
с топливом в виде потенциальной химической энергии последнего.
В дальнейшем эта энергия должна выделяться, превращаясь в теп-
ловую энергию, и затрачиваться на нагревание рабочего тела,
т. е. производить тот же эффект, что и в случае сообщения внеш-
него тепла. Процесс преобразования химической энергии топлива
в тепловую происходит в течение окисления его, т. е. соединения
с кислородом. Этот процесс и называется сгоранием топлива.
Для максимального приближения действительного цикла к иде-
альному выделение тепла должно происходить после сжатия
смеси, по возможности вблизи в. м. т. Отклонение момента выде-
ления тепла в ту или другую сторону от в. м. т. приводит к ухуд-
шению экономичности цикла, так как уменьшается степень рас-
ширения рабочего тела после сообщения тепла. Таким образом
процесс сгорания должен протекать достаточно быстро для того,
, чтобы связанное с ним выделение тепла
Фиг. 15. Распространение
фронта пламени по камере
сгооания (по Шнауфферу).
г—местоположение свечей.
могло вызвать повышение температуры ра-
бочего тела примерно в требуемый момент
протекания действительного цикла. Кроме
того, для максимального использования
энергии топлива, сгорание должно быть
по возможности полным, т. е. сопровож-
даться полным окислением молекул топ-
лива с выделением максимально возмож-
ного количества тепла.
Скорость и полнота процесса сгорания
оказывают решающее влияние на форму
действительного цикла. Таким образом
протекание этого процесса является осно-
вным фактором, предопределяющим сте-
пень приближения действительного цикла
к идеальным условиям, а следовательно,
и его экономичность.
1. Нормальное протекание процесса
сгорания. Процесс сгорания начинается с момента воспламенения
смеси от электрической искры высокого напряжения (Юн-12 тыс. в).
При этом для получения своевременного распространения пла-
мени зажигание осуществляется в конце хода сжатия в момент,
когда коленчатый вал не дошел до положения, соответствующего
в. м. т. в среднем на 25н-35° (фиг. 14). Последняя величина, со-
ответствующая моменту зажигания смеси, называется опережением
зажигания.
Для получения достаточной скорости воспламенения смеси за-
жигание обычно осуществляется при помощи двух свечей, распо-
ложенных приблизительно в противоположных концах камеры
сгорания. В дальнейшем фронт пламени (зона интенсивного сгора-
ния воспламеняемого топлива) распространяется по рабочей смеси
во всех направлениях примерно с одинаковой скоростью, вслед-
ствие чего его форма близка к сферической.
На фиг. 15 представлена полученная экспериментально картина
распространения фронта пламени в цилиндрической камере сгора-
ния при зажигании смеси с двух противоположных сторон камеры
36
темпе
скорость
Л'
(в точках z). Как видно, форма фронта пламени близка к правиль-
ной сфере. Некоторые отклонения от этой формы в отдельных
случаях довольно значительные, могут получаться вследствие вли-
яния местных условий состояния смеси на скорость распростране-
ния пламени, что будет рассмотрено в дальнейшем.
Одновременно с распространением пламени по рабочей смеси
происходит выделение тепла, вызывающее повышение ее
туры. Последнее обусловливает повышение давления,
которого таким образом связана со ско-
ростью воспламенения смеси.
На фиг. 16 приведена связь между рас-
пространением пламени в камере сгорания
и соответствующим повышением давления.
Для получения картины движения пламени
было устроено в камере сгорания узкое
кварцевое окно, расположенное от места
зажигания до противоположного конца
камеры. Таким образом движущийся фронт
пламени изображался в этом окне в виде
светящейся узкой полоски, перемещав-
шейся от места расположения свечи до
противоположного конца камеры. Для ре-
гистрации скорости движения пламени
мимо этого окна двигалась с достаточно
большой скоростью лента светочувстви-
тельной пленки. Соответствующее опти-
ческое устройство позволяло проектиро-
вать на эту ленту все окно, вследствие
чего в каждый момент времени фронт пла-
мени отпечатывался на ленте в виде све-
тящейся узкой полоски. Так как движение
пламени вдоль окна происходило в пер-
пендикулярном направлении по отношению
к направлению движения ленты, то путь
фронта пламени отпечатывался на ленте
в виде наклонной прямой, угол наклона
которой зависел от скорости движения
пламени (при постоянной скорости ленты).
Так, если пламя считать неподвижным, то.
на ленте изобразится линия, параллельная
направлению движения ленты. Наоборот, если предположить,
что пламя движется с бесконечно большой скоростью, то на
ленте должна отпечататься прямая, нормальная направлению дви-
жения ленты.
На снимке, представленном на фиг. 16, пламя двигалось снизу
вверх, а лента перемещалась горизонтально справа налево. По-
этому увеличение угла наклона линии движения пламени по отно-
шению к горизонтали показывает на возрастание скорости его
распространения. Светлая зона, отпечатавшаяся на пленке после
прохождения фронта пламени, обусловливаетя свечением газов после
их воспламенения. Под фотографией движения пламени предста-
8?
Фиг. 16. Распространение
пламени и повышение дав-
ления при сгорании в двига-
теле (во Уитроу и Бойду).
Шкала на снимке движения
пламени дает расстояние от
места расположения свечи
в дюймах. Шкала на диа-
грамме изменения давления
дает абсолютное давление в
фунтах на 1 кв. дюйм. Точ-
ка А указывает момент за-
жигания смеси. Расстояние
АВ соответствует повороту
коленчатого вала на 20°.
влена диаграмма повышения давления по времени. Масштаб вре-
мени при этом взят тот же, что и на снимке пламени.
Для синхронизации начального отсчета шкалы времени при
получении обеих диаграмм регистрировались два момента поло-
жения коленчатого вала: один — соответствующий моменту зажи-
гания смеси, а другой — через 20° поворота вала. Эти моменты
отмечены на фиг. 16 буквами А и В. Таким образом расстояние
между этими точками соответствует интервал} времени, необходи-
мому для поворота коленчатого вала на 20° при существующей
скорости его вращения.
Как видно на фиг. 16, начальный период распространения пла-
мени не вызывает значительного повышения давления в цилиндре,
которое происходит почти исключительно вследствие продолжающе-
гося сжатия. Примерно после того, как фронт пламени прошел около
трети своего пути, объем сгоревшей смеси оказывается настолько
значительным, что соответствующее возрастание температуры дает
заметное повышение давления, которое продолжается непрерывно
вместе с дальнейшим распространением пламени и заканчивается
примерно в тот момент, когда пламя достигло наиболее удален-
ной точки камеры сгорания, т. е. охватило всю смесь. При этом
характер повышения давления и переход его через максимум все
время происходят достаточно плавно.
Воспламенение всей смеси, вообще говоря, не сопровождается
окончанием ее сгорания; обычно за фронтом пламени происходит
остаточное сгорание рабочей смеси, связанное с выделением зна-
чительного количества тепла. Эта последняя фаза сгорания, про-
исходящая в уже воспламененной смеси и в основном после дости-
жения максимального давления в цилиндре, вызывается догоранием
смеси.
На фиг. 16 догорание смеси характеризуется ярким свечением
газов после того, как фронт пламени прошел через всю смесь.
Так как обычно снимков движения пламени не имеется, то
принимают, что окончание воспламенения смеси в цилиндре сов-
падает с моментом достижения максимального давления по инди-
каторной диаграмме. Поэтому этот момент часто называется кон-
цом видимого сгорания. Продолжающееся в дальнейшем выделе-
ние тепла относится к догоранию и рассматривается как одно из
явлений, происходящих в течение расширения газов в цилиндре
с уменьшением их давления, т. е. в течение процесса расширения.
, Как известно, конечными продуктами сгорания углеводородов,
образующих топливо, являются водяной пар и углекислота. Однако
в действительности процесс соединения молекул топлива с кисло-
родом проходит через ряд последовательных ступеней, в течение
которых происходит постепенное окисление этих молекул с обра-
зованием ряда промежуточных продуктов. Последовательность
реакций, связанных с переходом молекулы топлива в конечные
продукты сгорания, называется механизмом реакции сгорания.
До настоящего времени механизм сгорания полностью не уста-
новлен из-за чрезвычайной трудности его экспериментального ис-
следования вследствие кратковременности самих процессов и боль-
шой их сложности. Из существующего большого количества раз-
38
личных теорий сгорания углеводородов наиболее распространен-
ными являются две: теория гидроксилации Бона и теория пере-
окисления Муро и Календера.
Согласно теории гидроксилации первичными продуктами оки-
сления молекул топлива являются спирты, которые получаются
в результате замещения атома водорода топлива гидроксильной
группой. Таким образом согласно этой теории при первичном оки-
слении молекулы топлива поглощают атомы кислорода. Теория
переокисления рассматривает первичные продукты окисления топ-
лива в виде органических перекисей, получающихся в результате
присоединения молекулы активного кислорода к молекуле топлива.
Дальнейшие ступени реакции окисления топлива согласно обеим
теориям одинаковы: в результате последовательного присоедине-
ния кислорода появляются кислоты, альдегиды, более простые
углеводороды и, наконец, вода и углекислота.
Наиболее вероятной следует считать теорию переокисления, так
как эта теория позволяет объяснить ряд явлений сгорания, кото-
рые недостаточно удовлетворительно объясняются теорией гидро-
ксилации.
Вследствие высоких температур смеси в конце воспламенения,
конечными продуктами сгорания никогда не являются лишь угле-
кислота и водяной пар; в результате диссоциации этих соединений
в продуктах сгорания всегда присутствуют также водород и окись
углерода. При недостаточном для сгорания количестве кислорода
имеет место увеличение в продуктах сгорания содержания окиси
углерода и водорода и, кроме того, появление метана и других
простейших предельных и непредельных углеводородов.
2. Скорость сгорания. Период времени, в течение которого
должно произойти воспламенение всей смеси, для быстроходных
двигателей очень невелик и измеряется тысячными долями се-
кунды. Вследствие этого своевременное выделение тепла может
быть получено лишь при скорости распространения пламени около
20—25 м/сек. Так как воспламенение смеси является физико-хими-
ческим процессом и не может быть непосредственно регулируемо
каким-либо органом двигателя, то является совершенно необхо-
димым осуществлять условия воспламенения, обеспечивающие
достаточную скорость его протекания.
В настоящее время существуют две теории, объясняющие
причины воспламенения смеси от электрической искры. Согласно
первой теории, предложенной Торнтоном, электрическая искра
вызывает активизацию, т. е. повышение энергии реагирующих
молекул путем их ионизации. Поэтому эта теория называется элек-
трической.
Вторая теория рассматривает воспламенение от искры как
результат исключительно теплового воздействия на смесь, обус-
ловливающего повышение ее температуры до величины, необходи-
мой для появления пламени. Поэтому эта теория, выдвинутая
Морганом и Уиллером, носит название тепловой. Согласно тепло-
вой теории, пользующейся наибольшим распространением, энергия
электрической искры должна быть достаточной для того, чтобы
вокруг электродов свечи образовался очаг пламени, способный
39
нагреть и воспламенить примыкающие к нему холодные слои смеси,
несмотря на усиленную радиацию тепла в окружающее простран-
ство. В том случае, когда очаг пламени оказывается недостаточ-
ным, он тухнет вследствие чрезмерного охлаждения при радиации.
Между моментами пробегания искры и появлением очага пламени
проходит некоторый интервал времени, называемый периодом
индукции. В течение этого периода в смеси протекают реакции
беспламенного окисления, связанные с появлением новых продук-
тов (по теории переокисления — органических перекисей), обладаю-
щих более низкой температурой воспламенения, чем само топливо.
По достижении достаточной концентрации этих соединений быст-
рое окисление их, связанное с большим выделением тепла, вызы-
вает появление светящихся газов, образующих пламя.
Продолжительность периода индукции зависит в малой сте-
пени от энергии электрической искры. Влияние последней до-
вольно значительно лишь при минимальных значениях ее, необхо-
димых для получения достаточного очага пламени, когда весь
процесс протекает весьма неустойчиво. В том случае, когда энер-
гия искры обеспечивает надежное воспламенение, дальнейшее
увеличение ее не оказывает заметного влияния на протекание пе-
риода индукции. При нормальных условиях работы двигателя про-
должительность периода индукции составляет около 15% времени
полного воспламенения смеси.
После воспламенения смеси скорость распространения пламени
зависит в конечном счете от скорости протекания химических
реакций в воспламеняемой смеси. Эта скорость реакций обуслов-
ливается главным образом влиянием трех основных факторов:
а) температуры и давления смеси в конце сжатия;
б) химического состава смеси;
в) быстроты нагревания смеси от надвигающегося фронта
пламени.
Повышение температуры смеси всегда сопровождается увеличе-
нием скорости распространения пламени, так как связано с резким
возрастанием скорости химических реакций. Влияние увеличения
давления исследовано манее удовлетворительно. Тем не менее
можно считать, что и в этом случае скорость распространения
пламени становится больше, что может происходить не только
вследствие влияния давления на скорость химических реакций, но
также и в результате улучшения теплопередачи от фронта пла-
мени к несгоревшей части смеси. Однако влияние давления, неви-
димому, не очень значительно, что видно по кривым фиг. 17, где
дано протекание скорости сгорания прн двух давлениях смеси.
С точки зрения практики наиболее существенным является
влияние состава смеси, так как последний может при помощи
соответствующей регулировки карбюратора изменяться в широ-
ких пределах.
Влияние состава смеси на скорость распространения пламени
бензино-воздушной смеси в цилиндрическом закрытом сосуде пред-
ставлено на фиг. 17. Как видно, распространение пламени, а сле-
довательно, и воспламенение смеси могут происходить лишь
в определенных пределах ее состава, называемых пределами bqc-
49
пламенения. При этом верхним пределом воспламенения назы-
вается состав смеси с максимально возможным содержанием то-
плива, а нижним пределом — с минимально возможным количе-
ством его. В данном
случае этот состав
смеси характеризуется
коэфициентом избытка
воздуха, причем верх-
ний предел воспламе-
нения соответствует
коэфиниенту избытка
воздуха около 0,4,
а нижний предел —
около 1,3.
Максимальная ско-
рость распространения
пламени получается
при коэфициенте из-
бытка воздуха около
0,8, т. е. при составе
смеси с недостатком
кислорода. Подобные
смеси принято назы-
вать богатыми, так
Фиг. 18. Зависимость скорости распространения пла-
мени смесей горючих газов с воздухом от ко'^фициен-
та избытка воздуха (по Нейману, Мезон и Уиллеру,
Хартвелл и Джорджсону). 1—водород, 2—ацетилен, 3—
атилен,4—пентан (в парообразном состоянии), 5—метан.
соответствует условиям полного выделения
Фиг. 17. Зависимость скорости распространения пла-
мени бензино-воздушной смеси от ее состава, харак-
теризуемого коэфициентом избытка воздуха а (по
Нейману). 1—при начальном давлении 1 ата, 2— при
начальном давлении 2,5 ата.
как они перенасыщены топливом. Переход на смеси с избыт-
ком кислорода, называемые бедными и характеризующиеся коэфи-
циентом избытка воз-
духа свыше единицы,
сопровождается рез-
ким уменьшением ско-
рости распростране-
ния пламени.
Таким образом ма-
ксимальная скорость
сгорания получается
при недостатке возду-
ха, т. е. при неполноте
сгорания, а следова-
тельно, и при непол-
ном выделении тепла,
содержащегося в топ-
ливе. Полное сгорание,
происходящее при из-
бытке кислорода, про-
текает гораздо медлен-
нее, и, следовательно,
можно считать, что
быстрота сгорания не
тепла.
Те же соотношения получаются и при востаменении газооб-
разных топлив. На фиг. 18 изображена зависимость скорости рас-
пространения пламени воздушных смесей: водорода, ацетилена,
этилена, метана и пентана от коэфициентов избытка воздуха. Эти
данные были получены при воспламенении в горизонтальных труб-
ках. Как видно, и в этом случае максимальная скорость распро-
странения пламени получается при неполном сгорании, т. е. при
коэфициенте избытка воздуха, меньших единицы и равных 0,7-^—0,9.
При этом пределы воспламенения очень сильно зависят ст
химической природы горючего и наиболее широки для водорода,
который в этом отношении занимает исключительное поло-
жение.
Диаграммы, представленные на фиг. 17 и 18, показывают, что
в этих опытах абсолютные значения скорости распространения
пламени не превышают 5 м/сек. При этих скоростях работа быстро-
ходных двигателей была бы невозможна; как уже указывалось
выше, для своевременного воспламенения смеси скорость рас-
пространения пламени в двигателях должна быть равна 20-^25 м/сек.
Реальное получение подобных скоростей в двигателях объясняется
Фиг. 19. Влияние движения смеси иа скорость повы-
шения давления нри сгорании (по Клерку), / — нор-
мальная индикаторная диаграмма, 2—индикаторная
диаграмма прн лишних двух ходах поршня перед
воспламенением.
тем, что в процессе
сгорания рабочая смесь
находится не в спокой-
ном состоянии, как это
имело место в опытах
(фиг. 17 и 18), а обла-
дает интенсивным вих-
ревым движением. Это
движение смеси обра-
зуется в период ее по-
ступления в цилиндр
через всасывающий
клапан и в дальней-
шем не прекращается
в течение сжатия. Вих-
ревое движение смеси
значительно ускоряет
подогрев несгоревших
слоев смеси от надви-
гающегося фронта пламени, вследствие чего скорость химических
реакций, а следовательно, и скорость распространения пламени
сильно повышаются.
Влияние движения смеси на скорость ее воспламенения хорошо
выясняется из опыта Клерка, результаты которого приведены на
фиг. 19. В этом опыте Клерк сравнивал характер воспламенения
смеси в нормальных условиях с воспламенением, производившимся
после того, как поршень совершал после ходов всасывания и
сжатия два лишних хода, а именно: ход расширения без вспышки
и вторичный ход сжатия. Для этой цели было устроено специаль-
ное приспособление, позволявшее выключать механизм управления
клапанов, так что они были все время закрыты. Получавшееся
в этом случае воспламенение протекало значительно медленнее и
не позволяло иметь своевременного повышения температуры и
давления смеси.
43
Рассмотрение диаграмм, приведенных на фиг. 19, показывает,
что индикаторная диаграмма 2, полученная при воспламенении
после двух лишних ходов поршня, не имела резкого повышения
давления; при этом замедленное сгорание давало лишь сохране-
ние постоянного давления, равного давлению сжатия, примерно
на одной трети рабочего хода поршня. Отсутствие повышения
давления на диаграмме 2 объясняется тем, что вследствие двух
лишних ходов поршня интенсивность движения смеси падала, что
вызывало понижение скорости распространения пламени, которая
при данном числе оборотов двигателя оказывалась недостаточной
для получения своевременного, достаточно быстрого повышения
температуры и давления.
Как уже указывалось выше, скорость воспламенения смеси по-
мимо скорости распространения пламени также зависит от коли-
чества мест зажигания, т. е. от числа свечей. Однако влияние
увеличения числа свечей свыше двух незначительно, так как из
конструктивных соображений свечи располагают лишь на окруж-
ности камеры сгорания, вследствие чего увеличение числа свечей
не сокращает пути пламени от места воспламенения на окруж-
ности до центра цилиндра.
Для нормально применяемых в двигателях легких то-
плив скорость распространения их пламени вследствие наличия
вихревых движений оказывается достаточной для получения свое-
временного сгорания. При этом увеличение скорости вращения
коленчатого вала двигателя сопровождается повышением ско-
рости распространения пламени вследствие одновременного воз-
растания интенсивности движения смеси, вызываемого увеличением
ее скорости при проходе через клапан.
3. Опережение зажигания. Как уже указывалось выше, ско-
рость распространения пламени обусловливается протеканием фи-
зико-химических процессов в рабочей смеси, непосредственное
регулирование которых в работающем двигателе невозможно.
Таким образом для получения достаточной скорости повышения
температуры, а следовательно, и давления в течение периода сго-
рания должны осуществляться необходимые для этого условия
протекания самого процесса.
Однако даже в том случае, когда скорость распространения
пламени и выделения тепла оказывается достаточной, быстрое по-
вышение температуры будет эффективным лишь при условии,
когда оно будет происходить в течение движения поршня около
в. м. т. В противном случае несвоевременное выделение тепла
приводит к значительному отклонению действительного цикла
от идеального и тем самым к ухудшению его экономичности
вследствие уменьшения степени расширения после сообщения
тепла.
Синхронизация процесса сгорания по отношению к движению
поршня производится регулированием момента воспламенения
смеси по отношению к в. м. т. Так как момент воспламенения
характеризуется с этой точки зрения опережением зажигания, то,
следовательно, задача сводится к надлежащей регулировке этой
величины,
48
В случае выбора слишком большой величины опережения
зажигания, т. е. при слишком раннем воспламенении смеси,
происходит преждевременное повышение ее температуры и
давления. Получающаяся при этом индикаторная диаграмма изо-
бражена на фиг. 20. Вследствие быстрого повышения давле-
ния в конце хода сжатия работа, затрачиваемая на этот
работа, затрачиваемая на этот
ход, получается чрезмерно боль-
шой. Давление в течение расши-
рения имеет пониженные значе-
ния вследствие усиленного охла-
ждения смеси при сгорании, так
что работа, получаемая при рас-
ширении, имеет меньшую ве-
личину.
По мере уменьшения опереже-
ния зажигания работа, затрачивае-
мая на сжатие смеси, становится
меньше, а работа, получаемая при
расширении, сначала увеличи-
вается, а в дальнейшем начинает
падать. Получающаяся в послед-
нем случае индикаторная диа-
грамма изображена на фиг. 21.
Как видно, слишком позднее во-
спламенение смеси приводит к
пламени, а следовательно, и по-
слишком раннем зажигании
Фиг. 20. Индикаторная диаграмма
при
(по Паю). Опережение зажигания
равно 39°.
тому, что основное развитие
вышение давления происходят уже после того, как поршень
прошел значительную часть хода расширения. Вследствие этого
работа, получаемая при расширении, значительно уменьшается,
хотя потеря тепла в стенки значительно ниже, чем при раннем
зажигании. Таким образом умень- -
шение работы расширения при е
раннем зажигании объясняется /\
увеличением потери тепла в стен- /
ки, а при позднем зажигании—
несвоевременным (слишком позд- ——______
ним) развитием давления. Так как I- - -
получаемая работа представляет у
Собой разность работы расшире- Фиг. 21. Индикаторная диаграмма при
ния и работы сжатия, то должна слишком позднем зажигании (по Паю),
существовать определенная ве- Опережение зажигания равно 9°.
личина опережения зажигания,
дающая максимальное значение этой работы, а следовательно,
и максимальное значение получаемой мощности. На диа-
грамме, представленной на фиг. 22, показано изменение работы
сжатия 2 и расширения 1, а также получаемой за эти два хода
поршня работы 3 в зависимости от величины опережения
зажигания. Как видно, при опережении зажигания в 24° по-
лучаемая работа оказывается максимальной. Поэтому указанная
величина опережения зажигания называется опережением на
максимальную мощность. Индикаторная диаграмма при опе-
44
Фиг. 22. Влияние величи-
ны опережения зажига-
ния на работу расшире-
ния (7), работу сжатия (2)
и на работу, получаемую
за эти ходы поршня (3),
режении зажигания на максимальную мощность изображена на
фиг. 14.
Как видно, в этом случае повышение давления при сгорании,
а следовательно, и выделении тепла происходят приблизительно
симметрично относительно в. м. т., т. е. процесс сгорания протекает
при минимальных скоростях поршня. Обычно в этом случае мак-
симальное давление цикла получается при повороте коленчатого
вала на 12н-15° после в. м. т.
Следует отметить, что при изменении
величины опережения зажигания скорость
распространения пламени изменяется очень
незначительно. Этот вывод основывается на
том, что скорость повышения давления, до
известной степени характеризующая скорость
протекания сгорания, почти не зависит от
величины опережения зажигания. На фиг. 23
представлены совмещенные диаграммы изме-
нения давления по углам поворота коленча-
того вала (т. е. по времени), полученные
при различных величинах опережения зажи-
гания. Как видно, наклонные прямые нара-
стания давления при сгорании во всех слу-
чаях почти параллельны друг другу, что
показывает на примерно одинаковую ско-
рость повышения давления.
Таким образом можно считать, что при
регулировании опережения зажигания осу-
ществляется лишь смещение процесса сгора-
ния относительно перемещения поршня без
какого-либо значительного воздействия на
скорость распространения пламени.
Абсолютные значения величины опереже-
ния зажигания на максимальную мощность
всецело зависят от скорости протекания
процесса сгорания в цилиндре и скорости
движения поршня. Увеличение числа оборо-
тов в минуту двигателя при прочих постоян-
ных условиях связано с некоторым возра-
станием этого опережения зажигания. По-
следнее объясняется тем, что повышение скорости распростра-
нения пламени (вследствие возрастания интенсивности вихревого
движения смеси)' обычно бывает недостаточно для получения
своевременного развития давления при постоянном опережении
зажигания.
Все факторы, повышающие скорость протекания сгорания в
цилиндре, обусловливают уменьшение величины опережения зажи-
гания на максимальную мощность. Для примера на фиг. 24 при-
ведена зависимость этого опережения зажигания от степени сжа-
тия. Как видно, увеличение степени сжатия связано со значитель-
ным уменьшением опережения зажигания на максимальную мощ-
ность. Эта зависимость обусловливается повышением давления и
45
температуры смеси в конце сжатия, увеличивающими скорость
протекйния сгорания в цилиндре.
УглЬ/ поборота коленчатою вала относительно ВМТ
Фиг. 23. Диаграммы давления по углу поворота коленчатого вала при
различных величинах опережения зажигания (по Паю). Величины опе-
режения зажигания даны при соответствующих кривых.
Влияние рода применяемого топлива особенно резко сказы-
вается при применении водорода как топлива. В этом случае
вследствие очень больших скоростей распространения пламени
величина опережения
зажигания на макси-
мальную мощность
равна лишь 3-4-5°, т. е.
в 5-4—6 раз меньше, чем
при работе на бензине.
4. Детонация. В тех
случаях, когда сжатие
и сгорание сопровож-
даются чрезмерно ин-
тенсивным предвари-
тельным окислением
смеси, сгорание может
терять свою нормаль-
ную плавную форму
и принимать взрывной
характер. При этом наи-
большей склонностью
Фиг. 24. Зависимость величины опережения зажига-
ния на максимальную мощность от степени сжатия е
(по Кемпбеллу, Ловелл и Бойду).
к подобному взрывному сгоранию обладает часть рабочей смеси,
сгорающая в последнюю очередь. Это объясняется тем, что эта
46
часть Смеси после окончания хода сжатия подвергается в те-
чение периода распространения пламени и связанного с ним по-
вышения давления дополнительному значительному подсжатию от
сгоревшей части смеси. Вследствие этого ее давление и темпера-
тура оказываются в момент воспламенения значительно выше, чем
при воспламенении ранее сгоревшей части смеси, в результате
чего реакции предварительного окисления протекают в этой части
смеси с наибольшей интенсивностью.
Скорость взрывного сгорания достигает весьма значительной
величины и по существующим данным равна не менее 400—500 м/сек.
Вследствие громадной скорости выделе-
ния тепла связанное с ним повышение да-
вления не успевает компенсироваться за
счет расширения сгорающей смеси в сто-
рону остальной части камеры сгорания.
Поэтому при взрывном сгорании происхо-
дит резкое местное повышение давления
до значительно большей величины, чем
при нормальной работе двигателя Подоб-
ное взрывное сгорание части рабочей сме-
си, сопровождаемое ненормально высоким
местным повышением давления и темпе-
ратуры, называется детонацией.
Движение пламени в камере сгорания
при детонации и соответствующее ему
повышение давления представлены на
фиг. 25. Снимок движения пламени и кри-
вая изменения давления по- времени были
получены тем же методом, что и для
фиг. 16. Как видно, при детонации наблю-
дается мгновенное распространение пла-
мени по части смеси, сгорающей в по-
следнюю очередь, которое сопровож-
дается ярким свечением газов вследствие
их чрезмерно высокой температуры. При
этом кривая давления показывает резкое
его повышение, обусловленное взрывным
характером протекания процесса.
Ненормально высокое местное повы-
шение давления и температуры при дето-
нации приводит к следующим послед-
ствиям:
а) Местное повышение давления в ци-
Фиг. 25. Распространение
пламени и повышение дав-
ления при детонационном
сгорании в двигателе (по
Уитроу и Бойду). Шкала на
снимке движения пламени
дает расстояние от места
расположения свечи в дюй-
мах. Шкала на диаграмме
изменения давления дает
абсолютное давление в фун-
тах на 1 кв. дюйм. Точка А
указывает на момент зажи-
гания смеси. Расстояние АВ
соответствует повороту ко-
ленчатого вала на 20°.
линдре служит причиной появления в горящей смеси волны да-
вления. Эта волна, распространяясь по смеси со скоростью звука,
ударяется о стенки цилиндра. Поэтому детонация сопровождается
характерным звоном, происходящим как вследствие вибрации
стенок цилиндра при ударе о них волны давления, так, возможно,
и вследствие вибрации самих газов.
б) Местное ненормально высокое повышение температуры при-
водит к диссоциации сгорающей смеси с выделением чистого
47
углерода. Происходящее в дальнейшем резкое понижение темпе»
ратуры, связанное с падением давления при расширении газов,
препятствует сгоранию выделившегося углерода, который в виде
копоти выбрасывается из цилиндра при выхлопе. Поэтому дето-
нация характеризуется также клубами черного дыма, неравно-
мерно появляющегося в выхлопных газах. Неполнота сгорания,
связанная с выделением (несгорающего) • углерода, уменьшает
использование химической энергии топлива, что приводит как к
ухудшению экономичности двигателя, так и к понижению темпе-
ратуры выхлопных газов.
в) Местное повышение температуры и давления вызывает уси-
ленную теплоотдачу в стенки камеры сгорания, вблизи которых
происходит детонационный взрыв. Поэтому детонация сопрово-
ждается резким увеличением потерь тепла в стенки и перегревом
отдельных поверхностей камеры сгорания. Вследствие перегрева
длительная работа при детонации связана с прогоранием порш-
ней и поршневых колец. Кроме того, перегрев электродов электри-
ческих свечей и отдельных поверхностей камеры сгорания при-
водит обычно к работе двигателя с самовспышкой, т. е. с прежде-
временным воспламенением смеси от этих раскаленных поверх-
ностей.
г) Резкое повышение давления при детонации связано с по-
явлением ударной нагрузки на кривошипный механизм. Вследствие
этого надежность двигателя сильно уменьшается и работа при
детонации часто приводит к растрескиванию баббита на шатунных
вкладышах или же к более крупным авариям.
Таким образом работа двигателя при детонации связана с па-
дением экономичности работы и резким ухудшением надежности
всей конструкции. Поэтому длительная работа при детонации
является практически совершенно недопустимой за исключением
тех случаев, когда конструкция двигателя, предназначенного для
экспериментальных целей, специально рассчитана на особо тяжелые
условия работы.
Химические процессы в горючей смеси, обусловливающие по-
явление детонации, до настоящего времени полностью не устано-
влены. Наиболее вероятное объяснение дает теория переокисле-
ния, согласно которой детонация является следствием перанасы-
щения горючей смеси активными органическими перекисями, обра-
зующимися в течение предварительного окисления этой смеси и
представляющими собой взрывчатые соединения. Однако не исклю-
чена возможность, что возбудителями детонации могут являться
и другие соединения, обладающие большой скоростью реакций,
как то: атомный водород, окись азота и пр. Во всяком случае,
твердо доказано, что появление детонации обусловливается доста-
точной концентрацией в горючей смеси легко реагирующих соеди-
нений, могущих вызывать мгновенное воспламенение всей смеси
и называемых часто активными центрами.
Интенсивность образования активных центров возрастает вместе
с возрастанием температуры и, повидимому, с возрастанием давле-
ния смеси. Поэтому все факторы, повышающие температуру и
давление части горючей смеси, сгорающей в последнюю очередь,
48
повышают вероятность появленая детонации. Сюда относится по-
вышение степени сжатия, начальной температуры, давления рабо-
чей смеси и пр. Кроме того, на появление детонационного сгора-
ния влияет также состав рабочей смеси. При этом наибольшей,
склонностью к детонации обладает рабочая смесь с составом,
дающим наибольшие скорости окисления. Как было указано ранее',
этот состав смеси соответствует коэфициенту избытка воздуха
около 0,8-н 0,9, при котором скорость распространения пламени
оказывается максимальной.
Основное влияние на появление детонации оказывает хими-
ческий состав топлива. Склонность двигателя к детонации зави-
сит в значительной мере от сорта применяемого топлива, антиде-
тонационные свойства которого являются одной из его основных
характеристик.
§ 10. РАСШИРЕНИЕ
Расширение смеси после сгорания представляет собой основной
процесс, позволяющий получать работу из тепла. Начало про-
цесса расширения условно рассматривается с момента достижения
в цилиндре максимального давления. В дальнейшем расширение
смеси происходит в течение всего рабочего хода поршня, причем
в конце этого хода частично совпадает с начинающимся процессом
выхлопа.
Характер протекания процесса расширения обусловливается
влиянием на него двух факторов: догорания смеси и теплоотдачи
в стенки. ~
Догорание смеси связано с выделением тепла, вследствие чего
расширение сопровождается менее сильным понижением темпера-
туры и давления, чем в случае адиабатического процесса; при
этом показатель политропы расширения получается меньше по-
казателя адиабаты. Охлаждение газов при расширении вызывает
более сильное падение температуры и давления, чем адиабати-
ческое, и, следовательно, приводит к повышенным значениям по-
казателя политропы по сравнению с показателями адиабаты.
В зависимости от преобладания первого или второго фактора
процесс расширения может протекать выше или ниже адиабаты.
При этом изменение характера его протекания имеет место не
только в отдельных двигателях, но и на отдельных участках
одного хода расширения.
В начале расширения влияние догорания является доминирую-
щим, поэтому показатель политропы оказывается меньше пока-
зателя адиабаты. В конце расширения при нормальной работе дви-
гателя догорание почти полностью отсутствует, вследствие чего
интенсивная потеря тепла в стенки обусловливает значительное
повышение показателя политропы, величина которого оказывается
выше показателя адиабаты. Таким образом политропа расширения
протекает при резком изменении ее показателя.
Из факторов, влияющих на интенсивность догорания, наиболее
важным является состав смеси. Как уже указывалось раньше, при
работе на бедных смесях (т. е. при коэфициенте избытка воздуха,
равном единице и выше) скорость сгорания резко замедляется.
4 Общ. курс авиадвигателей. I860 49
Вследствие этого повышается интенсивность догорания, что при-
водит к значительному понижению показателя политропы расши-
рения и к увеличению температуры выхлопа.
Теплоотдача в стенки зависит в значительной мере от размеров
цилиндра, формы камеры сгорания и числа оборотов двигателя.
При этом уменьшение диаметра цилиндра связано с повышением
поверхности охлаждения, приходящейся на единицу объема ци-
линдра, вследствие чего увеличивается интенсивность охлаждения
смеси. При уменьшении числа оборотов интенсивность теплового
потока в стенки падает менее сильно, чем увеличивается продол-
жительность хода расширения; поэтому и в этом случае интен-
сивность охлаждения смеси повышается. В обоих случаях увели-
чение охлаждения смеси приводит к более резкому падению да-
вления при расширении и, следовательно, к увеличению показа-
теля политропы.
Таким образом характер протекания процесса расширения мо-
жет значительно изменяться в зависимости от условий работы
двигателя, тогда как кривая сжатия вследствие низких темпера-
тур смеси протекает почти всегда одинаково. Вследствие этого
для политропы расширения очень трудно дать какие-либо средние
значения ее показателя. С некоторой точностью можно считать,
что для наиболее типичных случаев показатель политропы расши-
рения в течение основной части процесса изменяется от 1 до 1,5
и в среднем может быть принят равным 1,22 1,27, т. е. довольно
близким к среднему показателю адиабаты расширения при пере-
менных теплоемкостях.^
§ 11. ВЫХЛОП
Процесс выхлопа служит для удаления продуктов сгорания из
цилиндра, которое должно производиться с возможно меньшей
потерей работы. Кроме того, давление в конце выхлопа (т. е. да-
вление остаточных газов в цилиндре) влияет на коэфициент напол-
нения, для увеличения которого это давление должно быть по
возможности минимальным (§ 7).
Начало процесса выхлопа совпадает с моментом открытия вы-
хлопного клапана. Открытие выхлопного клапана обычно проис-
ходит в конце хода расширения, когда коленчатый вал не дошел
на 40н--60° до положения, соответствующего н. м. т. (фиг. 14).
Этот угол поворота коленчатого вала называется опережением
выхлопа. Закрытие выхлопного клапана происходит или в в. м. т.
или же несколько позже, а именно, при повороте коленчатого
вала на 10—г—15° после в. м. т. Этот угол поворота коленчатого
вала называется запаздыванием конца выхлопа.
В начале выхлопа истечение газов обусловливается избыточным
давлением их в цилиндре, которое в момент открытия выхлопного
клапана равно примерно 4-?-5 ат. Так как перепад давлений имеет
величину больше критической, то начальная скорость истечения
примерно равна скорости звука в этих газах и при их температуре
около 800-н 900° Ц достигает 600-н 700 м1сек. Истечение газов с та-
кой большой скоростью сопровождается резким шумом, характер-
ным для выхлопа.
60
В дальнейшем давление в цилиндре постепенно понижается
вследствие уменьшения количества находящихся в нем газов, вслед-
ствие чего скорость их истечения падает. В течение этого периода
выравнивания давления поршень проходит через н. м. т. и начи-
нается ход выхлопа. При этом ходе поршня давление в цилиндре
вскоре падает почти до атмосферного и очистка цилиндра от про-
дуктов сгорания обусловливается почти исключительно движением
поршня, вытесняющего продукты сгорания из цилиндра во внеш-
нюю среду. Величина существующего при этом избыточного давле-
нит в цилиндре обусловливается главным образом гидравлическим
сопротивлением и проходными сечениями системы выхлопа. При
нормальных конструкциях клапанов и выхлопных сборников это
давление редко превышает 0,1 ат.
Температура выхлопных газов зависит в значительной степени
от режима работы двигателя, причем особое значение имеет состав
смеси. При обеднении смеси, как уже указывалось выше, скорость
сгорания резко уменьшается, вследствие чего догорание по линии
расширения становится более интенсивным. Это догорание увели-
чивает температуру конца расширения, а следовательно, и темпе-
ратуру выхлопа. Можно считать, что увеличение а на 0,1 (при «•< 1)
повышает температуру выхлопа примерно на 20-;-30° Ц. Повыше-
ние температуры выхлопа при работе на бедных смесях приводит
к повышению температуры выхлопных клапанов и может служить
причиной их прогорания.
Таким образом весь процесс выхлопа может быть разбит на
две фазы:
а) Истечение газов из цилиндра, обусловленное наличием в по-
следнем большого избыточного давления. Это истечение происхо-
дит с огромной скоростью и мало зависит от перемещения поршня.
В течение этой фазы из цилиндра вытекает около 7О°/о всего ве-
сового заряда.
б) Вытеснение газов из цилиндра за счет движения поршня
в течение хода выхлопа. При этом скорость истечения газов обычно
не превышает 70-^80 м]сек.
Работа, затрачиваемая на процесс выхлопа, в основном зависит
от момента-открытия выхлопного клапана. Выравнивание давления
в цилиндре, происходящее в течение первой фазы выхлопа, тре-
бует определенного периода времени. Вследствие этого при откры-
тии выхлопного клапана в н. м. т. давление в начале хода вы-
хлопа будет иметь значительную величину, что вызовет большую
затрату работы на этот ход. Изменение давления в течение хода
выхлопа для этого случая приведено на фиг. 26, полученной экспе-
риментально и ясно показывающей значительное избыточное да-
вление в цилиндре в начале этого хода.
В том случае, когда выхлопной клапан открывается с настолько
большим опережением, что к моменту начала хода выхлопа давле-
ние в цилиндре падает примерно до атмосферного, работа, затра-
чиваемая на ход выхлопа, будет минимальной. Однако при этом
в последней части хода расширения будет происходить значитель-
ное падение давления, что обусловливает уменьшение получаемой
за этот процесс работы. Наивыгоднейшее значение величины one-
*
51
режения выхлопа, дающее минимальную потерю работы на этот
процесс, подбирается экспериментально. При этом падение давле-
ния по индикаторной диаграмме в течение первой фазы выхлопа
происходит примерно симметрично относительно н. м. т. Эта зако-
номерность в основном обусловливается тем, что при существу-
ющем законе изменения скорости выравнивания давления газов
потеря работы зависит от скорости поршня; при движении поршня
около мертвой точки его скорость имеет наименьшие значения,
вследствие чего потеря работы оказывается минимальной.
Величина перепада давления в течение второй фазы выхлопа
оказывает небольшое влияние на работу, затрачиваемую на вы-
хлоп, вследствие относительно малой величины этого перепада
по сравнению с избы-
точными давлениями,
имеющими место в те-
чение первой фазы.
Как уже отмечалось
выше, величина давле-
ния в конце хода вы-
хлопа имеет суще-
ственное значение, так
как влияет на степень
расширения остаточ-
ных газов в процессе
всасывания и тем са-
мым на величину ко-
эфициента наполнения.
Эта величина давле-
ния в основном зави-
сит от величины ги-
дравлического сопро-
тивления выхлопной
Фиг. 26. Протекание выхлопа при открытии выхлоп-
ного клапана в н. м. т. поршня р0—внешнее давление
(по данным Шей и Бирмана).
системы, величины инерции столба выхлопных газов и наличия
волн давления в выхлопных трубопроводах.
Гидравлическое сопротивление выхлопной системы стремятся
уменьшить до минимума. Для этой цели выхлопные патрубки де-
лают достаточно большого сечения и по возможности максимально
короткими. По этой же причине в авиационных двигателях обычно
не применяют глушителей выхлопа, т. е. устройств, понижающих
шум работы двигателя. Эти глушители при достаточно малом их
весе и габарите обладают весьма значительным гидравлическим
сопротивлением, вследствие чего давление в конце выхлопа уве-
личивается, а коэфициент наполнения падает.
Использование инерции столба выхлопных газов, обусловленной
довольно значительной их скоростью, позволяет улучшить очистку
цилиндра от продуктов сгорания. Для этой цели в быстроходных
двигателях применяется запаздывание закрытия выхлопного кла-
пана. При этом, несмотря на начинающийся ход всасывания, вы-
хлопные газы вслецствие их инерции и небольшого избыточного
давления в цилиндре продолжают вытекать во внешнюю среду,
что уменьшает количество остаточных газов и, следовательно,
52
улучшает коэфициент наполнения. Так как обычно всасывающий
клапан начинает открываться с опережением, т. е. в конце хода
выхлопа, то имеет место так называемое перекрытие фаз распреде-
ления, представляющее собой интервал времени, в течение которого
оба клапана, всасывающий и выхлопной, открыты одновременно.
Величина перекрытия фаз может достигать 20-ь- 30° угла пово-
рота коленчатого вала. При этом небольшое количество выхлоп-
ных газов может проникать во всасывающую систему и в даль-
нейшем, при всасывании, поступать обратно в цилиндр вместе
со свежей смесью. Как известно, при работе на бедных смесях
температура выхлопных газов сильно повышается. Вследствие
этого выхлопные газы, попадающие во всасывающую систему,
могут воспламенять свежую смесь, причем пламя распростра-
няется по всей всасывающей системе до карбюратора. Подоб-
ное явление, называемое вспышкой в карбюратор, может являться
причиной возникновения пожара на самолете или дирижабле.
Вспышка в карбюратор может происходить независимо от пере-
крытия фаз распределения вследствие воспламенения свежей
смеси в течение наполнения от соприкосновения с выхлоп-
ными газами или ненормально перегретыми отдельными точками
камеры сгорания (например электродами свечей). Очевидно, что
перекрытие фаз распределения значительно увеличивает склон-
ность двигателя к подобным вспышкам.
Так как процесс выхлопа происходит периодически, то в вы-
хлопных трубопроводах возникают вибрации выхлопных газов.
В случае одноцилиндрового двигателя эти вибрации могут сильно
влиять на величину давления в течение хода выхлопа и тем самым
на коэфициент наполнения. В многоцилиндровых двигателях вы-
хлопные сборники обслуживают несколько цилиндров, вследствие
чего вибрации газов имеют меньшую интенсивность и влияние их
на процесс выхлопа обычно не учитывается.
ГЛАВА IV
ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ ЦИКЛ ДВИГАТЕЛЯ И ИНДИКАТОРНЫЙ
К. П. Д.
§ 12. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Как уже указывалось выше, индикаторная диаграмма (фиг. 27, а)
дает изображение всех процессов, происходящих в цилиндре двига-
теля за полный период его работы. Эти процессы с точки зрения их
принципиальной сущности могут быть разделены на две группы.
Процессы сжатия, сгорания и расширения являются принци-
пиально необходимыми для практического осуществления идеаль-
ного цикла. Эти процессы служат для получения механической
работы из химической энергии топлива и таким образом являются
основными процессами, происходящими в цилиндре двигателя. По-
этому является целесообразным выделить эти процессы отдельно,
причем их изображение в координатах давления по объему, соот-
53
ветствующее двум ходам поршня, дает разомкнутый контур. Для
получения замкнутого контура, т. е. цикла, конец расширения
может быть соединен с началом сжатия вертикальной прямой, не
влияющей на величину работы. Полученная таким образом диа-
грамма (фиг. 27, б) представляет собой результат осуществления
идеального цикла на практике, вследствие чего она называется
действительным циклом двигателя.
Площадь действительного цикла дает работу, которая назы-
вается индикаторной. Таким образом индикаторной работой назы-
вается работа, полученная в двигателе из тепла, выделяющегося
при сгорании топлива. Экономичность действительного цикла ха-
рактеризуется индикаторным к. п. д. Индикаторный к. п. д. показы-
вает, какая доля тепла, введенного в виде химической энергии
Фиг. 27. а—индикаторная диаграмма, б — действительный цикл
и в — диаграмма насосных ходов.
топлива, превращается за действительный цикл в индикаторную
работу. Таким образом индикаторный к. п. д. может быть выражен
следующим уравнением:
= (30)
4/1
где — индикаторная работа; —тепло, введенное в виде хи-
мической энергии топлива, выделяющейся при его полном сго-
рании; А — термический эквивалент работы.
Остальные два хода поршня — ход всасывания и выхлопа —
изображаются отдельно (фиг. 27, в). Эти хода поршня имеют чисто
подсобное значение и служат для смены рабочего тела в цилиндре
двигателя. В течение этих ходов поршня можно рассматривать
работу двигателя как насоса, поэтому они часто называются на-
сосными ходами.
Для получения замкнутого контура начало хода выхлопа соеди-
няется с концом хода всасывания вертикальной прямой, причем
получаемая диаграмма называется диаграммой насосных ходов.
Площадь этой диаграммы дает работу Lp, затрачиваемую двигате-
лем на насосные ходы; поэтому эта работа называется насосными
потерями двигателя. Правильнее эту работу называть гидравличе-
скими потерями, так как основные потери работы обусловливаются
гидравлическим сопротивлением системы всасывания и выхлопа.
54
На насосные потери затрачивается часть индикаторной работы,
полученной из тепла за действительный цикл. Поэтому насосные
потери учитываются при подсчете всех потерь механической ра-
боты внутри двигателя.
§ ?3. ЗАВИСИМОСТЬ ИНДИКАТОРНОГО К. И. Д. ОТ ОСНОВНЫХ ФАКТОРОВ
РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ
Как и в случае идеального цикла, экономичность действитель-
ного цикла зависит в конечном счете от двух основных факторов:
а) от степени использования сообщаемого тепла на повышение
давления рабочего тела;
б) от расширения рабочего тела после сообщения тепла.
В идеальном цикле при данном количестве сообщенного тепла
повышение давления обусловливается лишь величиной теплоемкости
и степенью диссоциации рабочего тела. В действительном цикле
за сообщенное тепло принимается химическая энергия введенного
в цилиндр топлива, превращающаяся в тепловую при его полном
сгорании. Поэтому использование тепла на повышение давления
в действительном цикле помимо теплоемкости и диссоциации
продуктов сгорания зависит также от потери тепла в стенки
цилиндра и от совершенства сгорания топлива. \
Интенсивность расширения рабочего тела после сообщения
тепла в идеальном цикле зависит исключительно от степени
расширения, всегда равной степени сжатия. В действительном
цикле степень расширения продуктов сгорания после выделения
тепла помимо степени сжатия обусловливается продолжительностью
процесса сгорания и величиной опережения зажигания, влияющих
на своевременность выделения тепла.
Таким образом экономичность действительного цикла, харак-
теризуемая индикаторным к. п. д., обусловливается в основном
следующим:
а) степенью сжатия;
б) теплоемкостью и степенью диссоциации продуктов сгорания;
в) потерей тепла в стенки и неполным выделением тепла
вследствие несовершенного сгорания;
г) скоростью сгорания и опережением зажигания.
Все эти величины зависят от факторов работы двигателя, т. е.
от его конструкции, режима работы и условий эксплоатации.
Вследствие большой сложности происходящих явлений весьма
трудно выразить эти зависимости в аналитической форме. Поэтому
единственно надежным методом исследования зависимости инди-
каторного к. п. д. является непосредственное экспериментирование
на двигателе в соответствующих условиях. Получаемые при этом
данные позволяют судить об изменении экономичности работы
двигателя при различных условиях его эксплоатации. Кроме того,
эти данные необходимы для предварительного расчета экономич-
ности вновь проектируемого двигателя.
Параметров работы двигателя, могущих влиять на экономич-
ность его работы, довольно много, вследствие чего наиболее
целесообразно рассматривать их поотдельности. При этом обычно
55
приближенно принимается, что характер влияния одного рассма-
триваемого параметра при условии сохранения остальных парамет-
ров постоянными не зависит от их абсолютной величины.
Так как все данные по изменению индикаторного к. п. д.
получаются экспериментально, то их точность ограничивается
точностью самого эксперимента и его пределами. Поэтому эти
данные не являются абсолютно незыблемыми и могут в отдельных
случаях подвергаться значительным изменениям.
1. Влияние рода применяемого топлива. Авиационные двигатели,
как и все двигатели внутреннего сгорания, могут работать на са-
мых разнообразных топливах. Наиболее употребительное топливо —
бензины — представляет собой смесь различных углеводородов,
т. е. органических соединений, молекулы которых состоят из
атомов углерода и водорода. Помимо бензинов в двигателе могут
сжигаться другие жидкие горючие соединения, как то: ароматики,
спирты, сероуглерод и пр. Кроме того, двигатели могут также
работать и на газообразных топливах, как, например, на светиль-
ном газе, метане, водороде и окиси углерода.
Род применяемого топлива может влиять на характер проте-
кания действительного цикла и тем самым на величину индика-
торного к. п. д. При этом в зависимости от рода применяемого
топлива могут изменяться следующие основные факторы, влияющие,
на экономичность цикла:
а) Молярная (объемная) теплоемкость продуктов сгорания. При
рассмотрении идеального цикла было выяснено, что увеличение
объемной теплоемкости рабочего тела в конце сообщения тепла
понижает максимальную температуру и давление цикла, вследствие
чего экономичность его уменьшается.
Это соотношение полностью применимо и для действительного
цикла. Поэтому применение топлива, дающего при прочих равных
условиях большее значение теплоемкости продуктов сгорания
в конце выделения тепла, связано с уменьшением величины
индикаторного к. п. д.
б) Диссоциация. Диссоциация производит тот же эффект, что
и увеличение теплоемкости; поэтому применение топлив, продукты
сгорания которых диссоциируют в большей степени, ’должно
ухудшать экономичность цикла.
в) Температура сгорания. При прочих постоянных условиях
температура сгорания зависит от количества тепла, выделяющегося
на 1 кг продуктов сгорания. Повышение этой температуры сопро-
вождается возрастанием теплоемкости, степени диссоциации и
теплоотдачи в стенки, понижающих экономичность цикла. Поэтому
применение топлива, выделяющего при сгорании в равных
условиях большее количество тепла, т. е. обладающего большей
температурой сгорания, ухудшает индикаторный к. п. д.
г) Изменение числа молекул при сгорании. Как известно,
сгорание сопровождается изменением числа молекул рабочего
тела. Уменьшение числа молекул сопровождается понижением
давления в конце сообщения тепла и, следовательно, связано
с уменьшением экономичности цикла. Так как характер изменения
числа молекул при сгорании зависит от рода топлива, то при
56
переходе на другое топливо этот фактор может влиять на изменение
экономичности цикла.
д) Скорость сгорания. Экономичность цикла зависит от ско-
рости выделения тепла и будет максимальной в том случае, когда
выделение тепла будет происходить мгновенно в в. м. т. Однако
скорость выделения тепла зависит от скорости сгорания и, следо-
вательно, применение топлив с большей скоростью сгорания дает
при прочих одинаковых условиях повышение индикаторного к. п. д.
Основными продуктами сгорания нормально применяемых
топлив являются углекислота и водяной пар, количественное
соотношение между которыми зависит от рода топлива.
При температурах сгорания объемные теплоемкости водяного
пара и углекислоты не слишком сильно отличаются друг от друга.
Потери тепла на диссоциацию углекислоты значительно больше,
чем на диссоциацию водяного пара. Однако вследствие теплоотдачи
в стенки и несвоевременного выделения тепла максимальная
температура действительного цикла значительно меньше теорети-
ческого. Поэтому интенсивность диссоциации падает и влияние ее
на экономичность цикла становится менее значительным: в то
время как диссоциация ухудшает экономичность идеального цикла
примерно на 5%, в случае действительного цикла ее влияние
составляет лишь около 3%. Небольшое абсолютное влияние
диссоциации на экономичность действительного цикла приводит к
тому, что разница в диссоциации углекислоты и водяного пара не
оказывает значительного влияния на величину индикаторного
к. п. д. Таким образом можно приближенно считать, что эконо-
мичность цикла не зависит от пропорции между водяным паром и
углекислотой в продуктах сгорания.
Так как, кроме того, температура и скорость сгорания, а также
изменение числа молекул при сгорании для всех углеводородов,
образующих жидкие топлива, примерно одинаковы, то экономич-
ность цикла не должна значительно зависеть от рода применяемых
углеводородных топлив. Этот вывод полностью подтверждается
экспериментальными данными, которые показывают, что экономич-
ность двигателя при применении самых разнообразных углеводо-
родных топлив (бензинов, гептана, бензола, толуола и пр.) изме-
няется в пределах 1 —г—2°/0» т. е. почти в пределах точности
эксперимента.
При работе на спирте индикаторный к. п. д. на 2-^-3°/о выше,
чем при работе на углеводородных топливах, что объясняется
главным образом низкой температурой сгорания спирта.
Применение газообразных топлив позволяет получать примерно
те же величины индикаторного к. п. д., как и в случае углеводо-
родных топлив. Исключение составляют водород и окись углерода.
Температура сгорания водорода несколько выше, чем углеводоро-
дов. Кроме того, при сгорании водорода происходит значительное
уменьшение числа молекул. Поэтому, несмотря на очень большую
скорость сгорания водорода, применение его в двигателе связано
с ухудшением индикаторного к. п. д. примерно на 4-:-5°/0. Сгора-
ние окиси углерода связано с таким же уменьшением молекул,
как и в случае водорода. При этом температура сгорания окиси
5?
углерода выше, а скорость сгорания меньше, чем у водорода,
вследствие чего индикаторный к. и. д. при работе на окиси угле-
рода на 8 -е— 1О°/о меньше, чем при работе на углеводородах. Эти
данные относятся к работе на теоретических (а=1) или более
богатых смесях. При применении бедных смесей вследствие
недостаточной скорости сгорания углеводородов приведенные соот-
ношения изменяются, о чем будет указано в дальнейшем.
Все эти соотношения относятся к работе двигателя при
нормально хорошем образовании горючей смеси. В случае работы
на жидких топливах качество карбюрации должно обеспечивать
достаточно полное испарение топлива и хорошее его перемешива-
ние с воздухом. При работе на газообразных топливах имеет
значение лишь последний фактор.
2. Влияние степени сжатия. Изменение индикаторного к. п. д.
:в зависимости от степени сжатия происходит примерно по тому
же закону, как и в случае идеального
цикла, т. е. с увеличением степени
сжатия индикаторный к. п. д. возра-
стает. Однако при постоянном ре-
жиме работы двигателя и одном и
том же топливе увеличение индика-
торного к. п. д. происходит лишь до
некоторой предельной величины сте-
пени сжатия, после которой он начи-
нает уменьшаться. Эта зависимость
представлена на фиг. 28 кривой 2.
Подобное протекание индикатор-
ного к. п.д. противоречит теоретиче-
ской зависимости и обусловливается
появлением в двигателе детонации.
Так как детонация сопровождается
большой неполнотой сгорания и уве-
личением теплоотдачи в стенки, то
при этом индикаторный к. п. д. па-
дает. Увеличение степени сжатия свя-
зано с повышением температуры и
Фиг. 28. Зависимость индикатор-
ного к. п. д, от степени сжатия.
/ — изменение при отсутствии де-
тонации, 2 — изменение при дето-
нации.
давления смеси в конце сжатия и, следовательно, увеличивает ин-
тенсивность детонации. Обусловленное этим падение экономичности
происходит более сильно, чем увеличение индикаторного к. п. д.,
вследствие возрастания степени сжатия. Поэтому увеличение
степени сжатия и сопровождается падением индикаторного к. п. д.
Степень сжатия, при которой двигатель на одном и том же
топливе и при постоянном режиме работы имеет максимальный
к. п. д., называется наивысшей полезной степенью сжатия (нпсс).
Наивысшая полезная степень сжатия зависит от тира двигателя,
режима его работы, рода применяемого топлива и т. Д-, т. е. от
всех параметров, влияющих на интенсивность детонации. В том
случае, когда все параметры за исключением рода применяемого
топлива остаются постоянными, нпсс может характеризовать
•стойкость топлива в отношении детонации, т. е. может служить
для оценки его антидетонационных качеств.
58
Таким образом появление детонации ставит предел целесообраз-
ному повышению степени сжатия при данных условиях работы
двигателя. При этом нпсс представляет собой максимальную
величину степени сжатия, до которой при данных условиях проис-
ходит повышение индикаторного к. п. д.
Однако и при отсутствии детонации выгодное повышение
степени сжатия возможно лишь до некоторого предела. При
больших значениях степени сжатия дальнейшее ее увеличение
сопровождается сильным возрастанием максимального давления
цикла и лишь небольшим повышением экономичности (§ 2—2).
Повышение максимального давления требует при постоянном
запасе прочности увеличения размеров деталей, воспринимающих
это давление (поршни, шатуны и т. д.), а следовательно, и увели-
чения их веса. Последнее связано с увеличением трения в двига-
теле; происходящее в результате возрастание затраты работы на
преодоление сил трения при достаточно высокой степени сжатия
может быть больше, чем выигрыш в работе за счет увеличения
экономичности цикла. Таким образом в этом случае увеличение
степени сжатия связано с уменьшением полезной работы, получае-
мой от двигателя, и, следовательно, является нецелесообразным.
3. Влияние опережения зажигания. При рассмотрении процесса
сгорания уже отмечалось (§ 9—3), что опережение зажигания
влияет на своевременность повышения давления в цилиндре и тем
самым на величину работы, получаемой за действительный цикл.
Так как это изменение работы происходит при постоянном
количестве сообщаемого тепла, то, следовательно, опережение
зажигания влияет на индикаторный к. п. д. При этом опережение
зажигания, дающее максимальную мощность, одновременно соот-
ветствует и работе двигателя при максимальном индикаторном
к. п. д. Поэтому соответствующая величина опережения зажигания
часто называется наивыгоднейшей.
Обычно при работе двигателя всегда устанавливается наи-
выгоднейшее опережение зажигания, вследствие чего рассмотрение
влияния всех факторов на индикаторный к. п. д. и производится
при этом условии.
4. Влияние состава смеси. Как уже указывалось выше (§ 9—2),
состав смеси (т. е. пропорция между воздухом и топливом) очень
сильно влияет на скорость распространения пламени. Кроме того,
состав смеси влияет на температуры цикла вследствие изменения
количества тепла, сообщаемого 1 кг продуктов сгорания, и обу-
словливает величину неполноты сгорания. Вследствие этого состав
смеси должен влиять на протекание действительного цикла, а
следовательно, и на величину индикаторного к. п. д.
Интенсивность влияния состава смеси очень мало зависит от
величины других факторов, а следовательно, и от абсолютного
значения индикаторного к. п. д. Поэтому является более удобным
характеризовать изменение индикаторного к. п. д. в зависимости
от состава смеси относительным коэфициентом, который может
быть назван коэфициентом состава смеси »)«. Коэфициент состава
смеси представляет собой отношение индикаторного к. п. д. при
данном составе смеси (т^) к индикаторному к. п. д. при теоретм-
С«
ческом составе смеси [(т]1-)а=1] и прочих одинаковых условиях, т. е.
он может быть выражен уравнением:
___ К];
(3D
Таким образом коэфициент состава смеси показывает относитель-
ное изменение индикаторного к. п. д. при переходе от теорети-
ческого состава смеси (а=1) к какому-либо другому.
Индикаторный к. п. д. изменяется в зависимости от состава
смеси пропорционально коэфициенту состава смеси. Поэтому в
тех случаях, когда индикаторный к. п. д. при теоретическом составе
смеси известен, величина его при других составах смеси опреде-
ляется из уравнения:
^ ==(*),)« ==1^- (32)
Применение этого уравнения возможно лишь при условии, что
известна зависимость коэфициента состава смеси от коэфициента
избытка воздуха а. Для всех углеводородных топлив эта зави-
Фиг. 29. Зависимость коэфициента состава
смеси от коэфициента избытка воздуха а для
углеводородных топлив (по Бугрову).
что он достигает максимального значения при а
состав смеси, соответствующий этому коэфициенту избытка
симость примерно одина-
кова, так как колебания ее в
зависимости от типов двига-
телей и режимов их работы,
вообще говоря, довольно не-
значительны. Обобщив суще-
ствующие экспериментальные
данные, возможно получить
некоторую среднюю эмпири-
ческую зависимость, которая
представлена графически на
фиг. 29. Этой зависимостью и
следует пользоваться при под-
счетах, хотя она может в
отдельных случаях давать
ошибки до 2-^-3°/0 (в области
очень богатых смесей).
Изображенная на фиг. 29
кривая изменения коэфици-
ента состава смеси показывает,
1,08. Поэтому
воз-
духа, называется составом смеси на максимальную экономичность.
Характер протекания коэфициента состава смеси обусловли-
вается влиянием целого ряда факторов, которые, ввиду важности
этого коэфициента, следует разобрать более подробно.
При повышении коэфициента избытка воздуха свыше единицы,
т. е. при применении все более бедных смесей, изменение коэфи-
циента состава смеси обусловливается следующим:
а) При обычно применяемых системах смесеобразования топлива
с воздухом нельзя получить вполне однородную смесь. Вследствие
этого при среднем теоретическом составе смеси (а=1) в цилиндре
в действительности имеются зоны с более богатым и более бедным
составом смеси, чем теоретический. Поэтому, несмотря на доста-
60
точное в среднем количество кислорода, работа при теоретическое
составе смеси всегда связана с некоторой неполнотой сгорания
При обеднении смеси количество кислорода во всех зонах камерь
сгорания оказывается достаточным. Вследствие этого полнот!
сгорания увеличивается, что обусловливает повышение индикатор
кого к. п. д.
б) Как уже указывалось выше, обеднение смеси сопровождаете*
понижением максимальной температуры цикла. Вследствие этогс
отрицательное влияние диссоциации и повышения теплоемкость
становится менее значительным, так что экономичность цикла
должна возрастать.
в) Обеднение смеси сопровождается уменьшением скорости
сгорания и, следовательно, увеличением догорания в течение
расширения. Происходящее при этом несвоевременное выделение
тепла должно ухудшать инди-
каторный к. п. д.
При обеднении смеси в на-
чале превалируют первые два
фактора, вследствие чего ин-
дикаторный к. п. д. растет. Од-
нако в дальнейшем влияние
первого фактора полностью
исчезает, а уменьшение ско-
рости сгорания оказывается
настолько значительным, что
экономичность двигателя на-
чинает ухудшаться, несмотря
на понижение максимальной
температуры цикла.
Подобный закон протека-
ния коэфициента состава сме-
2—водорода и идеального цикла при
обеднении свежей смеси, 3—окиси угле-
рода (по данным Бугрова и Бурстелл).
си, а следовательно, и пропорционального ему индикаторного к.п.д.
относится лишь к углеводородным топливам. При других топливах
характер изменения может резко отличаться вследствие иной
зависимости скорости сгорания от состава смеси. На фиг. 30 при-
ведено изменение коэфициента состава смеси для углеводородных
топлив, водорода и окиси углерода. Для сравнения там же пред-
ставлено изменение термического коэфициента состава смеси
в случае идеального цикла. Этот коэфициент характеризует про-
текание термического к. п. д. вследствие изменения состава продук-
тов сгорания бензина, количества сообщенного тепла и диссоциа-
ции соответственно составу смеси.
Как видно, при обеднении смеси коэфициент состава смеси для
водорода непрерывно увеличивается. Это объясняется широкими
пределами воспламенения и очень большой скоростью распростра-
нения пламени водорода (фиг. 18), вследствие чего влияние умень-
шения скорости сгорания на экономичность цикла сказывается при
более бедных смесях, чем приведенные на диаграмме. В отношении
скорости сгорания окись углерода занимает промежуточное поло-
жение между углеводородными топливами и водородом, вслед-
61
ствие чего максимальная экономичность цикла получается при
алз1,75. При дальнейшем обеднении смеси резкое падение ско-
рости сгорания обусловливает уменьшение коэфициента состава
смеси.
Таким образом значительное влияние скорости сгорания на
экономичность цикла имеет место лишь при тех составах смеси,
когда эта скорость становится ниже некоторой предельной вели-
чины, необходимой для достаточно быстрого повышения давления.
На диаграмме, представленной на фиг. 30, видно, что возраста-
ние коэфициента состава смеси для водорода и окиси углерода
имеет примерно тот же характер, что и для идеальнаго цикла,
«уносящегося к продуктам сгорания бензина (несколько более
быстрое повышение коэфициента состава смеси для окиси угле-
рода объясняется более высокой температурой ее сгорания при
теоретическом составе смеси и, следовательно, более интенсивным
падением этой температуры при обеднении смеси). В то же время
при сгорании водорода в продуктах сгорания образуется один водя-
ной пар, при сгорании окиси углерода — одна углекислота, а в рабо-
чем теле идеального цикла имеются оба эти соединения. Таким
образом протекание коэфициентов состава смеси показывает, что
присутствие в продуктах сгорания водяного пара и углекислоты
оказывает примерно одинаковое влияние на экономичность дей-
ствительного цикла, о чем уже упоминалось ранее при рассмотре-
нии влияния рода применяемого топлива на индикаторный к. п. д.
Коэфициент состава смеси для жидких углеводородных топлив
в начале возрастает более сильно, чем в случае идеального цикла.
Это соотношение обусловливается увеличением полноты сгорания,
на которое уже указывалось выше и которое не имеет места
в идеальном цикле.
Протекание коэфициента состава смеси при увеличении а имеет
большое практическое значение, так как характеризует возмож-
ность использования данного топлива для работы на бедных сме-
сях, где экономичность цикла значительно повышается.
Уменьшение коэфициента избытка воздуха, исходя из величины
его, равной единице, т. е. обогащение смеси, сопровождается рез-
ким падением коэфициента состава смеси вследствие неполноты
сгорания топлива, обусловленной недостатком кислорода. Однако
это уменьшение экономичности протекает менее интенсивно, чем
следовало ожидать, исходя из получающейся неполноты сгорания.
Степень выделения тепла при сгорании с недостатком кисло-
рода в теоретическом случае, т. е. при полном использовании
кислорода воздуха, может характеризоваться теоретическим коэфи-
циентом выделения тепла. Теоретический коэфициент выделения
тепла представляет собой отношение количества тепла Q, вы-
деляющегося при сгорании с полным использованием кислорода
богатой смеси, к количеству тепла Qn введенному в виде хими-
ческой энергии топлива и могущему выделиться при полном сго-
рании. Таким образом коэфициент выделения тепла может быть
выражен уравнением:
= (33)
62
Фиг. 31. Изменение экономич-
ности цикла при обогащении
смеси. •/]„ — коэфициент состава
смеси; ^—теоретический коэфи-
циепт выделения тепла; —
коэфициент состава смеси, от-
несенный к количеству тепла,
выделяющегося при полном ис-
пользовании кислорода.
На фиг. 31 приведено изменение теоретического коэфициента
выделения тепла при обогащении смеси.
Как видно, коэфициент выделения тепла, характеризующий коли-
чество выделившегося тепла, уменьшается значительно более сильно,
чем коэфициент состава смеси, характеризующий количество тепла’
обращенного в работу. Это соотношение указывает на повышение
степени использования выделяющегося тепла, что объясняется
следующими причинами.
1) Фиг. 31 показывает, что коэфициент выделения тепла па-
дает более сильно, чем коэфициент избытка воздуха а, что объяс-
няется резким уменьшением количества выделяющегося тепла при
сгорании в окись углерода. Количество воздуха на 1 кг топлива
изменяется пропорционально коэфициенту избытка воздуха а, а ко-
личество выделяющегося тепла изме-
няется пропорционально коэфициенту
выделения тепла [уравнение (33)]; по-
этому более сильное падение величины
показывает, что обогащение смеси сопро-
вождается уменьшением количества вы-
деляющегося тепла, приходящегося на
1 кг воздуха. Вследствие этого темпе-
ратуры цикла становятся ниже, так что
коэфициент состава смеси должен уве-
личиваться.
2) Обогащение смеси до коэфици-
ента избытка воздуха 0.8 н- 0,9 связано
с увеличением скорости распростра-
нения пламени, что также влияет на
повышение экономичности вследствие
более своевременного выделения тепла.
3) Уменьшение количества кисло-
рода связано с повышением концен-
трации водорода и окиси углерода в
продуктах сгорания. Образование по-
следних вызывает увеличение числа мо-
лекул в продуктах сгорания, что при-
водит к повышению давления в конце
сгорания и, следовательно, к возраста-
нию степени использования тепла.
Наглядное представление об улуч-
шении степени использования выделяющегося тепла может быть
получено в том случае, если определять индикаторный к. п. д. по
отношению к количеству выделяющегося, а не введенного тепла.
При этом индикаторный к. п. д. выражается следующим уравнением:
2'* Q — 5А7П/
(34)
В данном случае он показывает, какая доля тепла, выделивше-
гося при полном использовании кислорода, обращается в индика-
торную работу. При теоретическом составе смеси сгорание с пол-
ез
ним использованием кислорода соответствует полному сгоранию
топлива (Е(=1).
Таким образом в этом случае:
коэфициент состава смеси, соответствующий , будет:
„ _ л,ь =
аЬ~~ 01«6)«=1 U)e=i Е/(%)«=!
Изменение по а приведено на фиг. 31. Как видно, 7]oft) а сле-
довательно, и степень использования выделяющегося тепла с обо-
гащением смеси значительно увеличиваются, что является резуль-
татом влияния вышеуказанных факторов.
5. Влияние давления, температуры и влажности внешнего воз-
духа (внешних условий). Давление и температура внешнего воз-
духа, поступающего в двигатель, влияют на давления и темпера-
туры действительного цикла и, следовательно, могут влиять на
индикаторный к. п. д.
При постоянном качестве карбюрации изменение температуры
внешнего воздуха оказывает очень малое влияние на температуры
цикла, а следовательно, и на индикаторный к. п.д., что подтвер-
ждается опытными данными. По экспериментальным данным пони-
жение барометрического давления связано с некоторым увеличе-
нием доли тепла, теряемого в стенки. Однако это соотношение
оказывает лишь незначительное влияние на величину индикатор-
ного к. п. д.
Влажность воздуха, т. е. содержание в нем водяных паров,
влияет на теплоемкость рабочего тела и тем самым на индикатор-
ный к. п. д. Так как объемная теплоемкость водяных паров значи-
тельно больше, чем воздух, то увеличение его влажности сопро-
вождается ухудшением индикаторного к. п. д. Однако это измене-
ние в практических пределах колебания влажности весьма незна-
чительно.
Таким образом можно считать, что внешние условия, т. е. тем-
пература, давление и влажность внешнего воздуха, оказывают не-
значительное влияние на величину индикаторного к. п. д. Вследствие
этого влияние внешних условий на экономичность двигателя обычно
не учитывается.
6. Влияние дросселирования и наддува. Дросселированием дви-
гателя называется уменьшение количества поступающей в цилиндр
смеси при помощи прикрытия дроссельной заслонки (дросселя).
При закрывании дросселя проходное сечение для смеси умень-
шается, вследствие чего ее скорость возрастает. Увеличение ско-
рости сопровождается повышение.м перепада давления при про-
ходе смеси мимо дросселя. Вследствие этого давление смеси по-
нижается, что и обусловливает уменьшение ее весового количе-
ства, поступающего в цилиндр.
Наддувом двигателя называется питание его воздухом, предва-
рительно сжатым в компрессоре до более высокого давления, чем
внешнее. При этом количество поступающей в цилиндр смеси уве-
64
дичивается по срйвйению’с его величиной при работе двигателя
с полностью открытым дросселем.
Таким образом в обоих случаях происходит изменение давле-
ния поступающего в цилиндры двигателя воздуха независимо от
его внешнего барометрического давления. При этом дросселиро-
ванием достигается понижение, а наддувом—-повышение давления
против барометрического.
В обоих случаях изменение давления поступающего в двигатель
воздуха происходит при постоянном противодавлении на выхлопе.
Вследствие этого количество остаточных газов, зависящее от темпе-
ратуры и давления продуктов сгорания в конце хода выхлопа,
изменяется в гораздо меньшей степени, чем количество поступаю-
щей в цилиндр свежей смеси.
Таким образом на величину индикаторного к. п.д. может оказы-
вать влияние не только давление поступающей смеси, как это ука-
зывалось выше, но так-
же и концентрация ос-
таточных газов в рабо-
чей смеси. Примесь
остаточных газов по-
нижает скорость рас-
пространения пламени
вследствие разжиже-
ния горючей смеси
инертными газами. По-
этому при дросселиро-
вании двигателя и свя-
занном с этим увели-
чением примеси оста-
Фиг. 32. Изменение индикаторного к. п. д. в зави-
симости от давления за карбюратором, изменяемого
при помощи дросселирования или наддува (по опы-
там Масленникова и Рудзкого).
точных газов индика-
торный к. п. д. должен понижаться более сильно^ чем в случае
уменьшения внешнего барометрического давления.
Зависимость величины индикаторного к. п.д. от давления смеси
за карбюратором представлена на фиг. 32. При этом давление из-
менялось дросселированием или наддувом. Как видно, изменение
давления от 0,7 до 1,4 ат сопровождается лишь незначительным
возрастанием индикаторного к.п.д. Это возрастание обусловли-
вается уменьшением относительной потери тепла в стенки и не-
которым понижением содержания остаточных газов в рабочей
смеси. С уменьшением давления смеси ниже 0,7 ат, т. е. при силь-
ном дросселировании, процентное содержание остаточных газов
начинает резко увеличиваться, что приводит к заметному умень-
шению индикаторного к. п.д.
Следует отметить, что приведенная зависимость соответствует
установке во всех случаях наивыгоднейшего опережения зажига-
ния, которое при уменьшении давления воздуха значительно уве-
личивается вследствие понижения скорости распространения пла-
мени. В том случае, когда опережение зажигания остается постоян-
ным, равным его величине при работе с полностью открытым дрос-
селем (давление за карбюратором около 0,95 кг/см*), индикаторный
к.п.д- падает при дросселировании значительно более интенсивно.
5 Общ. курс авиадвигателей, 1860
65
При наивыгоднейшем опережений зажигания можно считать,
что во всех случаях, кроме си 1ьного дросселирования, индикатор-
ный к. п.д. изменяется незначительно. Вследствие этого его можно
считать постоянным.
7. Влияние температуры поступающего воздуха. В случае при-
менения наддува температура поступающего воздуха значительно
повышается вследствие ее возрастания при сжатии воздуха в ком-
прессоре. Эта температура воздуха может достигать 100н-120° Ц
и выше.
При этом карбюрация топлива значительно улучшается за счет
более совершенного его испарения, а скорость сгорания возрастает
вследствие более высоких температур в конце сжатия. Оба эти
фактора увеличивают скорость выделения тепла в процессе сго-
рания и тем самым улучшают экономичность действительного
цикла, несмотря на повышение его температур. Соответствующее
увеличение индикаторного к. п. д. не очень значительно и при по-
вышении температуры воздуха до 100° Ц не превосходит 2-4-3°/0.
8. Влияние числа оборотов. При увеличении числа оборотов
двигателя в минуту интенсивность вихревого движения рабочей
смеси в цилиндре возрастает; вследствие этого растет и тепло-
передача в стенки. При этом время протекания одного цикла
уменьшается, благодаря чему сокращается продолжительность со-
прикосновения между раскаленными газами и окружающими их
стенками. Падейие потери тепла в стенки за один цикл, вызван-
ное уменьшением времени соприкосновения, оказывается более
значительным, чем увеличение теплоотдачи, обусловленное воз-
растанием вихревого движения смеси. Вследствие этого доля вве-
денного тепла, отдаваемая в стенки, уменьшается, так что с уве-
личением числа оборотов количество тепла, введенное в двига-
тель за единицу времени, растет более сильно, чем количество
тепла, отдаваемое в стенки.
Помимо потери тепла в стенки, изменение числа оборотов может
отражаться на своевременности повышения давления в цилиндре,
обусловленной скоростью выделения тепла. При увеличении числа
оборотов скорость движения поршня возрастает. Таким образом
для получения воспламенения всей смеси при том же перемеще-
нии поршня скорость распространения пламени должна повы-
шаться. Это повышение скорости сгорания и имеет место в дей-
ствительности под влиянием увеличения интенсивности вихревого
движения смеси при возрастании числа оборотов. Вследствие этого
можно считать, что изменение условия сгорания смеси не будет
отражаться на величине индикаторного к.п.д.
Уменьшение доли тепла, теряемой в стенки, должно увеличи-
вать индикаторный к.п.д. На фиг. 33 изображено изменение вели-
чины индикаторного к.п.д. в зависимости от числа оборотов дви-
гателя при сохранении прочих условий постоянными. Как видно,
увеличение числа оборотов от 1000 до 3600 в минуту дает повы-
шение индикаторного к. п. д. от 33 до 35°/О.
Таким образом числа оборотов оказывают заметное влияние на
величину индикаторного к. п.д. Так как работа авиационных двига-
телей обычно рассматривается при изменении числа оборотов
66
в довольно узких пределах, то, ввиду отсутствия достаточных
опытных данных, влияние числа оборотов на индикаторный к.п.д
обычно не учитывают.
9. Влияние конструкции и размера цилиндра. Особенности
конструкции цилиндра, т. е. форма камеры сгорания, размер
цилиндра, его материал, число и месторасположение свечей и пр.,
могут влиять на скорость распространения пламени и интенсив-
ность теплоотдачи в стенки и, как следствие, на индикаторный к. п. д.
Наибольшее значение им(ет форма камеры сгорания. Темпера-
тура смеси при ее воспламенении достигает максимальных значе-
ний, и, следовательно, тепловой поток в стенки достигает при
этом наибольшей интенсивности. Вследствие этого форма камеры
сгорания, влияющая на теплоотдачу в стенки в течение сгорания,
может оказывать заметное влияние на индикаторный к. п. д. Следует
отметить, что характер этого влияния обусловливается еще тем,
что потери тепла происходят вблизи в. м. т., т. е. перед ходом рас-
ширения. По мере сдвига момента потери тепла к концу хода рас-
ширения, влияние ее на индикаторный к. п.д. будет уменьшаться,
и, наконец, тепло, теряемое в стенки в конце хода расширения,
почти не оказывает какого-либо влияния на экономичность цикла.
При заданном объеме камеры сгорания и прочих постоянных
условиях количество тепла, теряемое в стенки, зависит главным
образом от размеров ее поверхности. Таким образом отношение
поверхности камеры сгорания к ее объему обусловливает долю
введенного тепла, отдаваемого при сгорании в стенки. При этом
с уменьшением этого отношения количество тепла, теряемое
в стенки, будет падать, а индикаторный к. п. д. возрастать.
С этой точки зрения максимальную экономичность работы
должна давать сферическая камера сгорания, но ее конструктивно
чрезвычайно трудно выполнить. Практически наиболее экономич-
ной является полусферическая камера сгорания, т. е. камера сго-
рания, образованная полусферической головкой цилиндра и пло-
ским поршнем. Относительная экономичность других камер сгора-
ния может оцениваться при помощи отношения индикаторного
к.п.д. при этих камерах сгорания к индикаторному к.п.д.при полу-
сферической камере. Это отношение можно называть коэфициентом
камеры сгорания tqc, который, следовательно, может быть выражен
следующим уравнением:
__к)/ при данной камере сгорания
Т'с tjz при полусферической камере сгорания' *
* б?
Таким образом коэфициент камеры сгорания характеризует из-
менение индикаторного к- п. д. при переходе от полусферической
камеры сгорания к камере какой-либо другой формы.
Коэфициенты камеры сгорания для некоторых случаев при-
ведены на фиг. 34. Как видно, наименее экономичной является
Т-образная камера сгорания, коэфициент которой равен 0,85.
Таким образом при прочих равных условиях величина индикатор-
ного к. п. д. двигателя при этой камере сгорания будет на 15% ниже,
чем при полусферической.
В авиационных двигателях наиболее часто применяются лишь
первые три камеры сгорания, а именно: полусферическая, шатровая
и цилиндрическая (или плоская). Как видно, эти камеры сгорания
сравнительно мало влияют на экономичность работы двигателя.
Помимо формы камеры сгорания на величину индикаторного
к. п. д. могут также влиять число и месторасположение свечей.
Количество свечей, как уже указы-
валось выше, влияет на скорость
распространения пламени и тем самым
на скорость нарастания давления. При
современных размерах цилиндров при-
менение свыше двух свечей лишь не-
значительно повышает экономичность,
усложняя систему зажигания. Вслед-
ствие этого в авиационных двигате-
лях обычно применяются две свечи
на цилиндр. При малых размерах ци-
линдров, вследствие уменьшения пути
пламени, оказывается достаточной
лишь одна свеча (хотя для повыше-
ния надежности обычно устанавли-
Фиг. 34. Формы камер сгорания вают две свечи).
и соответствующие значения их Месторасположение свечи влияет
коэфициентов. на направление движения фронта пла-
ПмуареричесМЯ Шатровая НимвричаЛаа
Вихребая.типаРиРорЬо Т- образная
Чс'0Я5
мени и тем самым на скорость воспла-
менения всей рабочей смеси. Наиболее выгодным является централь-
ное расположение свечи, так как в этом случае фронт пламени распро-
страняется во все стороны и вследствие этого самый процесс воспла-
менения всего заряда происходит в минимальный период времени.
Однако практически подобное расположение свечи встречает зна-
чительные конструктивные трудности, вследствие чего почти не
применяется. В общем, месторасположение свечей отражается на
величине индикаторного к. п. д. незначительно (порядка 1-4-2%)
и при подсчетах обычно не принимается во внимание.
При пропорциональном увеличении всех размеров цилиндра
его объем растет по кубу увеличения линейнего размера, а охла-
ждающая поверхность — по квадрату. Вследствие этого отношение
поверхности цилиндра к объему уменьшается обратно пропорцио-
нально возрастанию линейных размеров. Это уменьшение отно-
шения поверхности к объему обусловливает падение доли тепла,
отдаваемого в стенки, и, следовательно, сопровождается повыше-
нием экономичности двигателя.
68
Влияние размеров цилиндра на индикаторный к. п. д. изучено
недостаточно. Можно приближенно считать, исходя из диаметра
цилиндра в 150 мм, что изменение диаметра на 20 мм дает из-
менение индикаторного к. п. д. в том же направлении, примерно,
на 1°/о-
Исходя из этого, относительное изменение индикаторного
к. п. д. в зависимости от диаметра цилиндра по сравнению с ве-
личиной его при диаметре в 150 мм можно характеризовать ко-
эфициентом диаметра, выражающимся следующим приближенным
уравнением:
-1 I 0.5(0 — 15)
1 “г юО ’
где D — диаметр цилиндра в см.
Таким образом для двигателя с диаметром цилиндра в 80 мм
коэфициент диаметра будет 0,965 и, следовательно, индикаторный
к. п. д. этого двигателя будет при прочих равных условиях при-
мерно на 3,5% ниже, чем у двигателя с диаметром цилиндра
в 150 мм.
§ 14. ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ ЦИКЛ И ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ ИНДИКАТОРНЫЙ К. П. Д.
Отличие действительного цикла двигателя от идеального цикла
с реальным рабочим телом (т. е. с учетом диссоциации и измене-
ния теплоемкости) заключается в следующем.
1) В действительном цикле за сообщенное тепло принимается
тепло, введенное в цилиндр в виде потенциальной химической
энергии топлива и могущее выделиться при полном сгорании
последнего, в то время как в идеальном цикле сообщенное тепло
подводится извне.
2) В действительном цикле сообщение тепла рабочему телу,
связанное со сгоранием топлива, осуществляется в течение опре-
деленного периода времени, в то время как в идеальном цикле
сообщение тепла производится мгновенно.
3) В идеальном цикле все сообщенное тепло идет на увели-
чение внутренней энергии рабочего тела, в то время как в дей-
ствительном цикле сообщенное тепло никогда полностью не вы-
деляется при основном сгорании и, кроме того, частично теряется
в стенки или вообще не выделяется в цилиндре вследствие не-
полноты сгорания. *
4) Процессы сжатия и расширения в действительном цикле
протекают при наличии теплообмена со стенками, а в идеальном
цикле — считаются адиабатическими.
5) В идеальном цикле отвод тепла от рабочего тела произво-
дится мгновенно в конце расширения, а в действительном цикле
отвод тепла заменяется сменой горячего рабочего тела на холод-
ное. Эта смена рабочего тела производится не мгновенно и,
вследствие опережения начала выхлопа, в конце расширения про-
исходит дополнительная потеря давления.
Если линию расширения и сжатия действительного цикла про-
должить по средним показателям их политроп до крайних верти-
С9
калей (соответствующих мертвым точкам поршня) и соединим
между собой вертикальными прямыми, то получается цикл, кото-
рый носит название теоретического цикла двигателя. На фиг. 35
этот цикл изображен жирными линиями, а соответствующий ему
действительный цикл -тонкими линиями.
Таким образом теоретический цикл отличается от действитель-
ного цикла тем, что в нем сгорание и выхлоп происходят мгно-
венно в мертвых точках поршня. Теоретический цикл также отли-
чается и от идеального цикла, так как в процессе сгорания
денное тепло выделяется не полностью и процессы сжатия и
ширения происходят при наличии теплообмена со стенками.
Работа, получаемая за теоретический цикл и равная его пло-
щади, называется теоретической индикаторной работой £/.
вве-
рас-
Фиг. 35. Теоретический цикл двига-
теля и метод получения его из дей-
ствительного цикла.
(37)
Как
видно из фиг. 35, эта работа всегда
больше работы действительного
цикла, т. е. индикаторной работы.
Соотношение между этими рабо-
тами дается коэфициентом пол-
ноты диаграммы который пред-
ставляет собой отношение действи-
тельной индикаторной работы к
теоретической, т. е. может быть
выражен уравнением:
Lt
= у
Коэфициент полноты диаграммы
будет тем больше, чем выше ско-
рость выделения тёпла и чем
меньше потеря давления в начале
выхлопа. Основное значение имеет
первый фактор, и, следовательно,
коэфициент полноты диаграммы rlw до известной степени харак-
теризует влияние скорости выделения тепла на форму цикла.
Потеря работы, вызванная опережением открытия выхлопных
клапанов, может быть полностью уничтожена в том случае, если
открытие этого клапана производить в и. м. т. Однако, как уже
отмечалось выше, в этом случае работа, затрачиваемая на ход
выхлопа, резко увеличивается, вследствие чего позднее открытие
выхлопных клапанов не имеет практического смысла. При теоре-
тическом составе смеси коэфициент полноты диаграммы для
углеводородных топлив обычно колеблется в узких пределах и
ОЭб^ОР?6 наивь1г°Днейшего опережения зажигания равен
Экономичность теоретического цикла оценивается теоретиче-
ским индикаторным к. п. д. который показывает, какая доля
введенного тепла превращается в теоретическую индикаторную
работу. Следовательно, этот коэфициент может быть выражен
уравнением:
AL
(38)
70
Так как индикаторный к. п. д. по уравнению (30) имеет вид:
то его связь с теоретическим индикаторным коэфициентом опре-
деляется следующим образом:
ALj
ч Qi_=Li
4 AL't L'i
Qi
Следовательно,
*1/ = W- (39)
Это соотношение является совершеннэ очевидным, так как при
одинаковом количестве введенного тепла степень его использова-
ния, характеризуемая к. п. д., изменяется пропорционально коли-
честву полученной работы.
Теоретический индикаторный к. п. д. для углеводородных то-
плив при те ретическом составе смеси, минимальной потере тепла
в стенки, соответствующей полусферической камере сгорания, и
диаметру цилиндра в 150 мм, может быть выражен в зависимости
от степени сжатия следующим эмпирическим уравнением:
ч;=1—jk- w
Как видно, зависимость теоретического индикаторного к. п. д.
от степени сжатия имеет тот же вид, что и в случае идеального
цикла, и отличается лишь показателем степени при степени сжа-
тия. Этот показатель имеет несколько меньшую величину, чем
в случае идеального цикла при переменной теплоемкости и дис-
социации, так как экономичность теоретического цикла меньше
идеального вследствие как неполного выделения тепла, так и по-
тери тепла в стенки.
§ 15. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИНДИКАТОРНОГО К. П. Д.
Так как индикаторный к. п. д. характеризует степень преобра-
зования теплоты полного сгорания топлива в работу, то знание
его величины необходимо для определения мощности двигателя
и расхода топлива. Определение этого коэфициента наиболее пра-
вильно производить, исходя из известных опытных данных, по-
скольку надежной теории работы двигателя до настоящего вре-
мени не имеется. Как уже рассматривалось выше, индикаторный
к. п. д. зависит от ряда факторов работы двигателя, из которых
наиболее существенными являются: а) степень сжатия, б) состав
смеси, в) форма камеры сгорания, г) диаметр цилиндра, д) род
применяемого топлива, е) число оборотов.
Род применяемого топлива может влиять как на величину
индикаторного к. п. д. при постоянном составе смеси (например
теоретическом), так и, особенно, на его протекание при обеднении
смеси. Однако при рассмотрении одних углеводородных топлив
U
влияние рода применяемого топлива можно не учитывать. Точно
так же при существующих расчетных числах оборотов авиацион-
ных двигателей возможно не принимать во внимание влияние
числа оборотов.
Так как характер влияния остальных факторов известен, то для
определения индикаторного к. п. д. необходимо знать лишь его
величину при некоторых исходных условиях.
В случае применения углеводородных топлив индикаторный
к. п. д. для двигателя с диаметром цилиндра в 150 мм и с полу-
сферической камерой сгорания, работающего при теоретическом
составе смеси и наивыгоднейшем опережении зажигания, может
быть определен при помощи уравнения, объединяющего уравне-
ния (39) и (40):
^ = ^ = (1--^) rlw.
Необходимо отметить, что вследствие возрастания скорости
выделения тепла коэфициент полноты диаграммы с увеличением
степени сжатия несколько повышается. Однако его изменение ле-
жит в указанных выше пределах, т. е. очень невелико.
Для получения индикаторного к. п. д. при любом составе
смеси необходимо ввести в это уравнение коэфициент состава
смеси учитывающий изменение индикаторного к. п. д. при
переходе от теоретического состава смеси к какому-либо другому.
Тогда индикаторный к. п. д. двигателя с теми же данными, что
и в первом случае, но при любом составе смеси, будет на осно-
вании уравнения (32) выражаться соотношением:
*!« = (1 — тУ
Для определения индикаторного к. п. д. двигателей с любой
формой камеры сгорания необходимо ввести в это уравнение коэ-
фициент камеры сгорания, учитывающий изменение индикаторного
к. п. д. при переходе от полусферической камеры сгорания к ка-
кой-либо другой. С учетом этого коэфициента уравнение индика-
торного к. п. д. принимает вид:
Для обобщения этого уравнения на двигатели с любым диаме-
тром цилиндра необходимо ввести коэфициент диаметра, характе-
ризующий изменение индикаторного к. п. д. при переходе от
диаметра в 150 мм на какой-либо другой. Тогда уравнение инди-
каторного к. п. д. принимает вид:
^ == (1 — “ok) WW- (41)
Полученное уравнение отражает влияние изложенных выше
основных факторов на индикаторный к. п. д. и может служить
для определения индикаторного к. п. д. при работе на углеводо-
родных топливах. Это уравнение является чисто эмпирическим,
так как полностью основано на опытных данных. Однако при-
72
менение его для самых разнообразных двигателей дает резуль-
таты отличающиеся от опытных данных обычно не свыше,
чем на 2-*-3%, что является вполне допустимым для практи-
ческих целей.
При применении других, не углеводородных топлив следует
вычисленную по уравнению (41) для теоретического состава смеси
(а=1) величину индикаторного к. п. д. исправить соответственно
указанным ранее (§ 13—1) данным. При этом переход от теоретиче-
ского состава смеси к какому-либо другому следует производить
при помощи коэфициента состава смеси, относящегося к данному
топливу.
Следует отметить, что уравнение (41) относится к работе дви-
гателя при нормально хорошей
наличия плохой карбюрации по-
лучаемые опытным путем вели-
чины индикаторного к. п. д. мо-
гут быть значительно ниже зна-
чений этого коэфициента, под-
считанных по уравнению (41).
Величина индикаторного к.п.д.
современных авиационных двига-
телей равна в среднем 0,28 ч- 0,35.
Однако абсолютные значения
этого коэфициента не могут слу-
жить для оценки совершенства
действительного цикла с точки
зрения приближения его к иде-
альным условиям, поскольку и
в идеальном цикле, как известно,
введенное тепло никогда не мо-
жет быть полностью превращено
в механическую работу.
Для этой цели необходимо
сравнивать индикаторный и тер-
мический к. п. д., т. е. экономич-
ность действительного и идеаль-
карбюрации топлива. В случае
Фиг. 36. Изменение величины термиче-
ского к. п. д. при переменной теплоем-
кости и диссоциации, а также величины
индикаторного к. п. д. в зависимости от
степени сжатия.
ного циклов. При этом послед-
ний следует рассматривать с реальным рабочим телом, т. е. при
диссоциации и переменной теплоемкости, так как свойства рабо-
чего тела являются неизбежным фактором и не зависят от харак-
тера протекания действительного цикла.
На фиг. 36 приведено изменение величин термического и ин-
дикаторного к. п. д. при теоретическом составе смеси в зависи-
мости от степени сжатия. При этом значения термического к. п. д.
при диссоциации и переменной теплоемкости были взяты по
уравнению (27), а значения индикаторного коэфициента по урав-
нению (41) для плоской камеры сгорания и диаметра цилиндра
в 150 мм. Как видно, оба эти коэфициента отличаются друг от
друга при всех степенях сжатия не очень сильно, причем разница
равна 9-г-10%.
Эта разница обусловливается совместным влиянием всех фак-
73
толов которыми отличается действительный цикл от идеального,
а именно: немгновенным и неполным выделением тепла, тепло-
отдачей в стенки и падением давления за счет опережения вы-
хлопа.
При этом, вследствие значительно меньших температур, потеря
экономичности за счет диссоциации и возрастания теплоемкости
в действительном цикле заметно меньше, чем в идеальном.
Таким образом протекание действительного цикла является
достаточно удовлетворительным и дальнейшее приближение его
экономичности к теоретической может дать (независимо от
методов) повышение индикаторного к. п. д. не свыше, чем на
5-6%- _________
ГЛАВА V
ИНДИКАТОРНЫЙ УДЕЛЬНЫЙ РАСХОД ТОПЛИВА
§ 16. ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ И СООТНОШЕНИЯ
Индикаторным удельным расходом топлива называется его ве-
совое количество, которое необходимо затратить для получения
индикаторной работы, равной 1 л. с. ч. Это количество топлива
обычно выражается в килограммах или граммах.
Связь между индикаторным удельным расходом и индикатор-
ным к. п. д. может быть получена, исходя из общего выражения
этого коэфициента, даваемого уравнением (30):
При этом последнее уравнение следует отнести не к одному
циклу, как это делалось ранее, а к количеству индикаторной ра-
боты, равной 1 л. с. ч.
В последнем случае величина AZf будет равна термическому
эквиваленту 1 л. с. ч., а именно:
ALt = ~ 75 3600 = 632 Кал1л. с. ч. (42)
Количество тепла Qp введенное для получения этой работы
в виде теплоты полного сгорания топлива, будет равно:
Qt = CtHu Кал!л. с. ч. (43)
где С;—индикаторный удельный расход в кг/л. с. ч.\
Ни—теплотворная способность топлива в Кал/кг.
Подставляя уравнения (42) и (43) в уравнение (30), получаем:
632
С‘ - ^Г. к’-с ч-
или
(44)
Это уравнение показывает, что индикаторный удельный расход
топлива зависит не только от индикаторного к. п. д., но также и
от теплотворной способности топлива.
54
Таким образом индикаторный удельный расход не может слу-
жить характеристикой тепловой экономичности действительного
никла.
Так как для получения 1 л. с. ч. требуется превратить в ра-
боту 632 К>л., то количество топлива, которое необходимо за-
тратить для превращения этого количества тепла в работу, будет
тем меньше, чем больше энергии топливо выделяет при сгорании
(т. е. чем больше его теплотворная способность) и чем выше
степень использования этой энергии (т. е. чем выше индикаторный
к. п. д.).
Выше указывалось, что род нормально применяемых в двига-
теле топлив не оказывает заметного влияния на индикаторный
к. п. д. Однако вследствие их различной теплотворной способно-
сти индикаторный удельный расход может значительно изменяться.
Так, например, при переходе с бензина на бензол, несмотря на
примерно постоянный индикаторный к. п. д, индикаторный удель-
ный расход увеличивается примерно на 10%, так как теплотвор-
ная способность бензола примерно на 10% ниже теплотворной
способности бензина.
При переходе на этиловый спирт индикаторный к. п. д. увели-
чивается примерно на 2-4-3%. Однако индикаторный удельный
расход топлива при этом резко возрастает, так как теплотвор-
ная способность спирта примерно на 45% ниже теплотворной
способности бензина. Таким образом в последнем случае индика-
торный удельный расход изменяется в том же направлении, чю и
индикаторный к. п. д.
В современных авиационных двигателях, работающих на угле-
водородных топливах, индикаторный удельный расход в среднем
колеблется в пределах 0,175-4—0,215 кг1Л. с. ч.
ГЛАВА VI
ИНДИКАТОРНАЯ МОЩНОСТЬ И СРЕДНЕЕ ИНДИКАТОРНОЕ
ДАВЛЕНИЕ
§ 17. ОБЩИЕ СООБРАЖЕНИЯ
Индикаторный к. п. д. характеризует лишь степень использо-
вания тепла, т. е. термическую экономичность работы двигателя.
Однако помимо экономичности имеет основное значение также и
количество работы, получаемой от двигателя за единицу времени,
т. е. его мощность. С этой точки зрения двигатель можно рас-
сматривать как обычную трансформирующую машину, которая,
потребляя топливо, производит механическую энергию.
Из уравнения (30) видно, что индикаторная работа, выраженная
в калориях, может быть представлена следующим соотношением:
AL[ =
и, следовательно, обусловливается не только индикаторным к. п. д.,
1 ° также и количеством введенного в двигатель тепла в виде
75
теплоты полного сгорания топлива. Таким образом изменение
индикаторной работы может, вообще говоря, происходить по дру-
гим законам, чем изменение индикаторного к п. д. В том случае,
когда индикаторный к. п. д. уменьшается в меньшей степени, чем
возрастает количество введенного тепла, получаемая индикатор-
ная работа будет увеличиваться, несмотря на ухудшение эконо-
мичности работы двигателя. Прямая зависимость между экономич-
ностью и работой имеет место лишь при работе двигателя с по-
стоянным количеством вводимого тепла.
Если количество вводимого тепла относить к единице времени,
то получаемая индикаторная работа будет представлять собой
работу в единицу времени, т. е. индикаторную мощность. Выше-
изложенные соображения относительно индикаторной работы,
очевидно, применимы и к индикаторной мощности.
Таким образом разница между экономичностью и мощностью
состоит в том, что индикаторный к. п. д. зависит исключительно
от степени использования введенного тепла, в то время как инди-
каторная мощность эквивалентна суммарному количеству тепла,
обращаемому в работу в единицу времени и зависящему как от
количества введенного тепла, так и от степени его использования.
§ 18. ВЫРАЖЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ МОЩНОСТИ ЧЕРЕЗ ИНДИКАТОРНЫЙ
К. П. Д.
Исходя из вышеизложенных соображений, индикаторную мощ-
ность наиболее логично выражать в зависимости от факторов,
влияющих на количество введенного тепла Й на степень его
использования. Вывод этого выражения индикаторной мощности
основан на следующих рассуждениях.
Предположим, что имеется двигатель, у которого:
D — диаметр цилиндра в М’,
S — ход поршня в м\
i—число цилиндров;
п — число оборотов в минуту.
Тогда рабочий объем одного цилиндра будет:
а рабочий объем всех цилиндров равен:
Объем, описываемый поршнем одного цилиндра в течение его хо-
дов всасывания за 1 мин., равен:
©мин = у vh м^/мин.
Тот же объем, описываемый поршнями всех цилиндров двига-
теля в час, будет:
V^ac 60й*мин = 60 = SOnV/j
76
Таким образом теоретическое йебовбе количество воздуха, пб«
в цилиндры двигателя за один час, равно:
час 1— V^qacYo — 30/7 V^Yo 7Г2/ЧПС,
где уо — удельный вес воздуха, поступающего в двигатель.
Как известно (§ 7), действительное весовое количество посту-
пившего воздуха меньше теоретического и может быть выражено
уравнением:
Очас = Gt час^г, == 30/1 V^Yo^zi К2/ЧС1С.
Так как на 1 кг топлива приходится aZ0 кг воздуха, то весо-
вой расход топлива в час будет, очевидно, равен:
кЦчас.
^Lq аь0
Если теплотворная способность 1 кг топлива равна Ни Кал[кг,
то количество введенного в двигатель тепла будет:
<?чаС = С.кНи=s9nV^fLt Кал.'час.
аь0
Вводя индикаторный к. п. д., получаем количество тепла, обра-
щенного в индикаторную работу за один час:
= Клл!час.
Так как термический эквивалент 1 л. с. ч. равен 632 Кал, то,
очевидно, индикаторная мощность будет равна:
д/ _ ALi _ 30nVftY„-r]vHuv];
‘ч 632 632а/0
Полученное уравнение более удобно писать в несколько дру-
гом виде, делая соответствующую перегруппировку членов:
<45»
Таким образом индикаторная мощность представляет собой
мощность, получаемую в двигателе непосредственно из тепла. Так
как индикаторная мощность получается в результате индикатор-
ной работы, то ее можно рассм тривать как следствие действия
действительных циклов, повторяющихся с определенной частотой
по времени. Выражение индикаторной мощности при помощи урав-
нения (45) является чрезвычайно удобным для исследования влия-
ния различных факторов на индикаторную мощность, так как вклю-
чает все параметры, непосредственно обусловленные конструкцией
Двигателя и режимом его работы. Это исследование будет сделано
в Дальнейшем.
§ 19. СРЕДНЕЕ ИНДИКАТОРНОЕ ДАВЛЕНИЕ
Индикаторная работа, получаемая за один действительный
Цикл, представляет собой площадь этого цикла и, следовательно,
ависит от величины рабочего объема цилиндра vh и перепада
. 77
давлений между линией расширения и сжатия, влияющего на „тол-
щину" цикла (фиг. 37).
Величина рабочего объема цилиндра мало влияет на процессы,
происходящие в цилиндре двигателя. Наоборот, перепад давления
между линией расширения и сжатия является следствием процес-
сов, происходящих в цилиндре двигателя, и зависит главным
образом от весового заряда смеси в цилиндре, состава смеси,
протекания процесса сгорания и величины степени сжатия.
В авиационных двигателях этот перепад давлений желательно
иметь по возможности максимальным, так как при этом требуемая
от двигателя работа будет получаться при меньших размерах
цилиндров, вследствие чего вес и габарит двигателя будут также
меньше.
Так как перепад давления, влияющий на работу цикла, обус-
ловливается при одинаковом состоянии поступающего воздуха
Фиг. 37. Среднее индикаторное
давление и действительный
цикл.
L
vh
исключительно протеканием процессов
в цилиндре, то, следовательно, он мо-
жет характеризовать работоспособность
действительного цикла двигателя. Но
величина перепада давлений по диаг-
рамме непрерывно изменяется; вслед-
ствие этого наиболее удобно брать за
характеристику работоспособности цик-
ла среднее значение перепада давлений
за один цикл. Это среднее значение пе-
репада давлений между процессами рас-
ширения и сжатия по диаграмме дей-
ствительного цикла, характеризующее
его работоспособность, называется сред-
ним индикаторным давлением.
Таким образом среднее индикатор-
ное давление может быть выражено
следующим отношением:
(46)
Следовательно, индикаторная работа может быть выражена в за-
висимости от среднего индикаторного давления при помощи урав-
нения:
= P[Vh.
(47)
Это уравнение показывает, что среднее индикаторное давление
можно рассматривать как некоторое постоянное избыточное дав-
ление, которое, действуя на поршень в течение одного его хода,
развивает работу, равную работе действительного цикла. Таким
образом индикаторная работа может быть представлена площадью
прямоугольника, у которого одна сторона равна рабочему объему
цилиндра <vh, а другая сторона — среднему индикаторному давле-
нию Pi (фиг. 37). При этом уравнение (47) показывает, что этот
прямоугольник должен быть равновелик по площади действитель-
ному циклу.
78
Помимо значения среднего индикаторного давления как харак-
епистики работоспособности цикла, это давление может служить
т Р определения объема цилиндров, необходимого для получения
заданной мощности, о чем будет указано ниже. У большинства
нормальных авиационных двигателей величина среднего индика-
торного давления колеблется в пределах 9-г- 11 кг[см\
& 20. СВЯЗЬ МЕЖДУ ИНДИКАТОРНОЙ МОЩНОСТЬЮ И СРЕДНИМ ИНДИ-
КАТОРНЫМ ДАВЛЕНИЕМ
Так как индикаторная мощность получается как следствие
работы действительных циклов, действующих с определенной
частотой по времени, то, очевидно, возможно установить непо-
средственную связь между индикаторной мощностью и средним
индикаторным давлением.
По уравнению (47) работа за один действительный цикл во
всех цилиндрах двигателя равна:
EZ.f = iLt = ip[Vh — pt Vh кг • м.
Так как число циклов в два раза меньше числа оборотов дви-
гателя, то работа, получаемая в минуту, равна:
2A£mhh = -^p/Va кг-м1мин.
Тогда секундная работа выражается следующим уравнением:
SA, мин е= np‘Vh кг-м1сек.
1 сек 60 2-60 '
Таким образом индикаторная мощность может быть выражена
следующим уравнением:
»j сек Pi^hn /Лй\
М 75 9000 л- с- (48)
В этом уравнении среднее индикаторное давление выражается
в кг/лг2, a Vh — в лг8.
Так как при этих размерностях численные значения величин
получаются практически неудобными, то уравнение (48) часто при-
меняют в измененном виде.
Если выражать в кг1см\ a Vh попрежнему в л<8, то полу-
чаем:
/V'— 9осО ' — 0,9 ’ С-
Наиболее удобное выражение индикаторной мощности полу-
чается в том случае, когда pt выражено в кг/глг2, a Vh в л\ тогда
ее уравнение принимает вид:
0,9-1000 900 Л' с' (
Уравнения (48) — (50) показывают, что индикаторная мощность
в общем зависит от трех факторов:
а) перепада давления между процессами расширения и сжатия,
79
Зависящего от работоспособности цикла и характеризуемого среДа
ним индикаторным давлением;
б) рабочего объема цилиндров, влияющего на количество работы,
получаемой за один действительный цикл во всех цилиндрах дви-
гателя;
в) числа оборотов двигателя, обусловливающего число дей-
ствительных циклов в минуту, т. е. частоту действия циклов по
времени.
§ 21, ВЫРАЖЕНИЕ СРЕДНЕГО ИНДИКАТОРНОГО ДАВЛЕНИЯ ЧЕРЕЗ
ИНДИКАТОРНЫЙ К. П. Д.
Сравнивая уравнения (45) и (49), получаем:
30 . Ни tg
632 Lo а
VhWhn
_PjVhn
0,9 *
Отсюда легко установить связь между средним индикаторным да-
влением и индикаторным к. п. д., а именно:
А = S • ^1см\ , (51)
Это уравнение отражает влияние процессов, происходящих
в цилиндре двигателя, на перепад давлений, а следовательно, и на
работоспособность цикла.
Сравнивая уравнения (45) и (51), видим, что уравнение (45) пред-
ставляет собой обобщенное уравнение индикаторной мощности,
отражающее влияние факторов как непосредственно обусловли-
вающих мощность двигателя, так и предопределяющих перепад
давления действительного цикла, т. е. его работоспособность.
Уравнения (45) и (51) также показывают, что среднее индика-
торное давление, а следовательно, и индикаторная мощность непо-
средственно зависят от коэфициента наполнения. Поэтому необхо-
димо ознакомиться более подробно с этим коэфициентом, хотя
общие сведения о нем были уже изложены ранее при рассмотре-
нии процесса наполнения (§ 7).
§ 22. КОЭФИЦИЕНТ НАПОЛНЕНИЯ
1. Связь коэфициента наполнения сдавлениями в цилиндре. Так
как величина коэфициента наполнения при данных внешних усло-
виях обусловливается количеством поступающего в цилиндр воз-
духа, то этот коэфициент может быть выражен при помощи соот-
ветствующих давлений в цилиндре.
Зависимость между коэфициентом наполнения и давлениями
в цилиндре выявляется из рассмотрения баланса энергии в тече-
ние процесса наполнения. Этот баланс энергии выражается в сле-
дующем виде (не учитывая влияния на баланс энергии расширения
остаточных газов и воздуха к концу наполнения):
(52)
где/а — теплосодержание рабочей смеси в конце наполнения;
Jr— теплосодержание остаточных газов;
80
J__ тепЯоСодержанйе воздуха, поступающего в цилиндр;
j___теплосодержание поступающего в цилиндр топлива;
д/___.тепло, сообщаемое смеси при ее подогреве в процессе на-
полнения.
Поступающее в цилиндр топливо в течение наполнения частично
испаряется. При этом поглощается некоторое количество тепла,
необходимое для получения паров топлива и представляющее собой
его скрытую теплоту парообразования. Это количество тепла полу-
чается частью за счет обогрева карбюратора, а частью за счет
теплосодержания воздуха. Вследствие этого температура посту-
пающей в цилиндр смеси понижается к концу наполнения, что
увеличивает коэфициент наполнения. С другой стороны, образую-
щиеся пары топлива препятствуют поступлению в цилиндр воздуха
и тем самым ухудшают этот коэфициент.
Интенсивность обогрева карбюратора должна обеспечивать по-
лучение температуры смеси такой величины, при которой скорость
испарения топлива была достаточной. При этом условии часть теплоты
парообразования топлива, затрачиваемая за счет внутренней энер-
гии воздуха, вызывает примерно то же возрастание коэфициента
наполнения, что и уменьшение его вследствие образования паров
топлива. Таким образом можно практически считать, что влияние
обоих факторов (понижения температуры воздуха и образования
паров топлива) взаимно компенсируется, так что коэфициент напол-
нения не зависит от присутствия топлива. Поэтому для упрощения
вывода возможно принимать, что в цилиндр поступает чистый
воздух без примеси топлива.
В этом случае уравнение (52) принимает вид:
Ja = Jr4-JH-AQ. (53)
При этом Ja представляет собой теплосодержание рабочей смеси
в конце наполнения без учета содержания топлива, т. е. теплосо-
держание смеси остаточных газов и воздуха.
Величины теплосодержаний, входящие в уравнение (53), воз-
можно выразить в зависимости от температуры газов:
Jа — СР1ра'^Ф
Jr = cpGrTr\
J = CPGTO-
где ср, G и То — теплоемкость при постоянном давлении, вес и
температура поступающего в цилиндр воздуха;
ср , Gr и Тг — теплоемкость при постоянном давлении, вес и
температура остаточных газов;
Сра, Ga и Та — теплоемкость при постоянном давлении, вес и
температура рабочей смеси в конце наполнения.
Так как температура остаточных газов выше температуры сте-
нок цилиндра, то можно считать, что тепло подогрева от стенок
сообщается лишь поступающему в цилиндр воздуху, вызывая по-
вышение его температуры на величину Д7. Тогда
Д3 = с/?дт:
С Общ. курс авиадвигателей 1860 81
Заменяя в уравнении (53) величины теплосодержания и тепла
подогрева их выражениями через температуры, получаем:
Сра Gа та = Ср r G г Тт 4- ср G То ф- Ср G Д Т — cPr G r Tr ф- ср G (То ф- А Т).
В этом уравнении количество поступающего в цилиндр воздуха
можно связать при помощи коэфициента наполнения с теоретически
возможным его количеством [уравнение (29;]:
G = G;%.
Тогда уравнение баланса энергии принимает вид:
с,О.Т. =^ОЛ,+с,Ол(г»+АО-
Для получения зависимости между давлениями в цилиндре и
коэфициентом наполнения заменяем в этом уравнении веса темпера-
туры и при помощи
соответствующих ха-
рактеристических ура-
внений через давления
и объемы (фиг. 38):
Ра^а= GaRaTa-,
'Г _ РаРа .
^а1 а р ?
Prvr = GrRfT;,
fl 'г Prvr .
' r Rr ’
P^h = GtRTq,
f~i __ Pnvh
Rio *
Последнее уравне-
ние основано на том,
что теоретическое ко-
личество воздуха GT представляет собой то его количество, которое
может поместиться в рабочем объеме vh цилиндра при давлении р0
и температуре То воздуха, поступающего в карбюратор. Подста-
вляя полученные выражения в основное уравнение, получаем:
сРа сРг . СР 7® +
~R^ Ра^^Р^г + ^РМ. -
Так как весь вывод имеет сравнительно небольшую точность, то
можно считать, что
СРд _ еРг _
Ra — Rr R •
Тогда получаем:
РЛ =Р^г + Р^^ ~,
2 О
82
у. __ 1 /Ра Уд___Рг_Уг_\
'° Гп+ Л7 \ Ро Vh Ро vhr
Т,
В этом уравнении отношение —характеризует степень по-
вышения темпеРатУРы воздуха вследствие его подогрева от стенок
и поэтому называется степенью подогрева 8; следовательно,
То
Кроме того, из рассмотрения фиг. 38 получаем:
Уд
Уд _ Уд __ Ут _= 1
vh Уд~УГ Уд j е — 1
Уг
И
vr_____________________ vr ____ 1 _ 1
~Vh ~ Уд —«г~ Уд 1 ~ е ~ 1 ‘
Уг
Делая соответствующие подстановки, получаем следующее
уравнение коэфициента наполнения:
= —* (&Ра_Рг_\ _ (54)
v 8 (е — 1) \ Ро Ро)
Полученное уравнение дает связь между 8, ра, рг и »]„, при-
чем e и ро обычно известны. Его можно несколько упростить при
помощи следующих преобразований:
ч-=й('Й-+=—+1-‘-£)=
_ 1 (еРа~ ЕРо I _ Рг — Ро
8(8-1) I Ро "Г Ро )
— 1 Г, _ 1 _ Е(Ро— РД) + (Рг-Ро)1
8(8- 1)L . Ро ]•
Обозначаем через
&рг = рг—Ро — перепад давления в конце выхлопа;
кРд=Ро—Ра — перепад давления в конце наполнения.
Тогда уравнение коэфициента наполнения принимает вид:
„ ___ 1 Л 1 tbPa + ЬрД 1 /< ДРоЕ + «\ (55)
- 8(.- 1) То J =т V - ~Ро ’
где
Полученное уравнение отражает влияние трех основных факто-
ров, уже упоминавшихся ранее (§ 7):
а) потери давления при наполнении Дра;
б) подогрева поступающего воздуха, характеризуемого степенью
подогрева 8;
* 83
в) давления остаточных газов, Влияющего йй величину й.
Последняя величина изменяется в различных двигателях дб-
вольно значительно, но оказывает лишь небольшое влияние на
коэфициент наполнения, так как суммируется со степенью сжатия,
имеющей значительно бблыйие значения. Поэтому с достаточной
точностью величиной а можно задаваться и брать ее равной 0,5—0,8.
Степень подогрева у большинства двигателей колеблется в пре-
делах 1,05 1,15.
В том случае, когда значения величины 8 и а известны (или
выбраны), уравнение (55) дает связь между и Ъ.ра и, сле-
довательно, позволяет по одной из этих величин определять
другую.
Следует отметить, что уравнения (54) и (55) не отражают влия-
ния волн давления и инерции столба поступающей смеси, что прак-
тически допустимо вследствие малого влияния этих факторов
в авиационных двигателях. У большинства этих двигателей коэ-
фициент наполнения на рабочих режимах изменяется в пределах
0,75-ь 0,86.
2. Зависимость величины коэфициента наполнения от основных
факторов. А. Род применяемого топлива. Выше уже огме-
чалось, что влияние топлива на коэфициент наполнения имеет
двойственный характер: теплота парообразования, уменьшая темпе-
ратуру смеси, повышает коэфициент наполнения, а образующиеся
при испарении пары топлива препятствуют поступлению воздуха
и тем самым ухудшают этот коэфициент. У всех практически при-
меняемых жидких топлив при достаточной интенсивности обогрева
карбюратора (обусловленной получением достаточной скорости
испарения топлива) оба эти фактора примерно компенсируют друг
друга. Вследствие этого как присутствие топлива в воздухе, так
и переход с одного топлива на другое почти не отражаются на
величине коэфициента наполнения.
Так, например, при переходе с бензина на бензол скрытая те-
плота парообразования увеличивается, но примерно в той же сте-
пени возрастает и объем паров топлива. Поэтому при той же интен-
сивности обогрева карбюратора коэфициент наполнения почти не
изменяется.
При переходе на спирт теплота парообразования возрастает
значительно больше, чем объем паров топлива. Однако вследствие
худшей испаряемости и большей теплоты парообразования спирта,
достаточная скорость его испарения, обусловленная температурой
воздуха, получается лишь при увеличении интенсивности обогрева
карбюратора. Вследствие этого часть тепла парообразования, пони-
жающая температуру смеси, изменяется примерно пропорционально
объему паров топлива, так что и в этом случае коэфициент напол-
нения остается практически тем же, что и при бензине.
При работе на газообразных топливах теплота парообразования,
очевидно, отсутствует. Вследствие этого топливо, препятствующее
поступлению в цилиндр воздуха, значительно ухудшает коэфициент
наполнения. Это имеет большое значение при работе на водороде.
В последнем случае объем топлива вследствие легкости водорода
получается очень большим, так что коэфициент наполнения может
84
уменьшаться на 2Он-ЗО°/о по сравнению с величиной его при работе
да бензине.
Б. Состав смеси. Так как смешение воздуха с жидким топли-
вОм почти не оказывает влияния на величину коэфициента напол-
нения, то очевидно, что и состав смеси не должен оказывать
значительного влияния на этот коэфициент. На фиг. 39 представлено
изменение коэфициента наполнения двигателя, работающего на
Фиг. 39. Зависимость величины коэфициента наполнения от состава смеси.
циентом избытка воздуха. Как видно, при довольно широком
изменении коэфициента избытка воздуха коэфициент наполнения
изменяется в пределах 1°/0, т. е. практически может считаться
постоянным.
При работе на газообразных топливах влияние состава смеси
на коэфициент наполнения может быть очень значительным. Так,
при работе на водороде в зависимости от состава смеси коэфициент
наполнения может изменяться на 1Оч-15°/о и более.
В. Степень сжатия. Из рассмотрения уравнения (55) видно,
что при повышении степени сжатия вычитаемое должно умень
шаться, так как его числитель
растет менее сильно, чем знаме-
натель. Вследствие этого раз-
ность, а следовательно, и коэфи-
циент наполнения должны увели-
чиваться, что объясняется пони-
жением количества остаточных
газов за счет уменьшения объема
камеры сгорания. Однако опыт-
ные данные в общем не подтвер-
Фиг. 40. Зависимость коэфициента напол-
нения от степени сжатия (по Муклоу).
1—зависимость при горячем двигателе,
работающем с воспламенением в цилин-
драх; 2—зависимость при холодном дви-
гателе, прокручиваемом от электромотора.
ждают этого заключения и имеют
противоречивый характер, что,
невидимому, объясняется малым
изменением исследуемого пара-
метра при относительной слож-
ности эксперимента.
При увеличении степени сжатия согласно опытам Рикардо коэфи-
циент наполнения понижается, по Спэрроу и Муклоу (фиг. 40) —
остается почти постоянным, а по Джибсону — повышается.
85
Так как влияние степени сжатия, невидимому, невелико и экс-
периментальные данные недостаточно надежны, то для практи-
ческих целей можно с достаточной точностью считать, что коэ-
фициент наполнения не зависит от степени сжатия.
Г. Подогрев смеси. Выше уже отмечалось, что подогрев
смеси от стенок головки и цилиндра в течение наполнения оказы-
вает значительное влияние на коэфициент наполнения.Происходящее
вследствие подогрева повышение температуры понижает удельный
вес воздуха; поэтому в данном объеме цилиндра помещается мень-
шее весовое количество воздуха, а следовательно, коэфициент
наполнения падает.
Подогрев поступающей в цилиндр смеси происходит главным
образом за счет соприкосновения ее с горячими поверхностями
камеры сгорания и цилиндра. Поэтому уменьшение температуры
этих поверхностей заметно повышает коэфициент наполнения. Так,
например, при переходе от чугунного поршня к алюминиевому
коэфициент наполнения увеличивается на 5-н10°/в, вследствие того,
что температура алюминиевого поршня благодаря большей тепло-
проводности материала значительно меньше, чем чугунного (около
250° Ц при алюминиевом и около 450° Ц — при чугунном).
Как известно, тепло, сообщаемое воздуху при помощи обогрева
карбюратора, затрачивается полностью при нормальных условиях
на теплоту парообразования топлива и, следовательно, не вызы-
вает повышения температуры воздуха. При этом нормальная интен-
сивность обогрева, как уже отмечалось выше, соответствует неко-
торому понижению температуры воздуха, достаточному для ком-
пенсации ухудшения коэфициента наполнения за счет образования
паров топлива. Однако в случае чрезмерного обогрева он вызывает
повышение температуры смеси и, следовательно, понижение коэ-
фициента наполнения. Наоборот, недостаточный обогрев карбю-
ратора вызывает понижение температуры воздуха, так как погло-
щение тепла, связанное с испарением топлива, происходит в боль-
шей степени за счет внутренней энергии воздуха. При этом коэ-
фициент наполнения будет несколько увеличиваться; однако при
обычных температурах поступающего воздуха это возрастание
коэфициента наполнения не имеет практической ценности, так как
сопровождается уменьшением экономичности двигателя вследствие
ухудшения испаряемости топлива.
Влияние температур стенок головки и цилиндра на величину
коэфициента наполнения ясно выявляется при сравнении работы
двигателя с воспламенением в цилиндрах с работой без воспла-
менения, когда он прокручивается от внешнего источника энергии,
например, от электромотора. В последнем случае, вследствие сра-
внительно холодных стенок, коэфициент наполнения всегда полу-
чается значительно большим. Для примера на фиг. 40 показано изме-
нение коэфициента наполнения в зависимости от степени сжатия
на горячем двигателе, т. е. работающем с воспламенением в цилинд-
рах, и на двигателе сравнительно холодном, когда он прокручи-
вается электромотором. Как видно, коэфициент наполнения для
холодного двигателя на 7-н8°/о выше, чем горячего.
Можно считать, что повышение температуры воздуха при вса-
ыВании вследствие подогрева от стенок в среднем равно 15-М5° Ц.
QTo соответствует указанным выше значениям степени подогрева
8=1,05-^1,15.
д. Температура поступающего воздуха. Повышение
температуры поступающего в карбюратор воздуха оказывает иное
влияние на коэфициент наполнения, чем подогрев воздуха в тече-
ние процесса наполнения. Эта разница обусловливается тем, что
теоретическое количество поступающего воздуха принято опре-
делять при его температуре перед карбюратором. Поэтому в слу-
чае повышения этой температуры изменяется также и теорети-
ческое количество воздуха, так что уменьшение удельного веса
воздуха не оказывает влияния на величину коэфициента наполнения,
а может лишь отражаться на протекании самого процесса и тем
самым косвенно влиять на этот коэфициент.
При этом в уравнении (55) могут изменяться лишь три чле-
на: перепад давления Lpa, степень подогрева 8 и отношение а,
так как внешнее давление р0 и степень сжатия е остаются посто-
янными.
Как уже отмечалось выше, величина а оказывает сравнительно
малое влияние на коэфициент наполнения; поэтому ее изменением
можно в данном случае пренебрегать. Тогда, применяя уравнение
(55) для двух начальных температур воздуха Тй и Т'о и Т5еря отно-
шение коэфициентов наполнения, получаем:
, е + «
_____Ро е ~ 1
Чг ~ S' 1 ДРа е + ° *
Ро е — 1
Пренебрегая присутствием топлива, можно считать, что перепад
давления Дро зависит от скорости воздуха, его удельного веса
и гидравлического сопротивления всасывающей системы. Связь
между перепадом давления и этими факторами можно приближенно
получить при помощи уравнения Бернулли, считая движение воз-
духа установившимся. Применяя это уравнение для условий посту-
пления воздуха в карбюратор и движения его в цилиндре в конце
наполнения, получаем:
Ро | w0 Ра Ч , рИ'о
где ро, то и w0 — давление, удельный вес и скорость воздуха на
входе в карбюратор;
ра, уа и wa—давление, удельный вес и скорость воздуха в ци-
линдре в конце наполнения;
коэфициент гидравлического сопротивления вса-
сывающей системы, приведенный к скорости wa\
g— ускорение силы тяжести.
Так как при внешнем давлении р0 воздух можно считать непо-
движным, то wo = 0. Кроме того, возможно не учитывать измене-
ние удельного веса воздуха в течение наполнения вследствие из-
87
менения давления и температуры и считать, что уо = у0. Тогда по-
лучаем:
Ра~Ря __
'(я
wh
(1+0^.
ИЛИ о 2
л /1 I Ро /1 I (56)
Ьра = Ро — Pa = Yo(1+“ 2^~ RI\. 0 2g’
где р0, То и R—давление, температура и газовая постоянная воз-
духа, поступающего в карбюратор.
Скорость воздуха зависит главным образом от скорости поршня,
которую можно считать постоянной, так как влияние температуры
воздуха рассматривается при постоянном числе оборотов двигателя.
Тогда при повышении этой температуры все остальные члены
в правой части уравнения (56) могут считаться постоянными. Объе-
диняя их в один коэфициент К, получаем:
При новой температуре воздуха Го перепад давления Ьр'а равен:
или
г0' ’
т. е.
Ч = АлЛ- (57)
7 о
Таким образом при повышении температуры воздуха перепад
давления при наполнении уменьшается. Это соотношение обусло-
вливается понижением плотности воздуха, вследствие чего полу-
чение той же скорости соответствует меньшему перепаду давления.
Полученное соотношение является весьма приближенным вслед-
ствие уже оговоренных допущений; при этом наибольшее значение
имеет условие сохранения постоянной скорости, так как в дей-
ствительности за счет изменения подогрева воздуха при напол-
нении его скорость может заметно изменяться.
Обозначаем в уравнении (56) изменение степени подогрева
через [х — у. Тогда изменение коэфициента наполнения в зависи-
мости от температуры воздуха выражается следующим прибли-
женным уравнением:
1 АРа е с
Y и I Ра * 1 Pq
riv Р < &Ра * + а
РО ‘-1
Заменяя из уравнения (55):
АРД«+ °
Ро t — I
1-V=С,
яя
получаем окончательно:
, 1 — С^,
ъ = 1________£о
т, 1— С ’
(58)
где С в среднем равно 0,10 = 0,15.
При повышении температуры воздуха примерно до 50=60° Ц
обогрев карбюратора может быть полностью выключен, так как
в этом случае скорость испарения топлива будет достаточно вы-
сокой, несмотря на происходящее в течение испарения падение
температуры воздуха. Это падение температуры воздуха довольно
значительно и объясняется тем, что при отсутствии обогрева кар-
бюратора вся теплота парообразования топлива затрачивается
полностью за счет внутренней энергии воздуха.
Кроме того, повышение температуры воздуха вызывает умень-
шение подогрева его от стенок, так как при этом понижается
перепад между температурой стенок и воздуха.
В результате влияния испарения топлива и уменьшения подо-
грева от стенок, увеличение температуры воздуха в течение на-
полнения становится менее сильным.
Вследствие этого при переходе от нормальной температуры
поступающего воздуха (15° Ц) к температуре около 60°Ц степень
подогрева уменьшается; при этом можно приближенно считать,
что в случае углеводородных топлив у. = 0,95.
При повышении температуры воздуха выше 60° Ц падение его
температуры, обусловленное испарением топлива, остается при-
мерно постоянным, а подогрев от стенок продолжает уменьшаться.
Так как уравнение (58) является весьма приближенным, то в этом
случае изменение степени подогрева возможно не учитывать и при-
нимать, что при повышении температуры воздуха выше 60° Ц
коэфициент р остается постоянным.
Уравнение (58) показывает, что при повышении температуры
воздуха коэфициент наполнения увеличивается. Это возрастание
коэфициента наполнения обусловливается более быстрым испаре-
нием топлива и понижением подогрева от стенок, уменьшающих
степень подогрева, а также понижением перепада давления при на-
полнении.
Следует отметить, что закон изменения величины р (зависящий
от падения температуры воздуха при испарении топлива и изме-
нения подогрева от стенок) может сильно колебаться в зависи-
мости от типа двигателя и применяемого топлива.
На фиг. 41 приведена кривая изменения коэфициента напол-
нения в зависимости от температуры воздуха, полученная экспе-
риментально. Как видно, при повышении температуры воздуха
примерно до 55° Ц коэфициент наполнения растет наиболее сильно,
что объясняется влиянием более быстрого испарения топлива.
Необходимо иметь в виду, что в данном случае увеличение
коэфициента наполнения не характеризует возрастания весового
количества воздуха, поступающего в цилиндр за один цикл.
Как известно (§ 18), это количество воздуха выражается уравнением:
89
т. е. зависит от коэфициента наполнения и теоретически возмож-
ного количества воздуха, которое для данного двигателя пропорцио-
нально удельному весу воздуха, поступающего в карбюратор.
Повышение температуры поступающего воздуха вызывает умень-
шение его удельного веса. Так как послед *ее происходит более
интенсивно, чем возрастание коэфициента наполнения, то весовое
количество поступающего в цилиндр воздуха уменьшается, хотя
коэфициент наполнения растет.
Е. Давление поступающего воздуха. От давления вхо-
дящего в карбюратор внешнего воздуха зависит его удельный вес,
а следовательно, и его весовое количество, поступающее в цилиндр.
Однако перепад давления ДрЛ изменяется примерно пропорцио-
нально начальному давлению воздуха; вследствие этого согласно
Фиг. 41. Изменение величины коэфициента наполнения в
зависимости от температуры поступающего воздуха (по
опытам Масленникова и Рудзкого). При t= 28° Ц коэфи-
циент наполнения принят равным единице.
уравнению (55) коэфициент наполнения должен оставаться почти
постоянным, что и подтверждается опытными данными.
Это заключение относится к изменению давления внешнего воз-
духа, т. е. применимо для того случая, когда давление поступаю-
щего в цилиндр воздуха и противодавление выхлопу изменяются
одновременно, оставаясь все время одинаковыми. В случае наддува
двигателя происходит изменение давления поступающего в цилиндр
воздуха при постоянном противодавлении выхлопу. В этом случае
коэфициент наполнения изменяется, о чем более подробно будет
указано в дальнейшем (§ 38).
Ж. Гидравлическое сопротивление системы вса-
сывания. Как уже отмечалось, перепад давления Дра зависит
главным образом от скорости воздуха и гидравлических сопротив-
лений всасывающей системы и клапанов. Поэтому для получения
более высоких значений коэфициента наполнения всасывающие
трубопроводы следует делать по возможности более короткими
с плавными закруглениями и гладкими стенками. Скорость смеси
РО
Р трубопроводах на рабочих режимах обычно равна 40-4-50 м/сек.
При низких скоростях работа на малых мощностях сопровождается
оседанием топлива на стенках трубопроводов. В результате ухуд-
шается перемешивание топлива с воздухом, что приводит к не*
устойчивой работе двигателя.
У Таким образом повышение коэфициента наполнения за счет
понижения скорости смеси в трубопроводах практически нецеле-
сообразно.
Диаметр и высоту подъема клапанов желательно делать по
возможности максимальными. Однако эти величины ограничиваются
размерами цилиндра и динамикой клапанного механизма (§ 64).
3. Гидравлическое сопротивление системы вы-
хлопа. Как уже отмечалось, перепад давления при выхлопе, обу-
словливающий величину а, оказывает значительно меньшее влия-
ние на величину коэфициента наполнения, чем перепад давления
при наполнении, что в^дно из рассмотрения уравнения (55). Тем
не менее в случае чрезмерного сопротивления выхлопной системы,
коэфициент наполнения может понижаться на 4—5% и больше. По-
этому для лучшего наполнения желательно избегать лишних гидра-
влических сопротивлений выхлопу, обусловленных формой выхлоп-
ных труб и сборников.
И. Число оборотов. Из факторов, входящих в уравнение
(55) коэфициента наполнения, могут зависеть от числа оборотов
лишь три: а) перепад давления Дрв, б) величина я и в) степень
подогрева S. При этом последние два фактора изменяются срав-
нительно мало, вследствие чего с достаточной точностью их можно
считать не зависящими от числа оборотов.
Уравнение (56) показывает, что при прочих постоянных усло-
виях перепад давления изменяется пропорционально квадрату ско-
рости воздуха wa, т. е.
Дро = Д«£,
где А — коэфициент пропорциональности.
Кроме того, очевидно, что скорость воздуха изменяется примерно
пропорционально скорости поршня, а следовательно, и числу обо-
ротов двигателя. Таким образом
<ша — Си,
где С—соответствующий коэфициент пропорциональности.
Тогда
дЛ==дСап2 = А1л2,
где А, — новый коэфициент пропорциональности.
Заменяя в уравнении (55) перепад давления Ьра последним
соотношением, получаем:
Согласно этому уравнению коэфициент наполнения изменяется
в зависимости от числа оборотов по пораболическому закону, при-
чем с увеличением числа оборотов коэфициент наполнения должен
непрерывно уменьшаться.
Однако в действительности зависимость величины коэфициента
наполнения от числа оборотов получается несколько иной, чем это
следует из уравнения (59). Связь между коэфициентом наполнения
и числом оборотов, получаемая на работающем двигателе, приве-
дена на фиг. 42. Как видно, коэфициент наполнения с увеличением
числа оборотов сначала растет, а в дальнейшем начинает падать.
При этом характер его падения довольно близок к соотношению,
даваемому уравнением (59).
Таким образом основная разница между действительным и тео-
ретическим протеканием коэфициента наполнения состоит в том,
что при уменьшении числа оборотов коэфициент наполнения в дей-
ствительности сначала повышается, а затем начинает падать, тогда
как теоретически он должен непрерывно увеличиваться. Эта раз-
ница между действительным и теоретическим протеканием коэфи-
циента наполнения объясняется наличием запаздывания закрытия
всасывающего клапана.
При больших значениях чисел оборотов запаздывание закрытия
всасывающего клапана увеличивает коэфициент наполнения, так
как позволяет использовать скоростную энергию поступающей
смеси и пониженное да-
вление в цилиндре для
продолжения наполнения
цилиндра, несмотря на на-
чавшийся ход сжатия.
При малых числах обо-
ротов скоростная энер-
1200 wo №00 1800 2000 а6ши.ч гия сильно падает, а дав-
. ,, , ление смеси в цилиндре
Фиг. 42. Влияние числа оборотов на величину F
коэфициента наполнения. растет, вследствие этого
запаздывание закрытия
клапана оказывается чрезмерно большим и поступившая в течение
хода всасывания смесь начинает при обратном движении поршня
и открытом всасывающем клапане перетекать из цилиндра во
всасывающую систему. Подобное обратное перетекание посту-
пающей в цилиндр смеси увеличивается по мере уменьшения числа
оборотов, что и вызывает соответствующее падение коэфициента
наполнения.
С увеличением запаздывания закрытия всасывающего клапана
явление последующего перетекания становится более интенсивным,
вследствие чего коэфициент наполнения на малых оборотах ста-
новится меньше. Однако на больших числах оборотов использо-
вание скоростной энергии и падения давления смеси становится
более совершенным, вследствие чего величина коэфициента напол-
нения становится выше, чем при меньшем запаздывании закрытия
клапана.
Таким образом выбор момента закрытия всасывающего клапана
обусловливается рабочим числом оборотов двигателя. При этом
с увеличением числа оборотов запаздывание закрытия клйпана,
дающее максимальное значение коэфициента наполнения, будет
больше.
На фиг. 43 приведено изменение коэфициента наполнения в за-
иисимостй Of запаздывания закрытия всасывающего клапана при
двух числах оборотов: 1200 и 1500 об/мин. Как видно, при
120Э об/мин. максимальный коэфициент наполнения получается при
запаздывании закрытия всасывающего клапана около 35°. Однако
при переходе к 1500 об/мин. коэфициент наполнения в этом слу-
чае резко уменьшается и достигает максимального значения при
запаздывании закрытия около 55°.
§ 23. ЗАВИСИМОСТЬ ИНДИКАТОРНОЙ МОЩНОСТИ И СРЕДНЕГО ИНДИКА-
ТОРНОГО ДАВЛЕНИЯ ОГ ОСНОВНЫХ ФАКТОРОВ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ
Связь между индикаторной мощностью, средним индикаторным
давлением и основными факторами работы двигателя дается урав-
нениями (45), (49) и (51):
Сравнение этих уравне-
ний показывает, что все фак-
торы, за исключением Vh и
п, влияют непосредственно
на величину среднего инди-
каторного давления и отра-
жаются на величине индика-
торной мощности лишь по-
стольку, поскольку послед-
няя зависит от среднего
индикаторного давления.
Таким образом влияние
этих факторов на индика-
торную мощность и сред-
нее индикаторное давление
можно рассматривать одно-
временно.
1. Влияние рода применяемого топлива. Род применяемого
топлива в наиболее общем случае может влиять на следующие
факторы, обусловливающие величину индикаторной мощности и
среднего индикаторного давления-
ЗопаздЬ/Вание закрытия ВсасЬ/В. клапана 6 углах
поборота кол. Вала
Фиг. 43. Влияние запаздывания закрытия вса-
сывающего клапана на величину коэфициента
наполнения (по данным Шей и Бирмана).
Й’ И
л-0
Отношение у-2- теплотворной способности топлива к теорети-
Ьо
чески необходимому количеству воздуха представляет собой ко-
личество энергии, вводимой в двигатель на 1 кг воздуха при тео-
ретическом составе смеси.
Таким образом это отношение, как и коэфициент наполнения,
при прочих равных условиях характеризует количество тепла, вве-
денного в цилиндр в виде химической энергии топлива.
При работе на углеводородных топливах индикаторный к. п. д.
ез
И коэфициент наполнения (§ 22) могут приниматься не зависящими
от рода топлива (§ 13—1 и § 22—2). Отношение для этих топлив
изменяется в довольно узких пределах и с точностью до 1-5-2%
можно считать, что
^ = 715 Кал/кг.
До
Таким образом все факторы, зависящие от рода топлива и
влияющие на величину мощности, остаются для всех углеводо-
родных топлив почти постоянными. Вследствие этого при пере-
ходе от одного углеводородного топлива на другое индикаторная
мощность и среднее индикаторное давление практически почти
не изменяются.
Для этилового спирта отношение на 3-5-4% больше, чем для
углеводородных топлив. Так как при этом индикаторный к. п. д.
повышается на 2-5-3%, а коэфициент наполнения почти постоянен,
то применение спирта как топлива сопровождается увеличением
мощности двигателя примерно на 5-5-7%.
Водород и, особенно, окись углерода обладают максимальными
значениями отношения (около 835 для водорода и 985 для
окиси углерода). Однако при применении этих газов индикаторный
к. п.д. (§ 13—1) и особенно коэфициент наполнения (§ 22) пони-
жаются. Так как влияние последних двух параметров более зна-
чительно, то мощность и среднее индикаторное давление стано-
вятся меньше, чем при работе на углеводородных топливах. Так,
например, при работе на водороде с теоретическим составом
смеси среднее индикаторное давление на 20% меньше, чем на
бензине.
2. Влияние индикаторного к.п.д. и коэфициента наполнения.
Индикаторная мощность двигателя и среднее индикаторное давле-
ние при постоянном количестве вводимого тепла изменяются прямо
пропорционально индикаторному к.п.д. Вследствие этого увели-
чение этого коэфициента при сохранении параметров, влияющих
на количество введенного тепла, постоянными всегда связано с
повышением величин индикаторной мощности и среднего дав-
ления.
Коэфициент наполнения при прочих постоянных условиях ха-
рактеризует количество введенного в двигатель тепла. Поэтому
повышение этого коэфициента всегда связано с увеличением мощ-
ности и среднего давления, если остальные факторы остаются
неизменными.
3. Влияние состава смеси. В зависимости от состава смеси
в уравнениях среднего индикаторного давления и индикаторной
мощности может изменяться отношение — и коэфициент напол-
нения TJj,.
При работе на углеводородных топливах коэфициент наполнения
почти не зависит от состава смеси (§ 22—2Б), так что его можно
считать постоянным. Следовательно, в этом случае среднее инди-
94
каторное давление будет изменяться пропорционально отношению
т. е.
где С—коэфиниент пропорциональности, включающий все осталь-
ные факторы, считаемые постоянными.
Так как подобное соотношение может быть написано и для
71;
индикаторной мощности, то, следовательно, величина —должна
изменяться пропорционально суммарному количеству тепла, обра-
щаемого в работу за единицу времени.
Это общее заключение может быть подтверждено также сле-
дующим выводом. Количество введенного за 1 час тепла может
быть выражено при помощи следующего уравнения, применявше-
гося ранее (§ 18):
Qqac = Счас Ни = На,
т. е.
1__ п
~ — П М Ччас.
а С'час'Л;
Так как изменение коэфициента наполнения не учитывается, то
часовое количество воздуха Очас, поступившего в двигатель, будет
постоянным. При этом условии величина изменяется пропор-
ционально количеству введенного тепла Q4ac и, следовательно, от-
ношение изменяется пропорционально количеству тепла, обра-
щенного в работу за единицу времени.
Это отношение может быть выражено через коэфициент состава
смеси:
а а *
Тогда
Л г, . Ча -,ЧО
Pr=cV = - = К-,
где К—новый коэфициент пропорциональности, не зависящий от
состава смеси.
При а=1 имеем: — = 1; следовательно,
(р^ = К
и
Pt = (A)«~i ~ (6°)
Таким образом изменение среднего индикаторного давления
в зависимости от состава смеси происходит прямо пропорцио-
нально отношению При этом величина^- представляет собой
отношение среднего индикаторного давления при данном составе
смеси к его величине при теоретическом составе смеси. Следова-
05
'fL
Тёльно, отношение — характеризует относительное изменение сред-
него индикаторного давления в зависимости от состава смеси по
сравнению с его величиной при а=1.
Уравнение (60) показывает, что зависимость величины среднего
индикаторного давления от состава смеси обусловливается проте-
канием коэфициента состава смеси. Для углеводородных топлив
зависимость этого коэфициента от состава смеси была приведена
на фиг. 29 и повторена на фиг. 44. На этой же фигуре представ-
1а
лено изменение отношения —, полученное делением величины т)ж
на соответствующее значение «. Как видно, изменение отношения
— в зависимости от коэфициента избытка воздуха происходит по
другому закону, чем изменение
коэфициента состава смеси. Макси-
*!<,
мальное значение отношения —
а
получается на богатой смеси при
коэфициенте избытка воздуха око-
ло 0,9. Поэтому соответствующий
состав смеси называется составом
на максимальную мощность.
Несовпадение составов смеси
на максимальную экономичность
и максимальную мощность объяс-
няется следующим: при обогаще-
нии смеси индикаторный к.п.д. (ха-
“ рактеризуемый коэфициентом со-
Фиг. 44. Зависимость величины отно- става смеси) падает менее сильно,
чем коэфициент избытка воздуха,
шении— от состава смеси, характера- т. е. менее Сильно, чем возрастает
зуемого величиной «. количество введенного тепла.Вслед-
ствие этого суммарное количество
тепла, обращенного в работу, возрастает, несмотря на падение эко-
номичности, чго приводит к увеличению среднего индикаторного
давления и индикаторной мощности.
Работа двигателя при составе смеси на максимальную мощность
связана с увеличением удельного расхода топлива. Поэтому исполь-
зование двигателя на этом режиме целесообразно лишь в тех слу-
чаях, когда его экономичность не имеет особого значения. При
условиях, когда уменьшение расхода топлива является более
важным, чем развиваемая двигателем мощность, применяются
более бедные смеси. Однако практически никогда не работают на
составе смеси при максимальной экономичности, так как на этом
режиме вследствие догорания смеси работа двигателя становится
неровной и повышенная температура выхлопа уменьшает надеж-
ность работы выхлопных клапанов.
В случае применения газообразных топлив зависимость^- по а
не характеризует изменения величины среднего индикаторного дав-
9С
ления и индикаторной мощности, так как в этом случае коэфициент
наполнения (§ 22—2Б) зависит в значительной мере от состава
смеси. Поэтому для определения величины среднего индикатор-
ного давления или индикаторной мощности необходимо учитывать
изменение обоих этих факторов.
4. Влияние температуры, давления и влажности внешнего воз-
духа (внешних условий). Влажность воздуха, т. е. присутствие
в воздухе водяных паров, оказывает некоторое влияние на вели-
чину мощности двигателя. Это влияние обусловливается объемом
водяного пара, который уменьшает количество поступающего в ци-
линдр воздуха. Очевидно, что с увеличением влажности воздуха
количество сухого воздуха, поступающего в цилиндр, будет умень-
шаться, вследствие чего индикаторная мощность и среднее инди-
каторное давление будут падать. Практически влияние влажности
имеет очень небольшое значение, вследствие чего оно у нас
обычно не учитывается.
При изменении температуры и давления воздуха, из факторов,
влияющих на индикаторную мощность и среднее индикаторное
давление, могут изменяться индикаторный к. п. д. коэфициент на-
полнения и удельный вес воздуха у0.
Пусть при барометрическом давлении р0 и температуре То сред-
нее индикаторное давление будет:
где К — коэфициент пропорциональности, не зависящий от внешних
условий.
Тогда при новом давлении р'о и новой температуре То среднее
индикаторное давление может быть выражено следующим уравне-
нием:
следовательно,
Г г г г
Pj__
Pi То Тг, ’
Из термодинамики известно, что отношение удельных весов
может быть заменено отношением давлений и температур по сле-
дующему уравнению:
то Ро то ‘
Индикаторный к. п. д. и коэфициент наполнения почти не зави-
сят от бароме(рического давления воздуха. При повышении темпе-
ратуры оба эти коэфициента возрастают (§ 13—7 и § 22—2Д). Их
совместное изменение может быть выражено следующей эмпириче-
ской зависимостью:
Vi Vv V То ’
7 Общ. курс авиадвигателей, 13Со 67
Тогда
А=А-1/ ^ = ЛД>
Ро V то
или
(61)
где Д—фактор внешних условий.
Уравнение (61) показывает, что величина среднего индикатор-
ного давления изменяется прямо пропорционально давлению воз-
духа, что обусловливается влиянием возрастания его удельного
веса. При повышении температуры среднее индикаторное давление
падает менее сильно, чем удельный вес воздуха, что является
следствием возрастания коэфициента наполнения и индикатор-
ного к. п. д.
Уравнение (61) может быть применено и для индикаторной
мощности, так как в данном случае она изменяется пропорцио-
нально среднему индикаторному давлению.
5. Влияние рабочего объема цилиндра (литража). Влияние
на среднее индикаторное давление. Размер цилиндра
влияет на величины индикаторного к. п. д. и коэфициента наполне-
ния, вследствие чего отражается на величине среднего индикатор-
ного давления. С увеличением размеров цилиндра индикаторный
к. п. д. несколько увеличивается (§13—9). Коэфициент наполнения
в значительной степени зависит от конструктивного выполнения
системы всасывания.
При пропорциональном увеличении всех размеров цилиндра ско-
рость поступающей смеси возрастает, так как проходное сечение
изменяется по квадрату линейных размеров, а объем поступающей
смеси—примерно по кубу. Улучшением системы всасывания это
соотношение может быть изменено лишь частично. Поэтому при
увеличении размеров цилиндра и при прочих постоянных условиях
работы двигателя коэфициент наполнения быстро уменьшается.
Падение коэфициента наполнения обычно оказывается более
значительным, чем выигрыш в индикаторном к. п. д. Поэтому сред-
нее индикаторное давление двигателей с большим размером ци-
линдров получается несколько ниже.
Влияние на индикаторную мощность. Размер цилин-
дров непосредственно обусловливает количество смеси, проходящей
через двигатель. Вследствие этого увеличение размеров цилиндра
всегда связано с повышением индикаторной мощности, несмотря
на некоторое понижение среднего индикаторного давления.
6' Влияние числа оборотов. Влияние на среднее инди-
каторное давление. В уравнении среднего индикаторного
давления в зависимости от числа оборотов могут изменяться инди-
каторный к. п.д. и коэфициент наполнения.
Изменение индикаторного к. п.д. очень невелико (§13—8) и
практически его можно не учитывать. При этом условии среднее
₽8
Индикаторное давление будет изменяться пропорционально коэфи-
циенту наполнения, т. е. может быть выражено следующим урав-
нением:
Pl— Wit»
р
и
10
0,80
0,70
9
ъ
0,90
Фиг. 45. Зависимость величины среднего инди-
каторного давления от числа оборотов.
1200 И00 1600 1800 2000 об/мии
где Л”—коэфициент пропорциональности.
Таким образом зависимость среднего индикаторного давления
от числа оборотов получается той же, что и для коэфициента
наполнения, которая бы-
ла рассмотрена выше
(§ 22—2И). Это соотно-
шение представлено на
фиг. 45. Следует отме-
тить, что практически
изменение числа оборо-
тов связано с некоторым
изменением состава сме-
си, которое обусловли-
вается работой карбюра-
тора и оказывает допол-
нительное влияние на
протекание среднего ин-
дикаторного давления.
Влияние на индикаторную мощность. Помимо зави-
симости от среднего индикаторного давления, а
от коэфициента наполнения индикаторная
следовательно, и
мощность обусловли-
вается непосредственно величиной
числа оборотов. Таким образом она
может быть выражена следующим
уравнением:
^i = Cfivn,
где С — коэфициент пропорцио-
нальности.
При одновременном увеличении
коэфициента наполнения и числа
оборотов индикаторная мощность
должна увеличиваться более силь-
но, чем скорость вращения двига-
теля. Это соответствие имеет ме-
сто при рассмотрении работы дви-
гателя на относительно небольших
числах оборотов (фиг. 46). При
дальнейшем их повышении коэфи-
циент наполнения начинает падать,
фиг. 46. Влияние числа оборотов на вследствие чего индикаторная мощ-
величину индикаторной мощности. ность растет менее сильно, чем
• число оборотов.
При очень большом увеличении числа оборотов индикаторная
МоШность может начать уменьшаться. Это уменьшение мощности
происходит в том случае, когда коэфициент наполнения падает бо-
Лее интенсивно, чем связанное с этим возрастание числа оборотов.
Таким образом увеличение числа оборотов двигателя с целью
повышения его мощности является целесообразным лишь до из-
вестного предела, обусловленного законом протекания коэфициента
наполнения.
Г Л АВ А VII
МОЩНОСТЬ ТРЕНИЯ
§ 24. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Работа двигателя связана с потерей мощности на трение дви-
жущихся деталей и на приведение в действие обслуживающих ме-
ханизмов и агрегатов, необходимых для его правильного функцио-
нирования. Все эти потери мощности обычно объединяются вместе
и называются мощностью трения двигателя.
Таким образом мощность трения представляет собой сумму
самых разнообразных потерь мощности: на трение поршня, ша-
туна, коленчатого вала, на приведение в действие механизма газо-
распределения, на работу насосных ходов и пр. Мощность т| ения
затрачивается за счет полученной из тепла индикаторной мощности.
Вследствие этого наличие мощности трения уменьшает отдачу по-
лезной работы, называемой эффективной, и, следовательно, ухуд-
шает экономичность двигателя. Поэтому является целесообразным
уменьшать эту мощность до минимально возможной величины.
Экспериментальное определение мощности трения представляет
большие трудности. Непосредственное измерение ее на работаю-
щем двигателе, очевидно, невозможно. Единственно правильным
методом является определение мощности трения как разности ин-
дикаторной и полезной эффективной мощностей. Однако индика-
торная мощность в быстроходных двигателях при существующих
очень сложных методах ее измерения может быть определена лишь
со сравнительно большими ошибками — порядка + 2-ь-3°/о.
Эффективная мощность определяется с большей точностью,
так что возможные отклонения могут не превышать + 1°/0. Вели-
чина мощности трения обычно во много раз меньше индикаторной
и эффективной мощностей (в 4-4-6 раз). Вследствие этого при опре-
делении мощности трения как разности двух указанных мощностей
относительные ошибки увеличиваются до + 20%, так что экспе-
риментальное определение мощности трения можно производить
лишь с очень малой точностью.
Небольшая точность результатов при сложности эксперимен-
тальной работы заставляет большей частью применять другой, бо-
лее простой, но условный метод.
По этому методу мощность трения определяется как мощность,
которую необходимо затрачивать при прокручивании двигателя от
электромотора или какого-либо другого источника энергии; при
этом двигатель имеет рабочую температуру воды и масла, подача
топлива выключена, а дроссель открыт полностью.
Мощность трения при прокрутке представляет собой другую
величину, чем истинная мощность трения двигателя. Разница между
100
обеими
мощностями обусловливается в основном следующими при-
чина. Прение поршня при работе с воспламенением в цилиндрах
чительно больше вследствие присутствия на стенках цилиндра
ана е густого масла, карбонизированного (обуглероженного) под
°ействием высокой температуры газов. Кроме того, на увеличение
трения поршня влияет повышение давления при воспламенении смеси.
F б) Насосные потери у двигателя, прокручиваемого от посторон-
него источника, выше вследствие более низкой температуры газов.
Кроме того, при прокрутке затрачивается некоторое добавочное
количество работы, обусловленной тем, что давление в течение
хода сжатия несколько больше, чем в течение хода расширения
(вследствие охлаждения и частичной утечки газов при сжатии).
Разница в трении поршня и в насосных потерях частично компен-
сируют друг друга. Однако существующие данные позволяют счи-
тать, что мощность трения, определяемая при прокрутке, несколько
ниже истинной мощности трения. Тем не менее, вследствие труд-
ности определения последней, обычно условно принимают мощ-
ность трения при прокрутке за истинную мощность трения двига-
теля.
Большинство существующих данных получено при прокрутке
двигателя, вследствие чего эти данные являются ориентировочными
и могут быть использованы при рассуждениях об истинной мощ-
ности трения двигателя лишь с известной осторожностью.
Мощность трения, как и образующие ее механические потери,
удобнее выражать в долях или процентах от индикаторной мощ-
ности. При этом способе выражения механических потерь колеба-
ния их в отдельных двигателях получаются сравнительно неболь-
шими, вследствие чего все данные могут быть легко объединены.
Характер механических потерь в двигателе и примерная их
величина в процентах от всей мощности трения и от индикаторной
мощности приведены в табл. 1. Данные этой таблицы относятся к
Таблица 1
Распределение потерь мощности в двигателе
Характер потерь В °/о от всей мощности трения В % от индикаторной мощности
1.Потери на трение
Трение поршня и поршневых колец Трение в подшипниках шатуна и ко- 454-65 64-8
ленчатого вала 64-12 14-2
2. Потери на обслуживание
Работа насосных ходов 124-18 24-3
Механизм распределения 64-12 14-2
Помпы, магнето и пр 64-12 14-2
Всего 100 114-17
101
двигателю без редуктора. При наличии редуктора мощность тре-
ния получается несколько выше и составляет около 12-е-19% ин-
дикаторной мощности.
Как показывает данная таблица, основной потерей является
трение поршня. Это объясняется тем, что вследствие возвратно-
прямолинейного движения поршня затрата работы на преодоление
силы трения получается значительной. Кроме тою, стенки цилиндра
покрыты густым карбонизированным маслом, удаление которого
при помощи поршневых колец связано с затратой большой работы.
Можно считать, что работа, затрачиваемая поршневыми кольцами,
составляет около 70% всей работы трения поршня.
Следует отметить, что приведенные в таблице данные являются
весьма ориентировочными вследствие трудности определения
истинных механических потерь в работающем двигателе.
Так как мощность трения представляет собой сумму самых
разнообразных потерь, то зависимость этой мощности от различ-
ных факторов работы двигателя является весьма сложной и может
быть получена лишь экспериментальным путем.
§ 25. ЗАВИСИМОСТЬ МОЩНОСТИ ТРЕНИЯ ОТ ОСНОВНЫХ
ФАКТОРОВ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ
1. Влияние числа оборотов. Существующие данные о влиянии
числа оборотов на мощность трения основаны исключительно на
результатах исследования двигателя при прокрутке. Согласно этим
данным мощность трения двигателя Nr возрастает при увеличении
Фиг. 47. Влияние числа оборотов на величину мощности трения.
числа оборотов по степенному закону, представленному графически
на фиг. 47; этот закон может быть выражен следующим уравнением:
Nr = Ап™, (62)
где А — постоянный для данного двигателя ковфициент;
т— постоянный для данного двигателя показатель степени, ко-
леблющийся для различных двигателей в пределах 1,8-ь2,1.
Показатель степени т представляет собой некоторую среднюю
102
111чину, так как часть механических потерь, как, например, трение
ВоР111невЬ1Х колец> изменяется в зависимости от числа оборотов
п0^еньшей степении, а другая часть потерь, как, например, на-
сОснь1е потеРи» изменяется в большей степени, чем мощность тре-
нйЯ всего двигателя.
Таким образом показатель степени при числе оборотов изме-
няется в отдельных двигателях в зависимости от соотношения
между различными потерями, входящими в мощность трения.
2. Влияние дросселирования. Влияние дросселирования при
постоянном числе оборотов может быть исследовано лишь при
работе двигателя с воспламенением в цилиндрах. Вследствие этого
существующие по этому вопросу данные весьма ограничены.
При дросселировании уменьшается давление в цилиндре в те-
чение наполнения (§ 13—6). Вследствие этого работа, затрачиваемая
на насосные ходы поршня, возрастает. С другой стороны, пониже-
ние давления начала сжатия обусловливает более низкие давления
в течение всего цикла и, следовательно, уменьшение среднего инди-
каторного давления (что и является целью дросселирования двига-
теля). Поэтому уменьшается затрата работы на трение поршня.
Таким образом мощность трения может изменяться при дроссели-
ровании по двум причинам: вследствие возрастания насосных потерь
и вследствие уменьшения трения поршня. На основании существу-
ющих данных возможно приближенно считать, что оба эти фактора
компенсируют друг друга, так что мощность трения при дроссели-
ровании не изменяется и остается равной ее величине при работе
двигателя с полностью открытым дросселем.
3. Влияние температуры и давления внешнего воздуха (внеш-
них условий). Существующие опытные данные показывают, что
мощность трения почти не зависит от температуры окружающего
воздуха, т. е. от температуры смеси, поступающей в цилиндр.
Внешнее давление влияет довольно значительно. При этом
падение внешнего давления понижает мощность трения двигателя
при прокрутке главным образом вследствие уменьшения насосных
потерь.
При работе с воспламенением в цилиндрах насосные потери
имеют меньшее значение, чем при прокрутке двигателя. Однако
падение внешнего давления, понижая давление цикла, будет за-
метно уменьшать потери на трение поршня. Таким образом в этом
случае уменьшение потерь на насосные ходы и на трение поршня
должно понижать мощность трения двигателя.
Таким образом понижение давления начала сжатия вследствие
падения внешнего давления влияет на мощность трения гюдру-
гому, чем понижение давления в начале сжатия при дросселиро-
вании. Эта разница обусловливается другим характером изменения
насосных потерь, которые при дросселировании увеличиваются,
а при падении внешнего давления, наоборот, уменьшаются.
Точный закон изменения мощности трения в зависимости
от внешних условий неизвестен. В настоящее время это изменение
грубо оценивают при помощи следующего уравнения, в котором
принято, что часть <? мощности трения изменяется пропорцио-
нально р^ а следовательно, пропорционально А, в то время, как
108
остальная часть мощности трения остается постоянной:
7V/= (!-,>) 2V, + ?/V,A=/V, [1— ф (1 — Д)], (63)
где <р = 0,3-н 0,35.
4. Влияние температуры масла. Температура масла оказывает
значительное влияние на величину мощности трения при прокрутке
двигателя. Это влияние обусловливается главным образом измене-
нием вязкости масла, которая при повышении температуры резко
уменьшается.
Потери на трение 6 % от Nr
Фиг. 48. 'Влияние температуры масла на величину
потерь на трение, выраженную в процентах от всей
мощности трения (по Лихти и Гарсону).
На фиг. 48 представлено влияние температуры масла на потери
вследствие трения (поршня, поршневых колец и подшипников),
выраженные в процентах от всей мощности трения при прокрутке.
Следует отметить,
что изменение всей
мощноститрения имеет
примерно тот же харак-
тер, так как остальные
слагающие относитель-
но невелики и почти
не зависят от темпера-
туры масла.
Как видно, при по-
вышении температуры
масла примерно до 95°
потери на трение
вследствие падения его
вязкости уменьшают-
ся. Однако при даль-
нейшем увеличении
температуры масла эти
потери начинают воз-
растать, так как вслед-
ствие чрезмерного
уменьшения вязкости
происходит возраста-
Таким образом повышение температуры
ние сил трения.
масла понижает меха-
нические потери лишь до известного предела, обусловленного
чрезмерной потерей вязкости масла и зависящего от его сорта.
Следует отметить, что в двигателе, работающем с воспламене-
нием в цилиндрах, влияние температуры масла хотя и имеет тот
же характер, но должно быть значительно менее интенсивным.
Это объясняется тем, что основной частью механических потерь
является трение поршня, которое мало зависит от начальной тем-
пературы масла, так как в дальнейшем масло на стенках цилиндра
сильно нагревается от соприкосновения с горячими газами. Тем
не менее работа при чрезмерно высоких температурах входящего
масла является для двигателя чрезмерно вредной, так как области
жидкостного трения резко сокращаются, что вызывает очень бы-
стрый износ трущихся поверхностей.
5. Влияние температуры охлаждающей воды. Как показывает
фиг. 49, при увеличении температуры охлаждающей воды мощ-
104
трения двигателя при прокрутке значительно уменьшается,
^зависимость обусловливается повышением температуры стенок
^ТаиндРа» а слеДовательно, и повышением температуры находя-
Ц*ейся на них масляной пленки, вследствие чего вязкость масла
уменьшаетСЯ-
Фиг. 49. Влияние температуры охлаждающей воды на величину
мощности трения при прокрутке двигателя (по Сперроу и Торну).
При работе двигателя с воспламенением в цилиндрах влияние
температуры охлаждающей воды должно значительно уменьшиться,
так как температура масляной пленки в цилиндре зависит в зна-
чительной степени от горячих газов.
6. Влияние сорта применяемого масла. Сорт применяемого
масла может оказывать при равных температурных условиях до-
вольно заметное влияние на мощность трения. Это влияние
объясняется главным образом изменением вязкости при переходе
на другой сорт масла. При этом более вязкое масло обусловли-
вает, очевидно, и большее значение мощности трения. В том случае,
когда при переходе на другое масло температура его изменяется
с целью получения той же вязкости, мощность трения на различ-
ных сортах масла оказывается примерно одинаковой.
ГЛАВА VIII
ПОКАЗАТЕЛИ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ.
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ И ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС
§ 26. ЭФФЕКТИВНАЯ МОЩНОСТЬ, СРЕДНЕЕ ЭФФЕКТИВНОЕ ДАВЛЕНИЕ
И МЕХАНИЧЕСКИЙ К. П. Д.
В предыдущей главе уже указывалось, что эффективной мощ-
н°стью называется развиваемая двигателем полезная мощность,
т" е- та мощность, которая в дальнейшем может затрачиваться
Щ5
на совершение какой-либо полезной работы, например, в случае
авиационного двигателя — на вращение винта. Эффективная мощ-
ность представляет собой разность между мощностью, полученной
из тепла, т. е. между индикаторной мощностью, и мощностью, за-
трачиваемой на преодоление внутренних сопротивлений в двига-
теле, т. е. мощностью трения. Таким образом эффективная мощ-
ность Ne выражается следующим уравнением:
Ne = N. — Nr. (64)
Мощность трения может изменяться в широких пределах в зави-
симости от размеров и быстроходности двигателя. Поэтому опре-
деление величины эффективной мощности удобнее производить,
оценивая механические потери при помощи специального коэфи-
циента, называемого механическим к. п. д. i]m-
Механический к. п. д. представляет собой следующее отношение:
(65)
Таким образом механический к. п. д. показывает, какую долю
индикаторной мощности составляет эффективная мощность.
Если механический к. п. д. и индикаторная мощность известны,
то определение эффективной мощности производится по уравне-
нию:
(66)
Связь между механическим к. п. д. и мощностью трения выясняется
из следующего уравнения:
Nl~ N. —1 TV.-
Последнее уравнение является наиболее удобным для опреде-
ления механического к. п. д., так как в этом случае величина коэ-
фициента обусловливается мощностью трения и индикаторной мощ-
ностью, т. е. величинами, непосредственно не зависящими друг
от друга.
Согласно данным предыдущей главы мощность трения соста-
вляет от индикаторной мощности в среднем 11—17°/0 (для двига-
теля без редуктора), поэтому
Т)т = 1 — (0,11 0,17) = 0,83 0,89.
Эффективную мощность, как и индикаторную, можно рассматри-
вать (не учитывая механических потерь) как результат действия
в цилиндре в течение хода расширения некоторого постоянного
избыточного давления.
Это давление называется средним эффективным давлением.
Таким образом среднее эффективное давление представляет собой
условное постоянное давление, которое, действуя в цилиндре за
один ход расширения, развивает работу, соответствующую эффек-
тивной мощности. Связь между эффективной мощностью и сред-
ним эффективным давлением ре выражается следующим уравнением:
N = N.v — PjY.^ 7) = PeYil л с
1Q6
где среднее эффективное давление ре, следовательно, равно:
Р.=РР\т^/см\ (69)
Среднее эффективное давление представляет собой чисто услов-
ный параметр и в тех случаях, когда среднее индикаторное давле-
ние неизвестно, служит для сравнения двигателей с точки зрения
работоспособности их циклов. При этом принимается, что относи-
тельная величина механических потерь, т. е. механический к. п. д.
у сравниваемых двигателей примерно одинаков, вследствие чего
среднее эффективное давление изменяется пропорционально сред-
нему индикаторному давлению.
§ 27. ЭФФЕКТИВНЫЙ УДЕЛЬНЫЙ РАСХОД ТОПЛИВА И ЭФФЕКТИВНЫЙ
к. п. д.
Эффективным удельным расходом называется весовой расход
топлива на эффективную работу, равную 1 л. с. ч. Таким образом
эффективный удельный расход выражается следующим уравне-
нием:
г
f. _ час
Так как
СЧас — CiN,
ТО
Се==С^^кг/л.ч.с. (70)
Так как механический к. п. д. всегда меньше единицы, то, сле-
довательно, эффективный удельный расход всегда больше индика-
торного. Это является результатом дополнительных механических
потерь, имеющих место при получении эффективной мощности и
ухудшающих экономичность работы двигателя.
Эффективный к. п. д. показывает, какая доля вводимого в дви-
гатель с топливом тепла превращается в эффективную работу.
Таким образом эффективный к. п. д. может быть выражен следую-
щим уравнением:
Если это уравнение применить для количества эффективной
работы, равного 1 л. с. ч., то
Л£е = 632 Кал.
При этом количество вводимого тепла выражается следующим
соотношением:
Qi=
и, следовательно, эффективный к. п. д. может быть представлен
уравнением:
Подставляя в уравнение (71) величину эффективного удельного
расхода из уравнения (70), получаем связь между эффективным,
индикаторным и механическим к. п. д.
632
§ 28. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ
Под тепловым расчетом двигателя подразумевается определе-
ние основных размеров цилиндра, т. е. его диаметра D и поршня S,
необходимых для получения требуемой мощности. Кроме того,
в тепловой расчет входит также определение экономичности работы
двигателя, т. е. эффективного удельного расхода.
В некоторых случаях может быть поставлена обратная задача,
а именно: задача по определению эффективной мощности Ne и эффек-
тивного удельного расхода Се при заданной конструкции двигателя.
Тепловой расчет двигателя производится в следующем порядке.
Предварительно, на основании необходимых исходных данных, опре-
деляют индикаторный к. п. д. по уравнению (41) и индикаторный
удельный расход по уравнению (44), т. е.
вдл
и
уп 6о2 ,
С{ = —ту- кг/л. с. ч.
В дальнейшем по уравнению (51), задаваясь величиной -%, нахо-
дят среднее индикаторное давление:
= ^1см\
Задаваясь механическим к. п д. vtm, среднее эффективное давле-
ние находят при помощи уравнения (69), т. е.
Ре = Р^т
Если число оборотов и рабочий объем всех цилиндров двига-
теля известны, то эффективная мощность определяется непосред-
ственно по уравнению (68), причем величина в уравнении •*],
берется соответственно величине диаметра [уравнение (36)].
В том случае, если требуется определить размеры цилиндра, то
первоначально в уравнении tqz берется t;d = 1 и, исходя из задан-
ной эффективной мощности и вычисленного по уравнению (68)
среднего эффективного давления, определяют общий рабочий
объем всех цилиндров двигателя:
1/й = ^л,
Л Ре'1
причем
В существующих двигателях отношение хода поршня к диаметру
108
пйлиндра» выбираемое из конструктивных и динамических сообра-
жений колеблется в сравнительно узких пределах, а именно:
Задаваясь величиной этого отношения, получаем:
S—yD дм.
(73)
(74)
Тогда
и
.r.D3 900 Nf
^дм.
D
Таким образом уравнения (73) и (74) позволяют определить
предварительные основные размеры цилиндра, задаваясь числом
оборотов, числом цилиндров и величиною отношения <р.
Полученные значения D и S округляют, после чего, взяв
соответственно диаметру, определяют окончательные величины
7)z, ре и Ne. Эта величина мощности должна быть не ниже требуе-
мой; обычно она получается несколько больше, что идет в пользу
надежности расчета. При известной величине D значения Ct и Се
вычисляются по уравнениям (44) и (70).
Пример теплового расчета авиационного двига-
теля. Определить основные размеры и эффективный удельный
расход топлива 12-цилиндрового авиационного двигателя по сле-
дующим данным:
Эффективная мощность — /Ve = 600 л. с.
Число оборотов — п =1850 об/мин.
Степень сжатия — е = 6,5.
Механический к. п. д. — т)ст = 0,85.
Коэфициент избытка воздуха — а = 0,9.
Форма камеры сгорания — шатровая.
Коэфициент наполнения — ^ = 0,84.
Топливо — бензин с элементарным химическим составом:
С = 0,85 кг1кг и 77 = 0,15 кг/кг бензина.
Теплотворная способность бензнна—//„=10610 Кал! кг.
Индикаторный к.п.д. двигателя определяется по уравнению (41):
Ч/ = (1 — ;i)
Пользуясь кривой, представленной на фиг. 29, при а = 0,9 полу-
чаем:
= 0,92.
Для шатровой камеры сгорания имеем:
т]с = 0,99 (фиг. 34).
Задаваясь значением = 0,95 и беря предварительно »; = 1,
получаем при помощи уравнения (41):
^< = (1 —
—0,95 • 0,92 • 0,99 • 1 = 0,324.
и, > * '
109
После определения величины т]/ среднее индикаторное давление
находим по уравнению (51):
Определяя теоретически необходимое количество воздуха Lo
по уравнению (стр.12):
^C+SH —0,85 4-8-0,15
£о=-ода-=—iw—=14>9 кг кг бенз-
и подставляя значение удельного веса окружающего воздуха у0=
= 1,225 кг/м* (для нормальных авиационных условий) в уравнение
(51), получаем:
Pt = Й-пЯ2’W’0'84‘1’225 =11’3 кг/см2-
Согласно уравнению (69):
Ре~Pi^rn— 11,3-0,85 — 9,6 KifCM2.
Диаметр цилиндра D определяется из уравнения (74):
,Л S
Отношение хода поршня к диаметру цилиндра прини-
маем равным 1,2.
Число цилиндров i равно 12 (по условию), поэтому:
D = = V'w = 1.39 дм-,
D=13,9 см или, округляя, D~140 мм.
Тогда 5=1,2-140=168 мм.
Полученные округленные значения величин D и 5 считаем
окончательными.
Так как эти величины несколько выше найденных по уравне-
ниям, то действительная Ne будет несколько больше заданной, что
дает в данном случае некоторый запас мощности.
Окончательная величина эффективной мощности с учетом
коэфициента igDj соответственно полученному диаметру определяется
следующим образом. По уравнению (36):
,D1 = I + + -0,005 = о,995. •
Соответственно этому истинное значение индикаторного к. п. д.
будет:
7jfi «= = 0,995-0,324 « 0.322.
лэ
110
Величина получаемой эффективной мощности определяется из
уравнения (68):
дг рЛ» л с
Рабочий объем (литраж) двигателя:
,, tzD2 с. 3,14-1,42 1 со ю nt
Vh = -^-Si = -’- 1,68-12 — 31 л.
Окончательное значение среднего эффективного давления будет:
pei = ре. А = 9?б. 0,995 = 9,55.
Таким образом эффективная мощность, подсчитанная по уравне-
нию (68), будет:
.. 9,55-31 1850 д г
=-----900---= 608 Л- С-
Индикаторный удельный расход топлива вычисляется по урав-
нению (44):
С/ 0,322-10610 = °’185 кг/л' с‘ Ч‘
Эффективный удельный расход топлива определяется по ура-
внению (70):
Се = ^ = 5^ = 0,218 кг!л. с. ч.
е Чт 0,85
§ 29. ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС
Энергия, введенная в двигатель в виде теплоты полного сго-
рания топлива, может в дальнейшем уходить несколькими путями.
Общее распределение этого тепла называется тепловым балансом
двигателя.
Некоторая часть введенного тепла обращается в эффективную
работу и таким образом уходит из двигателя в виде механической
энергии.
Так как цилиндр двигателя охлаждается водой или воздухом,
то часть выделяющегося тепла отводится этим охлаждающим агентом
во внешнюю среду. Кроме того, циркулирующее в двигателе масло
значительно нагревается и точно так же уносит некоторое количе-
ство тепла.
Основная потеря тепла происходит в течение хода выхлопа,
когда из цилиндра удаляются выхлопные газы, обладающие значи-
тельно более высокой температурой, чем поступающая в цилиндр
смесь. Так как разность теплосодержания выхлопных газов и све-
жей смеси обусловливается сообщением тепла в цилиндре, то вы-
хлопные газы уносят часть энергии, введенной в цилиндр вместе
с топливом.
Кроме того, некоторая доля тепла теряется во внешнюю среду
непосредственно за счет радиации стенок самого двигателя, а часть
тепла сгорания топлива не выделяется и уносится вместе с выхлоп-
ными газами в виде тепла сгорания продуктов неполного окисле-
ния топлива.
111
Количественное соотношение между этими слагающими тепло-
вого баланса весьма значительно зависит от типа двигателя и ре-
жима его работы. Кроме того, экспериментальное определение пол-
ного теплового баланса двигателя представляет большие трудности
и обычно связано со значительными ошибками. Ниже приведены
примерные данные по тепловому балансу:
Тепло, обращенное в эффективную работу 22н-31 '/0 от введенного тепла
Теплоотдача в охлаждающую среду . . . 13-f18/0 ,
„ в масло.................... l-s-2°/o > . „
Потеря тепла с выхлопными газами . . . 40-г-50% , , ,
„ „ за счет неполноты сгорания
и радиации..................... 5-5-15% » » .
Эти данные являются лишь ориентировочными и служат для
получения общего представления о распределении вводимого тепла.
Г Л А В А IX
КЛАССИФИКАЦИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ПО ХАРАКТЕРУ ИЗМЕНЕНИЯ
МОЩНОСТИ С ВЫСОТОЙ. ХАРАКТЕРИСТИКИ
§ 30. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Но мере подъема на высоту давление и температура воздуха
понижаются. При этом давление падает значительно более интен-
сивно, чем температура.
Ранее было выяснено (§ 23 — 4), что в зависимости от внешних
атмосферных условий, влияющих на весовой заряд поступающего
в цилиндры воздуха, изменение индикаторной мощности может
быть выражено, исходя из уравнения (61), при помощи следующего
соотношения:
Так как влияние температуры менее интенсивно и она изменяется
более слабо, чем давление, то при подъеме на высоту и при
постоянстве условий работы двигателя индикаторная мощность
падает. Происходящее при этом изменение мощности трения можно
приближенно считать (§ 25—3) по уравнению (63), из которого
видно, что мощность трения понижается значительно медленнее,
чем индикаторная мощность. Вследствие этого эффективная
мощность, представляющая собой разность этих двух мощностей
[уравнение (64)], уменьшается еще более сильно, чем индикаторная
мощность.
Уменьшение эффективной мощности авиационного двигателя
по мере подъема на высоту весьма отрицательно отражается на
летных качествах самолета, уменьшая его потолок, скороподъем-
ность, скорость и пр. Вследствие этого с начала развития авиации
были предприняты шаги к созданию специального класса
двигателей, дающих возможность повысить требуемые каче-
ства самолетов. У таких двигателей допускаемая для часовой
113
пяботы на земле мощность, задаваемая заводом, не умень-
шается (или лишь слегка падает) при под-Ьеме от земли до неко-
тооой Предельной высоты, называемой высотностью двигателей.
Подобные двигатели получили название высотных.
Высотные двигатели бывают двух типов. В первом типе двига-
телей длительная мощность на земле получается при значительно
прикрытом дросселе. Вследствие этого двигатель работает на земле
с преуменьшенным весовым наполнением цилиндров за счет пони-
женного коэфициента наполнения.
По мере подъема на высоту уменьшение весового заряда воздуха
в цилиндрах, происходящее вследствие падения давления внешнего
воздуха, компенсируется увеличением коэфициента наполнения* до-
стигаемым путем постепенного открытия дросселя. В результате этого
величина весового заряда воздуха может поддерживаться необходи-
мой для получения постоянной эффективной мощности двигателя. Со-
хранение эффективной мощности постоянной возможно лишь до
той высоты, на которой дроссель оказывается открытым полностью.
При дальнейшем подъеме, уменьшение давления внешнего воздуха
не может быть компенсировано датьнейшим открытием дросселя
(дроссель открыт полностью), вследствие чего мощность двигателя
начинает уменьшаться по тому же закону, что и для простого,
невысокого, двигателя.
Так как эти двигатели должны развивать на земле требуемую
от них мощность при значительно прикрытом дросселе, т. е. при
неполном использовании объема цилиндров, то размер их полу-
чается больше, чем у невысотных двигателей, имеющих ту же
мощность на земле при прочих одинаковых условиях работы. Вслед-
ствие этого подобные высотные двигатели называются перераз-
меренными.
В другом типе высотных двигателей отсутствие падения мощ-
ности при подъеме на высоту достигается предварительным сжа-
тием воздуха специальными воздушными компрессорами, обычно
называемыми нагнетателями. Подобные высотные двигатели назы-
ваются двигателями с нагнетателями и отличаются между собой
типом нагнетателя и системой приведения его во вращение.
При работе двигателей с нагнетателями на земле способность
нагнетателя повышать давление воздуха, т. е. компрессионная спо-
собность нагнетателя, не используется или используется лишь
частично, так как давление во всасывающем трубопроводе равно
земному давлению или несколько выше. При подъеме на высоту
использование компрессионной способности нагнетателя повы-
шается что позволяет сохранять постоянное давление во всасываю-
щем трубопроводе и тем самым избежать уменьшения мощности
Двигателя. По достижении высоты, на которой компрессорная спо-
собность нагнетателя используется полностью, дальнейший подъем
связан с уменьшением давления во всасывающем трубопроводе,
так как при этом повышение давления в нагнетателе оказывается
уже полностью использованным. Вследствие этого эффективная
мощность двигателя будет также уменьшаться.
Следует отметить, что сохранение постоянного давления во вса-
ывающем трубопроводе двигателя с нагнетателем связано с неко-
В
Фбщ. курс авиадвигателей. 1360 ИЗ
торым увеличением мощности по мере подъема на высоту, о чем
более подробно будет указано в дальнейшем (гл. XII).
Легко заметить, что в обоих типах высотных двигателей их
высотные свойства достигаются принципиально одинаковым мето-
дом. Как в переразмеренных двигателях, так и в двигателях с нагне-
тателями давление во всасывающем трубопроводе на земле искус-
ственно понижается: у первых двигателей— вследствие дроссе-
лирования, а у вторых — вследствие неполного использования
компрессионной способности нагнетателя.
При подъеме на высоту у обоих типов двигателей возможно
поддерживать давление во всасывающем трубопроводе примерно
постоянным, несмотря на уменьшение давления внешнего воздуха.
Однако в случае двигателей с нагнетателями сжатие воздуха в по-
следних позволяет получать постоянное давление во всасывающих
трубопроводах примерно равным атмосферному земному давлению
(или даже выше), в то время как в переразмеренных двигателях дрос-
селирование связано с понижением давления во всасывающей
системе примерно до величины барометрического давления на
высоте, на которой дроссель открывается полностью.
Работа авиационных двигателей в эксплоатации протекает при
изменяющихся числе оборотов и высоте. Поэтому для суждения
о степени пригодности данного двигателя для самолета или дири-
жабля, а также для производства подбора к нему винта недоста-
точно знать эффективную мощность и эффективный удельный
расход двигателя на каком-либо одном режиме его работы. Помимо
этого необходимо также знать протекание этих величин в зависи-
мости от числа оборотов двигателя и высоты, на которой он рабо-
тает. Последние данные и называются характеристиками двигателя.
Таким образом характеристики авиационного двигателя показы-
вают изменение его эффективной мощности и эффективного удель-
ного расхода при определенных условиях работы в з.1висимости
от числа оборотов или высоты. Наиболее употребительны три
характеристики двигателя: внешняя, винтовая и высотная.
Внешней характеристикой называется зависимость максималь-
ной располагаемой потребителем эффективной мощности двигателя
и соответствующего эффективного удельного расхода топлива от
числа оборотов при работе на земле. Условия получения внешней
характеристики зависят от типа двигателя и будут рассмотрены
в дальнейшем.
Мощность, получаемая от двигателя при каком-либо числе обо-
ротов, может быть использована лишь в том случае, когда она
равна мощности, поглощаемой при том же числе оборотов полез-
ным сопротивлением, т. е. когда равны эффективный крутящий
момент и момент сопротивления. При неравенстве этих моментов
число оборотов двигателя будет увеличиваться или уменьшаться
в зависимости от того, что больше: эффективный крутящий момент
или момент сопротивления. В том случае, если это изменение числа
оборотов не приведет к равенству моментов при новом числе обо-
ротов, двигатель или остановится или раскрутится до числа оборо-
тов, при которых произойдет его поломка вследствие динамиче-
ских перегрузок.
ш
Для авиационного двигателя полезной нагрузкой является воз-
душный винт. Поэтому мощность двигателя, нагруженного винтом,
должна изменяться в зависимости от числа оборотов по тому же
закону, что и мощность, поглощаемая винтом. Однако последняя
помимо числа оборотов зависит от формы винта и условий его
работы. Поэтому является необходимым иметь наивыгоднейшую
с точки зрения работ двигателя кривую его используемых мощно-
стей в зависимости от числа оборотов. Эта наивыгоднейшая зави-
симость используемых эффективных мощностей и соответствую-
щих им эффективных удельных расходов топлива от числа оборо-
тов и называется винтовой характеристикой двигателя.
Обычно под винтовую характеристику подбираются размеры
винта выбранной формы при расчетных условиях полета. Поэтому
винтовой характеристикой может быть названа зависимость от
числа оборотов эффективной мощности и эффективного удельного
расхода топлива двигателем, нагруженным подобранным винтом
при расчетных условиях работы последнего.
Высотной характеристикой двигателя называется зависимость
его эффективной мощности и эффективного удельного расхода
топлива от высоты при постоянном числе оборотов. Соблюдаемые
при этом условия работы двигателя зависят от его типа.
Таким образом вид характеристик, а следовательно, и метод их
расчета для невысотных, переразмеренных двигателей и двигате-
лей с нагнетателями будут различными. Поэтому характеристики
следует рассматривать для каждого типа двигателей по отдельности.
ГЛАВА х
ХАРАКТЕРИСТИКИ НЕВЫСОТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
§ 31. ВНЕШНЯЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
1. Общие данные. В случае невысотных двигателей внешней
характеристикой называется зависимость эффективной мощности
и эффективного удельного расхода топлива от числа оборотов при
полном открытии дросселя на земле.
Обычно для получения легко сравнимых результатов эффектив-
ная мощность приводится к нормальным стандартным атмосфер-
ным условиям на уровне моря, а именно: к барометрическому да-
влению в 760 мм рт. ст. и к температуре воздуха в 15° Ц.
Так как внешняя характеристика относится к работе двигателя
при полностью открытом дросселе, то, следовательно, она дает
значения наибольших мощностей, которые возможно получить от
двигателя при различных числах оборотов. Внешняя характери-
стика может быть представлена в виде таблицы или диаграммы.
Для примера на фиг. 50 приведена внешняя характеристика аме-
риканского двигателя Конкверор завода Кертисс.
Следует отметить, что протекание внешней характеристики,
несмотря на ,приведение мощности к нормальным условиям, мо-
жет несколько отличаться у различных двигателей одного и того
Фиг. 50. Внешняя характеристика дви-
гателя Конкверор завода Кертисс.
Же типа. Эта разница обусловливается производственным допуском
в величине степени сжатия, неодинаковостью механического со-
стояния двигателя, а также колебаниями в составе смеси вслед-
ствие допусков в регулировке карбюратора.
Любая эффективная мощность, расположенная, на диаграмме
внешней характеристики ниже кривой мощности, может оыть по-
лучена от двигателя при помощи соответствующего дросселиро-
вания его. Наоборот, все мощности, лежащие выше этой кривой,
получить невозможно, так как по условию внешняя характеристика
соответствует работе двигателя при полном открытии дросселя,
т. е. при условии, когда развиваемая им мощность является мак-
симально возможной. Таким образом площадь, расположенная на
диаграмме внешней характеристики ниже кривой эффективной
мощности, дает геометрическое ме-
сто всех располагаемых мощностей
и соответствующих им чисел обо-
ротов. Так, например, из диаграм-
мы, приведенной на фиг. 50, видно,
что у двигателя Конкверор эффек-
тивную мощность в 600 л. с. до мо-
мента достижения 2340 об/мин.полу-
чить невозможно. При 2340 оО/'мин.
двигатель развивает эту мощность
при полном открытии дросселя,
а при более высоких числах обо-
ротов возможно иметь 600 л. с.
с неполностью открытым дроссе-
лем, причем степень дросселиро-
вания возрастает с повышением
числа оборотов.
Внешняя характеристика двига-
теля обычно получается экспери-
ментальным путем. Однако иногда
требуется иметь внешнюю харак-
теристику до того, как двигатель
может быть поставлен на испытания. В этих случаях является не-
обходимым произвести расчет внешней характеристики. Как это
будет видно в дальнейшем, расчет внешней характеристики воз-
можно производить лишь с небольшой степенью точности. Тем
не менее, этот расчет позволяет получить приближенные данные,
которые нужны для дальнейших ориентировочных просчетов, свя-
занных с работой двигателя в эксплоатации.
2. Расчет внешней характеристики. Приступая к расчету внеш-
ней характеристики, необходимо иметь эффективную мощность,
эффективный удельный расход топлива и все другие параметры
работы двигателя при каком-либо одном числе оборотов. Обычно
эти исходные данные берутся из теплового расчета, который про-
делывается предварительно для одного расчетного числа оборотов,
представтяющего-собой, как это будет видно в следующем пара-
графе, так называемое номинальное число оборотов. В дальней-
шем весь расчет проделывается в указанном ниже порядке, причем
116
пезультаты изображаются на диаграмме, как это представлено
для примера на фиг. 51.
д определение изменения коэфициента на пол-
ей и я т)г,. Так как коэфициент наполнения непосредственно
влияет на величину мощности двигателя, то первоначально следует
определить его зависимость
от числа оборотов.
Аналитический метод опре-
деления этой зависимости
представляет большие трудно-
сти и в настоящее время от-
сутствует, хотя общий харак-
тер изменения коэфициента на-
полнения известен (§ 22—2К)
и остается одинаковым для
всех двигателей нормальной
конструкции.
Наиболее надежно брать
изменение коэфициента напол-
нения подобным изменению
его по опытным данным. Но
это возможно лишь в том слу-
чае, когда* опытные данные
получены на двигателе, име-
ющем примерно те же фазы
распределения и систему вса-
сывания, что и двигатель, для
которого рассчитывается ха-
рактеристика. Так, например,
приведенная ранее на фиг. 42
зависимость коэфициента на-
полнения от числа оборотов
относится к двигателю Либер-
ти, имеющему номинальное
число оборотов 1700 об/мин.
В Советском союзе весьма
близким по конструкции к
двигателю Либерти является
двигатель М-5.
Практически
весьма малого
опытных данных
их использования встречается
очень редко. Поэтому в большинстве случаев законом протекания
коэфцциента наполнения по числу оборотов приходится задаваться.
При этом можно приближенно считать, что максимальное значение
коэфициента наполнения в среднем на 2-;--3% больше его расчетной
величины и имеет место при уменьшении расчетного числа обо-
ротов на 200-ь-300 об/мин. Уменьшение коэфициента наполнения
при увеличении числа оборотов выше расчетного равно в сред-
ием 1,5 + 2.5% ца каждые 100 об/мин. По этим данным возможно
IV?
вследствие
количества
возможность
Изобразить примерную кривую изменения коэфициента наполнения
в зависимости от числа оборотов, исходя из его расчетной вели-
чины. Подобная кривая приведена на фиг. 51.
Следует отметить, что вышеизложенный подбор закона изме-
нения коэфициента наполнения очень неточен и является основ-
ным источником ошибок в расчете внешней характеристики. Од-
нако эти ошибки обычно не превышают Зн-4%, так как для пра-
ктических целей достаточно иметь внешнюю характеристику
в сравнительно узких пределах изменения числа оборотов, а именно
примерно при увеличении числа оборотов на 100-^-200 об/мин.
и уменьшении на 300н-400 об/мин., исходя из расчетного числа
оборотов.
Б. Определение изменения состава смеси. Состав
смеси, как и коэфициент наполнения, непосредственно влияет на
протекание внешней характеристики, вследствие чего необходимо
знать его зависимость от числа оборотов.
Эта зависимость обусловливается конструкцией и регулировкой
карбюратора, причем в большинстве случаев с уменьшением числа
оборотов состав смеси слегка обогащается или остается почти
постоянным. Так как расчет характеристики, как уже указывалось,
производится для сравнительно небольшого изменения числа обо-
ротов, то с достаточной степенью точности возможно не учиты-
вать изменение состава смеси и считать коэфициент избытка воз-
духа а все время постоянным, равным его расчетной величине.
В этом случае протекание этого коэфициента по внешней характе-
ристике представится прямой, параллельной оси абсцисс, как это
и изображено на фиг. 51.
В. Определение изменения среднего индикатор-
ного давления. Как известно, среднее индикаторное давление
может быть выражено при помощи уравнения (51):
27 Н„ Ъг , 9
Pi = 6^T0 кг/см-
В этом уравнении величины Ни, Lo и у0, очевидно, от числа обо-
ротов не зависят, и, следовательно, протекание величины р, обу-
словливается изменением -»)г, а и Однако для данного двигателя
исключительно зависит от состава смеси, так как влиянием числа
оборотов можно пренебрегать.’ Поэтому можно считать, что изме-
нение величины pi по оборотам обусловливается лишь изменением
состава смеси и коэфициента наполнения.
Выше было принято, что состав смеси по внешней характери-
стике остается постоянным, т. е. что а = const. Вследствие этого
будет также постоянным и отношение ~ . Тогда в правой части
уравнения (51) в зависимости от "числа оборотов будет изменяться
лишь коэфициент наполнения, т. е. величина р, будет изменяться
пропорционально
Pi = ^v,
где
Величина А может быть определена из начальных условий, а
ИМеННО ПрИ »!» = расч имеем.
Р1 Р1расч ’
следовательно,
Pi
v is *расч
Арасч — ; ‘
Тогда
Л=ир.«^- (76)
т’расч
При помощи последнего уравнения изменение среднего инди-
каторного давления подсчитывается наиболее просто. Это измене-
ние представлено на фиг. 51.
В некоторых случаях проектируемый двигатель, для которого
рассчитывается внешняя характеристика, близок по своей кон-
струкции к уже существующему типовому двигателю. При этом
условии более надежно не определять изменение коэфициента на-
полнения, а непосредственно брать изменение среднего индикатор-
ного давления подобно изменению его в существующем двигателе.
Таким образом значение среднего индикаторного давления следует
определять по уравнению:
‘ I «ТИП Р >
г'тип. расч
где pt и pima —среднее индикаторное давление проектируемого
и типового двигателя при какой-либо средней
скорости поршня, соответствующей рассматри-
ваемому числу оборотов;
/’«расч и/’/тип. расч —среднее индикаторное давление проекти-
руемого и типового двигателя при средней
скорости поршня, соответствующей исход-
ному расчетному числу оборотов.
Средние скорости поршня подсчитываются по приведенному
ниже уравнению (167). Как видно, сравнение обоих двигателей про-
изводится не при одинаковом числе оборотов, а при одинаковых
средних скоростях поршня. Это объясняется тем, что для двига-
телей с геометрически подобными размерами при одинаковых
фазах распределения, скорость поступающей смеси зависит лишь
от скорости поршня; поэтому можно считать, что изменение ко-
эфициента наполнения (а следовательно, и изменение величины р^
обусловливается лишь изменением средней скорости поршня.
Г. Определение изменения индикаторной мощ-
ности Nt. Индикаторная мощность в зависимости от среднего
индикаторного давления может быть выражена при помощи урав-
нения (50):
N PjYhU. л с
1 ‘ 900 л'
ИО
Так как зависимость величины среднего индикаторного давле-
ния от числа оборотов уже известна, то при помощи этого урав-
нения очень просто определяется изменение индикаторной мощ-
ности, представленное на фиг. 51.
д. Определение изменения мощности трения Nr.
Зависимость мощности трения от числа оборотов выражается урав-
нением (62):
Nr = Atim.
В этом уравнении постоянный для данного двигателя коэфи-
циент А определяется из того условия, что при п = npaQ4 мощность
трения должна быть равна М-расч. Следовательно,
Nr
/V'pac4 — Ллрасч, Л —
,4рзсч
Таким образом
^ = М-ргсЧ
’ П
/грасч )
Как уже указывалось ранее (§ 25—1), показатель степени т
колеблется в пределах 1,8-^-2,1. Получающееся изменение мощности
трения по оборотам представлено на фиг. 51.
Е. Определение изменения эффективной мощ-
ности Ne. Эффективная мощность может быть выражена уравне-
нием (64):
Ne = Nl — Nr.
Таким образом, взяв разность между индикаторной мощностью
и мощностью трения при различных числах оборотов, определяют
изменение эффективной мощности, представляющее собой первую
искомую зависимость. Эта зависимость изображена на фиг. 51.
Ж. Определение изменения индикаторного удель-
ного расхода топлива Сг. Для определения второй искомой
зависимости, а именно — протекания эффективного удельного
расхода топлива по числу оборотов, необходимо знать изменение
индикаторного удельного расхода топлива и механического к. п. д.
Индикаторный удельный расход топлива выражается при по-
мощи уравнения (44):
с _ 632
1 ^Ни '
При работе на одном и том же топливе его теплотворная спо-
собность Ни остается постоянной. Точно так же ранее уже было
принято, что индикаторный к. п. д. по внешней характеристике не
изменяется. Поэтому индикаторный удельный расход топлива бу-
дет также постоянным, что и представлено на фиг. 51.
3. Определение изменения механического к. п. д.
Механический к. п. д. выражается уравнением (65): ,
Так как протекание эффективной и индикаторной мощностей
J20
стно то не представляет труда определить при помощи этого
И3 нения изменение механического к. п. д. по оборотам.
ураЭта зависимость представлена на фиг. 51. Как видно, с умень-
шением числа оборотов механический к. п. д. увеличивается. Это
объясняется тем, что при уменьшении числа оборотов мощность
трения понижается более сильно, чем индикаторная мощность.
Вследствие этого доля индикаторной мощности, затрачиваемая на
преодоление мощности трения, падает. Подобное заключение мо-
жет быть также сделано из рассмотрения уравнения (67):
1 Nr
Г‘т “ 1 Nt ’
которое указывает, что при более сильном уменьшении мощности
трения по сравнению с уменьшением индикаторной мощности ме-
ханический к. п. д. должен возрастать.
И. Определение изменения эффективности удель-
ного расхода топлива Се. Эффективный удельный расход
топлива выражается уравнением (70):
Так как индикаторный удельный расход топлива постоянен,
то, следовательно, эффективный удельный расход топлива изме-
няется обратно пропорционально механическому к. п. д. Таким
образом эффективный удельный расход топлива при уменьшении
числа оборотов по внешней характеристике слегка понижается,
что и представлено на фиг. 51.
Изменение эффективного удельного расхода топлива по числу обо-
ротов представляет собой последнюю искомую зависимость, вслед-
ствие чего на этом расчет внешней характеристики заканчивается.
§ 32. ВИНТОВАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
I. Общие данные. Как уже указывалось выше (§ 30), винтовой
характеристикой называется зависимость эффективной мощности
и эффективного удельного расхода топлива от числа оборотов
двигателя, нагруженного подобранным винтом при расчетных усло-
виях его работы. При этом винтовая характеристика дает наивы-
годнейшие условия работы нагруженного винтом Двигателя в усло-
виях его эксплоатации.
В случае невысотных двигателей винтовая характеристика обычно
рассматривается в условиях работы двигателя на земле. Для при-
мера на фиг. 52 представлена внешняя и винтовая характеристики
двигателя BMW-Va со степенью сжатия 5,5.
Мощность двигателя, нагруженного винтом, при каждом числе
оборотов равна мощности, поглощаемой этим винтом (что уже
отмечалось в § 30). Однако для данного винта поглощаемая им
мощность может быть выражена следующим уравнением:
= (77)
1де К—постоянный для одного и того же винта коэфициент;
?— коэфициент мощности винта, зависящий для данного винта
от условий полетов самолета;
121
Yo—удельный вес воздуха;
п — число оборотов винта в минуту.
Винтовая характеристика обычно рассматривается при нормаль-
ных атмосферных условиях на земле, т. е. при постоянном у» и
при условиях полета, соответствующих постоянной величине р.
Поэтому в данном случае уравнение (77) принимает вид:
NB = Сп\ (78)
где
C=/CPY0=const.
Таким образом эффективная мощность двигателя по винтовой
характеристике должна изменяться, как и мощность, поглощаемая
винтом, пропорционально кубу числа оборотов. Так как эффектив-
ная мощность по внешней характеристике изменяется по другому
закону, то очевидно, что двигатель, нагруженный винтом, может
работать при полном открытии дросселя лишь при одном числе
оборотов. Это число оборотов является максимально возможным
для двигателя при данном винте и режиме полета, так как при
более высоких числах оборотов эффективная мощность двигателя,
возрастающая менее сильно, будет меньше, чем мощность, погло-
щаемая винтом; вследствие этого работа двигателя будет, очеви-
дно, невозможной. Число оборотов двигателя, нагруженного подо-
бранным винтом, при полном открытии дросселя называется мак-
симальным числом оборотов nmax, а развиваемая при этом мощ-
ность называется максимальной мощностью N, .
При числе оборотов, меньшем максимального, мощность, по-
глощаемая винтом, оказывается меньше, чем мощность двигателя
по внешней характеристике, т. е. при работе с полностью откры-
тым дросселем. Поэтому работа при этих числах оборотов воз-
можна лишь при соответствующем дросселировании двигателя.
Таким образом винтовая характеристика показывает протекание
эффективной мощности за счет изменения положения дросселя,
степень открытия которого обусловливается требованием равен-
ства эффективной мощности двигателя и мощности, поглощаемой
винтом.
На максимальном режиме, т. е. при максимальной мощ-
ности и максимальном числе оборотов, двигатель может непре-
рывно работать лишь непродолжительный период времени, обычно
не свыше 10 мин. Это объясняется тем, что на максимальном ре-
жиме двигатель работает со значительными тепловыми и особенно
динамическими перегрузками, вследствие чего длительная работа
может повлечь аварию основных деталей.
В эксплоатации двигатель работает при полном открытии дрос-
селя довольно редко, главным- образом при взлете, когда от дви-
гателя требуется по возможности наибольшая мощность. Однако
в этом случае число оборотов несколько меньше максимального,
так как винт, обычно, рассчитывается на горизонтальный полет,
тогда как при взлете коэфициент мощности £ несколько больше.
Следует отметить, что максимальное число оборотов двигате-
лей многих заграничных моторостроительных фирм (Испано-Сюиза,
122
_ _ Ройс, Кертисс и др.) лежит выше числа оборотов этих
Р° ятелей с винтом при полном открытии дросселя. Это макси-
ДВИкное числод оборотов, даваемое фирмами, является предельным
Ма лом оборотов, при котором может работать двигатель хотя бы
^продолжительное время при любых условиях полета и нагрузки.
Поэтому это число оборотов и соответствующая ему мощность
по внешней характеристике на земле возможно называть макси-
мально допустимыми.
Помимо максимального режима различают еще два характер-
ных режима работы двигателя: номинальный и эксплоатационный.
Номинальный режим двигателя, т. е. номинальное число обо-
ротов пн и соответствующая ему мощность Ne„ по винтовой ха-
рактеристике задается моторостроительным заводом. Этот режим
является основным для двигателя, так как, исходя из него, обычно
подбирается винт и, следовательно, он предопределяет протекание
винтовой характеристики. На номинальном режиме двигатель мо-
жет работать значительно более продолжительный период времени,
чем на максимальном, так как моторостроительные заводы обычно
гарантируют непрерывную работу двигателя на номинальном ре-
жиме в течение одного часа без каких-либо дефектов.
Выбор номинального режима вытекает из последнего условия
и в большинстве случаев проверяется или устанавливается экспе-
риментально. Тепловой и динамический расчет двигателя проде-
лывается обычно для номинального числа оборотов. Поэтому но-
минальное число оборотов является одновременно и расчетным.
Номинальная мощность обычно лежит ниже внешней характери-
стики, т. е. развивается двигателем при неполном открытии дрос-
селя, что обусловливается нижеприведенными соображениями.
а) При полном открытии дросселя работа двигателя является
довольно напряженной, вследствие чего обычно трудно достигнуть
непрерывной, надежной его работы в течение одного часа. Работа
при неполном открытии дросселя разгружает двигатель в тепловом
отношении, вследствие чего получить требуемую надежность зна-
чительно легче.
б) В эксплоатации от двигателя требуется кратковременная
максимальная мощность, которую невозможно иметь в том случае,
когда номинальная мощность лежит на внешней характеристике.
Поэтому для получения этой мощности необходимо чтобы двига-
тель развивал номинальную мощность при неполностью открытом
дросселе.
Исходя из этих соображений, номинальная мощность невысот-
ного двигателя обычно бывает на 5-*-15% меньше эффективной
мощности двигателя по внешней характеристике при нормальном
числе оборотов.
Эксплоатационным режимом называется режим, на котором дви-
гатель может работать продолжительное время. При этом обычно
принимают, что эксплоатационная мощность М>8КС составляет
около 0,9 от номинальной. Так как обе эти мощности лежат на
винтовой характеристике, то эксплоатационное число оборотов пвке
может быть связано с номинальным числом оборотов уравнением
183
мощности, поглощаемой винтом. Применяя это уравнение [уравне-
ние (78)] для номинального и эксплоатационного режимов двига-
теля, получаем:
Ыел = Сп1
И
з
7V = СЛэкс •
еэкс
Так как коэфициент С
остается постоянным, то
или
3 /~N
ПЭкс = «н1/ (79)
' ен
N
гь ^ЭКС
В том случае, если-vj—==
= 0,9, то эксплоатационное
число оборотов должно
быть меньше номинального
на 3,4°/0. Для примера на
фиг. 52 отмечены три выше-
указанных характерных ре-
жима работы двигателя: ма-
ксимальный, номинальный
и эксплоатационный.
Надежность работы дви-
гателя обычно проверяется
испытанием его на продол-
жительность. В настоящее
время принято, что в те-
чение этого испытания дви-
гатель должен проработать
100 час. Все испытание де-
лится на 10 десятичасовых
этапов, причем в течение
Фиг. 52. Винтовая (Z) и внешняя (2) характери- каждого этапа двигатель
стики германского двигателя BMW-Va. работает 10 мин. на макси-
мальном режиме, 1 час — на номинальном и 8 час. 50 мин. на
эксплоатационном. Испытание на продолжительно т ужит не
только для проверки работы двигателя с точки зр н развивае-
мой им мощности, но также и для установления над > ности от-
дельных деталей и степени износа трущихся поверх стен при
продолжительной работе. -- „
Следует отметить, что в эксплоатации двигатель раэ тает наи-
более продолжительное время при значительно меньших мощно-
стях, чем эксплоатационная, а именно в среднем при и,о и,о но-
минальной мощности. Таким образом 100-часовое испытание дви-
124
а гарантирует надежную работу Двигателя в эксплоатации
гателяни.5значительно большего периода времени, продолжитель-
В течекоторого сильно зависит от качества обслуживания двига-
SbHa самолете.
Т Винтовая характеристика, как и внешняя, ооычно получается
двигателе экспериментально. Однако в некоторых случаях яв-
н ся необходимым иметь винтовую характеристику вновь проек-
тируемого двигателя. Для этой цели производится расчет винто-
вой характеристики, основная задача которого сводится к полу-
чению закона изменения эффективного удельного расхода топлива
по числу оборотов, так как изменение эффективной мощности,
происходящее по уравнению (78), является очевидным.
1 2. Расчет винтовой характеристики. Для расчета винтовой
характеристики необходимо иметь внешнюю характеристику дви-
гателя.
Весь расчет производится в указанном ниже порядке, причем
результаты подсчетов приведены на фиг. 53, где пунктирные кривые
относятся к исходной внешней характеристике, а сплошные — к рас-
считываемой винтовой характеристике.
А. Выбор номинального режи м а. Номинальный режим
выбирается, исходя из указанных выше соображений. При этом за
номинальное число оборотов можно брать число оборотов, для ко-
торого производился тепловой и динамический расчет двигателя. Но-
минальная мощность берется обычно меньше мощности по внешней
характеристике при номинальном числе оборотов на 5 —15°/0.
Б. Определение изменения эффективной мощ-
ности. Эффективная мощность двигателя должна изменяться по
уравнению (78):
Ne=Cns.
Входящий в это уравнение постоянный коэфициент С может
быть определен, исходя из начальных условий работы на номи-
нальном режиме; так как при М> —Д4Н должно быть п = пи, то
3
. Мн Спи, откуда С = -у.
г,н
Подставляя найденное значение коэфициента С в уравнение (78),
получаем:
= (80)
\ ГН J
Последнее уравнение служит для определения изменения эффек-
тивной мощности по числу оборотов. Эта зависимость предста-
влена на фиг. 53.
В. Определение максимального и эксплоатацион-
ного режимов. Максимальное число оборотов и максимальная
мощность определяются в точке пересечения винтовой и внешней
характеристик, так как в этой точке двигатель, нагруженный вин-
том, работает при полном открытии дросселя.
Эксплоатационная мощность выбирается на основе существую-
125
щих технических условий и, как уже отмечалось выше, обычно
берется равной 0,9 от номинальной. После выбора эксплоатацион-
ной мощности, эксплоатационное число оборотов определяется по
уравнению (78) или непосредственно по диаграмме. Максимальный
и эксплоатационный режим нанесены на фиг. 53.
;Г. Определение изменения коэфициента избытка
Для определения изменения индикаторного удельного
расхода топлива необ-
ходимо знать измене-
ние коэфициента из-
бытка воздуха а, ха-
рактеризующего со-
став смеси.
При расчете внеш-
ней характеристики ко-
эфициент избытка воз-
духа считался постоян-
ным. Это условие было
принято на основе дан-
ных работы современ-
ных карбюраторов и
не противоречило тре-
бованиям, предъявля-
емым к работе двига-
теля по внешней ха-
рактеристике. Однако
при работе двигателя
по винтовой характе-
ристике, для его рацио-
нальной эксплоатации
необходимо иметь из-
менение состава смеси
в определевной зави-
симости от числа обо-
ротов. Это изменение
состава смеси осуще-
ствляется с большей
или меньшей точно-
стью всеми современ-
ными карбюраторами,
воздуха.
которые для этой це-
Фиг. 53. Диаграмма расчета винтовой ли имеют специальные
характеристики. регулировочные уст-
ройства.
Наиболее целесообразное изменение состава смеси по числу
оборотов выясняется из рассмотрения следующих, наиболее важ-
ных режимов работы двигателя.
а) Максимальный режим. При работе на максимальном режиме
в двигателе возникают наибольшие тепловые и динамические на-
грузки. Вследствие этого желательно применять богатые смеси,
при которых вследствие более высоких скоростей сгорания темпе-
126
выхлопных газов, а следовательно, и выхлопных клапанов
ратУР ся более низкой. Кроме того, как известно, богатые смеси
полУоЛяют получать от двигателя более высокую мощность, чем
л°3ные что имеет существенное значение при работе на макси-
льном режиме, т. е. на режиме, когда двигатель должен разви-
ма?ь наибольшую возможную мощность. Недостаток работы на
богатых смесях заключается в ухудшении экономичности двига-
теля, так как эффективный удельный расход топлива получается
повышенным. Однако в эксплоатации двигатель работает на макси-
мальном режиме лишь небольшие периоды времени, вследствие
чего экономичность работы на этом режиме не оказывает значи-
тельного влияния на общий полетный вес двигателя.
Поэтому при работе на максимальном режиме наиболее целе-
сообразно применять богатые смеси. При этом для двигателей
с водяным охлаждением коэфициент избытка воздуха обычно
берется равным 0,87^-0,92, а для двигателей воздушного охлажде-
ния, более напряженных в тепловом отношении, коэфициент из-
бытка воздуха берется еще меньшим и равным 0,82-^0,87.
Так как максимальный режим лежит одновременно на винто-
вой и внешней характеристиках, то состав смеси на максимальном
режиме является одновременно и составом смеси, принятым для
внешней характеристики.
б) Эксплоатационный режим. На эксплоатационном режиме и
режимах, близких к нему, двигатель работает в эксплоатации зна-
чительное время. Поэтому на указанных режимах желательно
иметь состав смеси, дающий по возможности наибольшую эконо-
мичность работы двигателя. Получающееся при этом некоторое
увеличение температуры выхлопных клапанов за счет повышения
температуры выхлопных газов (вследствие догорания смеси)
является не опасным, так как на этом режиме условия работы
двигателя значительно облегчены за счет дросселирования. Однако
дросселирование связано с увеличением содержания остаточных
газов в рабочей смеси, вследствие чего скорость сгорания умень-
шается по сравнению с работой при полностью открытом дрос-
селе. Поэтому практически возможное обеднение смеси на экспло-
атационном режиме несколько меньше, чем при полном открытии
дросселя, так как оно ограничивается требованием получения
устойчивой и надежной работы двигателя. Обычно на этом ре-
жиме коэфициент избытка воздуха бывает равен около 0,92-4-0,98
и лишь в отдельных случаях доходит до 1.
в) Работа на малых мощностях. По мере увеличения дроссе-
лирования двигателя, а следовательно, уменьшения его мощности
и числа оборотов, содержание остаточных газов в рабочей смеси
возрастает. Вследствие этого скорость сгорания непрерывно умень-
шается и для получения устойчивой работы двигателя является
необходимым применять все более богатые смеси. Поэтому, начи-
ная с эксплоатационного режима, дальнейшее уменьшение мощно-
сти сопровождается постепенным обогащением смеси, несмотря
на уменьшающуюся тепловую нагрузку двигателя и увеличение
удельного расхода топлива.
Осуществляемый закон изменения коэфициента избытка воздуха
12?
По числу оборотов зависит от типа карбюратора и значительно
отличается в различных двигателях. Тем не менее, можно считать,
что при уменьшении эффективной мощности до 0,4 от номиналь-
ной, коэфициент избытка воздуха обычно равен около 0,70-?-0,80.
При расчете винтовой характеристики законом изменения
коэфициента избытка воздуха по числу оборотов обычно задаются
на основе вышеизложенных соображений. Для этого на рассмо-
тренных трех режимах выбирают значения коэфициента избытка
воздуха и по этим трем точкам на диаграмме винтовой характе-
ристики проводят кривую искомой зависимости. Для примера по-
добная кривая приведена на фиг. 53.
Д. Определение изменения индикаторного удель-
ного расхода топлива. Индикаторный удельный расход то-
плива может быть выражен прм помощи уравнения (44):
с —
Подставляя в это уравнение значение индикаторного к. п. д.
из уравнения (41), получаем:
632
Для данного двигателя, при работе на одном и том же топливе
индикаторный удельный расход топлива зависит главным образом
лишь от состава смеси. Поэтому в правой части последнего уравнения
все члены за исключением коэфициента состава смеси, можно счи-
тать постоянными. Объединяя их в один постоянный коэфи-
циент К, получаем:
где
632 ,
К=-----------j—г---------— const.
еО,25 J
При помощи этого уравнения определяется изменение индика-
торного удельного расхода топлива по винтовой характеристике. При
этом коэфициент К удобней определять, исходя из условий работы
двигателя на максимальном режиме. В последнем случае индика-
торный удельный расход топлива и состав смеси имеют ту же вели-
чину, что и при внешней характеристике, где они считаются постоян-
ными и, следовательно, равны их расчетным значениям. Поэтому:
С,
'раем у]
расч
Следовательно,
Ci ti,
х 'расч *храсч
128
Подставляя
,ва значение
в уравнение индикаторного удельного расхода то-
коэфициента К из последнего выражения, получаем
окончательно:
C=GpaC4-^. (81)
Последнее уравнение наиболее удобно для пользования, при-
чем величины на основании выбранных ранее значений а можно
брать по диаграмме, представленной на фиг. 29.
Пример изменения индикаторного удельного расхода топлива
по числу оборотов приведен на фиг. 53. Как видно, его минимальное
значение получается на эксплоатационном режиме, что является
следствием выбранного закона изменения коэфициента избытка
воздуха.
Е. Определение изменения механического к. п. д.
Для перехода от индикаторного удельного расхода топлива
к эффективному необходимо определить величину механического
к. п. д- в зависимости от числа оборотов. Это определение наи-
более удобно осуществить при помощи уравнения (65), в котором
индикаторная мощность может быть заменена суммой эффектив-
ной мощности и мощности трения, а именно:
Ne _ Ne
Nt ~~ Ne-\-Nr *
Входящая в это уравнение эффективная мощность была опре-
делена в начале расчета. Значения мощности трения следует брать
те же, что и при расчете внешней характеристики, так как можно
считать, что мощность трения зависит только от числа оборотов
двигателя, но не от развиваемой им мощности.
Применяя это уравнение для различных чисел оборотов, воз-
можно определить изменение механического к. п. д. по винтовой
характеристике. Пример подобного изменения приведен на фиг. 53.
Как видно, с уменьшением числа оборотов по винтовой хара-
ктеристике механический к. п. д. падает, в то время как по внеш-
ней характеристике он растет. Это объясняется тем, что в случае
винтовой характеристики индикаторная мощность падает более
сильно, чем мощность трения, вследствие чего часть индикатор-
ной мощности, затрачиваемая на преодоление мощности трения,
увеличивается.
Ж. Определение изменения эффективного удель-
ного расхода топлива. Эффективный удельный расход то-
плива выражается при помощи уравнения (70):
Применяя это уравнение для различных чисел оборотов, полу-
чаем искомую зависимость.
Пример изменения эффективного удельного расхода топлива по
винтовой характеристике приведен на фиг.53. Как видно, с уменьше-
нием числа оборотов, начиная с эксплоатационного, эффективный
9 Осщ. курс авиадвигателей. I860 129
удельный расход топлива растет быстрее, чем индикаторный, что
является следствием падения механического к. п. д.
Определением изменения эффективного удельного расхода то-
плива расчет винтовой характеристики закапчивается.
§ 33. ВЫСОТНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
1. Общие сведения. Высотной характеристикой невысотного
двигателя называется зависимость эффективной мощности и эффе-
ктивного удельного расхода топлива от высоты, на которой рабо-
тает двигатель при полностью открытом дросселе и постоянном
числе оборотов.
Высотная характеристика обычно дается при номинальном числе
оборотов. Однако довольно часто этих данных бывает недоста-
Фиг. 54. Высотные характеристики
невысотного двигателя.
Фиг. 55. Диаграмма эффективных
мощностей двигателя на различ-
ных высотах.
точно, так как необходимо знать изменение эффективной мощно-
сти и эффективного удельного расхода топлива по высоте при
различных числах оборотов. В последних случаях дается ряд
высотных характеристик, нанесенных на одну диаграмму и отно-
сящихся к нескольким числам оборотов, взятым через равные
интервалы. Пример подобной группы высотных характеристик,
дающих изменение лишь одной эффективной мощности, приведен
на фиг. 54.
Помимо подобного, нормального метода изображения измене-
ния эффективной мощности с высотой, иногда применяют другой
способ. Согласно последнему по оси абсцисс откладывается не
высота, а число оборотов, причем на диаграмму наносится ряд
кривых изменения эффективности мощности при полном открытии
дросселя по числу оборотов для различных высот. Пример по-
добной диаграммы, относящейся к тому же двигателю, что и диа-
грамма, приведенная на фиг. 54, дан на фиг. 55.
130
вреМй, как внешний й винтовая характеристики могут быть
в нЫ на двигателе экспериментально, высотная характери-
получе^бнчно подсчитывается, так как экспериментальное полу-
стика СВязано с большими трудностями и может быть осу-
ществлено лишь в отдельных случаях при наличии специального
°б°Изменение эффективной мощности и эффективного удельного
схода топлива в зависимости от высоты может быть достаточно
точно выражено аналитически, что значительно упрощает расчет
высотной характеристики.
Эффективная мощность Ne на некоторой высоте h выражается
следующим уравнением:
N =Nt —Nr ,
eh lh rh
(82)
где Nih и N,h — индикаторная мощность и мощность трения на
высоте h.
Индикаторная мощность на высоте h отличается от земной
мощности вследствие изменения давления и температуры возд/ла. i
Ее возможно выразить через индикаторную мощность на зелле
с помощью видоизмененного уравнения (61), а именно:
= (83>
РО • * п
где Мо-—индикаторная мощность на земле при давлении воз чуха
р0, температуре То и при том же числе оборотов и
составе смеси, что и мощность
ph и Th — давление и температура воздуха на высоте /г;
ДЛ— фактор внешних условий для высоты h.
Как уже отмечалось выше (§ 25—3), зависимость мощности
трения от внешних условий может быть выражена приближенно
с помощью уравнения (63). Применяя это уравнение для случая
влияния высоты, получаем:
где Nro — мощность трения на земле при том же числе оборотов,
что и Nrh.
Подставляя в уравнение (82) значения индикаторной мощности и
мощности трения, получаем:
Neh = МА - Nr. [1 - <? (1 - М = (Мо - NrJ?) ДЛ - (1 - ?).
Заменяя
M-=40+/V,0,
получаем:
= [М> + (1 - <Р)] Дй - М_(1 - с?). (84)
Кроме того,
Nr N{—N 1—
/0 Iq e0 ЧПа
^eB ’Ц,
*
131
где 7)„,0—механический к. п. д. на земле. Вводя это соотношение
в уравнение (84), получаем окончательно:
О-?)} • (85)
( ‘т0 J lm0 J
Если не учитывать изменение величины в разных типах
двигателей и считать его среднюю величину равной 0,86, то, при-
нимая <р = 0,325, получаем следующее упрощенное выражение
для МЛ:
- №,{[ 1 +(1 -0.32Б)]д» -1=^-6(1 - 0,325)1 =
= Мь (1,11ДА—0,11). (86)
Это ур^Ьнение принято у нас как стандартное.
Механический к. п. д. на высоте h выражается уравнением:
~ N, •
Подставляя в это уравнение
значение NCh из уравнения (85),
1 r‘m;i
ха-?)]дЛ- Ц—
значение Nih из уравнения (83) и
получаем:
1-^(1-ср)
(1 -9) ДА-
^т0________J______
ДЛ
г‘тс,
Т‘т0
(1 - ?) 1 = - (1 - w (1 - 9) | у----1). (87)
Если принять, что 7]то = О,86 и © = 0,325, то уравнение (87) прини-
мает вид:
л пел к 0,0915 оо.
flmh = 0,9545---. (88)
Й
Эффективный удельный расход топлива на высоте h равен:
ч
(89)
^~"eh г ’
lmh
где Cih—индикаторный удельный расход топлива на высоте h.
Как уже отмечалось, влияние высоты на работу двигателя обычно
рассматривают при постоянном составе смеси. Это условие до-
вольно близко к действительности, так как авиационные карбюра-
торы имеют специальную высотную регулировку, позволяющую
поддерживать постоянный состав смеси при довольно широком
изменении высоты полета. Индикаторный удельный расход то-
плива при постоянном составе смеси не зависит от высоты, на ко-
торой работает двигатель, и, следовательно, можно считать, что
С/Л — С/о,
где Ci0 — индикаторный удельный расход топлива на земле при
том же составе смеси, что и навысоте h. •
132
ля в уравнение (89) индикаторный удельный расход топлива
ВвО а и подставляя значение механического к. п. д. из ура-
“S (84- получен: ______
Но по уравнению (70) имеем:
С/о = Сеог1т, •
Следовательно,
Х-О-’ЧИ1
4 Л *
(90)
Если считать, что ^„ = 0,86 и © = 0,325, то уравнение (90) прини-
мает вид:
с'«=с-гт;тп- <91> '
Все полученные уравнения дают зависимость эффективной мощ-
ности, механического к. п. д. и эффективного удельного расхода
топлива не от высоты, на которой работает двигатель, а от фак-
тора ДЛ. Последний является функцией давления и температуры
воздуха, и, следовательно, для получения зависимости работы дви-
гателя от высоты необходимо иметь связь между давлением и
температурой воздуха и высотой.
В действительности давление и температура воздуха, а также
закон их изменения по высоте непрерывно колеблются. Так, на-
пример, хотя нормально при подъеме на высоту температура воз-
духа падает, нередки случаи, когда наблюдается обратное явление
и подъем сопровождается увеличением температуры воздуха.
Однако для получения сравнимых данных испытаний самолетов
и двигателей в летных условиях, а также для расчетов необ-
ходимо иметь определенную зависимость между давлением и тем-
пературой воздуха и высотой. Для этой цели была установлена
условная атмосфера с определенным постоянным законом измене-
ния температуры и давления воздуха. Так как эта атмосфера
является международным стандартом, то она получила название
международной стандартной атмосферы. Применяя данные между-
народной стандартной атмосферы, возможно определять связь
между фактором ДЛ и высотой и, следовательно, находить зависи-
мость работы двигателя от высоты. Эти данные приведены в табл. 2.
2. Расчет высотной характеристики. Расчет высотной харак-
теристики производится значительно проще, чем внешней или
винтовой, так как искомые зависимости выражаются в аналитиче-
ской форме.
Применяя уравнения (85) и (90) или (86) и (91), возможно не-
посредственно определять искомую зависимость эффективной мощ-
133
Таблица 2
Международная стандартная атмосфера
Высота h Давление воз- духа Ph Температура воздуха Th Удельный вес воздуха Тл 14 То
м кг/см? °ц
0 1,033 288 1,225 1,000 1,000
200 1,008 286,7 1,202 0,980 0,981
400 0,985 285,4 1,179 0,957 0,962
600 0,962 284,1 1,166 0,937 0,943
800 0,940 282,8 1,134 0,917 0,925
1 000 0,917 281,5 1,112 0,897 0,907
1200 0,895 280,2 1,090 0,877 0,889
1400 О>72 278,9 1,070 0,857 0,872
1 600 0,851 277,6 1,048 0,839 0,855
1800 0,831 276,3 1,027 0,822 0,838
2 J00 0,811 275.0 1,006 0,802 0,821
2 200 0,791 273,7 0,987 0,786 0,805
2 400 0,772 272,4 0,967 0,768 0,789
2600 0,753 271,1 0,947 0,752 0,773
2 800 0,733 269,8 0,928 0,733 0,757
3 000 0,715 268,5 0,909 0,716 0,742
3200 0,697 267,2 0,890 0,702 0,727
3400 0,679 265,9 0,872 0,684 0,712
3 600 0,662 264,6 0,854 0,669 0,697
3 800 0,645 263,3 0,837 0,653 0,683
4 000 0,628 262,0 0,819 0,638 0,668
4 200 0,613 261,7 0,802 0,623 0,654
4 400 0,597 259.4 0,785 0,609 0,641
4 600 0,582 258,1 0,768 0,595 0,627
4 800 0,566 256,8 0,752 0,580 0,614
5 000 0,550 255,5 0,736 0,656 0,601
5 200 0,536 254,2 0,720 0,551 0,588
5400 0,522 252,9 0,705 0,538 0,575
5600 0,508 251,6 0,689 0,526 0,563
5 800 0 494 250,3 0.675 0,514 0,550
6 000 0,481 249,0 0,659 0,501 0,538
6500 0,449 245,8 0,624 0,472 0,503
7 000 0,418 242,5 0,589 0,442 0,481
7 500 0,390 239,3 0,556 0,414 0,454
8 000 0,363 236 0,525 0,389 0,428
8500 0.338 - 232,7 0,495 0,364 0,404
9 000 0,314 229,5 0,466 0,340 0,381
9 500 0,290 226,3 0,438 0,316 0,358
10 000 0,269 223 0,413 0,296 0,337
10500 0,250 219,7 0,387 0,277 0,315
11 000 0,231 217 0,363 0,257 0,297
11500 0,213 216,5 0,336 0,238 0,274
12000 0,197 216,5 0,310 0 220 0,253
12 500 0,182 216,5 0,287 0,204 0,234
13 000 0,168 216.5 0,265 0.188 0,216
13 500 0.156 216,5 0,245 0,174 0,200
14 000 0,143 216,5 0,226 0,160 0,185
Ш
как индикаторный удельный расход топ-
искомую
или эффективного удельного расхода топлива от высоты,
ности „ цели, задавшись несколькими высотами, следует найти
Для ЭТ° таблицей) соответствующие им значения фактора Д..
(пользу го^ пояставляя найденные значения в уравнения (85) и
^п^или (86) и (91), определяются величины эффективной мощно-
<90' и эффективного удельного расхода топлива на этих высотах.
Нанося эти величины
на диаграмму в зави-
симости от высоты и
проведя по ним соот-
ветствующие кривые,
получают
высотную характери-
стику.
Пример подобной
характеристики, полу-
ченной при ПОМОЩИ
уравнений (86) и (91),
приведен на фиг. 56.
Для большей ясности
на той же диаграмме
нанесены также изме-
нения мощности тре-
ния и механического
к. п.д., определенные
при помощи уравне-
ний (63) и (88).
Как видно, эффек-
тивная мощность при
увеличении высоты па-
дает довольно быстро
и на высоте 5000 м
примерно в два раза
меньше своей вели-
чины на земле. Эф-
фективный удельный
расход топлива значи-
тельно возрастает вме-
сте с высотой, что об-
условливается исклю-
чительно падением ме-
ханического к. п. д., так
лива считается постоянным. Наблюдаемое уменьшение механиче-
ского коэфициента объясняется тем, что по мере увеличения
высоты индикаторная мощность уменьшается значительно более
интенсивно, чем мощность трения.
185
ГЛАВА XI
ПЕРЕРАЗМЕРЕННЫЕ ДВИГАТЕЛИ
§ 34. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ. ХАРАКТЕРИСТИКИ
В главе IX (§ 30) уже указывалось, что переразмеренные дви-
гатели относятся к типу высотных двигателей. Номинальная мощ-
ность этих двигателей получается на земле
при значительно при-
высоту дроссель открывается,
крытом дросселе. При подъеме на
Фиг. 57. Внешняя (/) и винтовая (2) харак-
теристики переразмеренного двигателя
BMW-VIZ со степенью сжатия 7,3.
что позволяет поддержи-
вать номинальную мощ-
ность двигателя постоян-
ной до той высоты, при
которой дроссель окажется
полностью открытым. Даль-
нейшее увеличение высоты
сопровождается падением
мощности, так как возмож-
ность компенсации умень-
шения давления воздуха
открытием дросселя уже
использована полностью.
{ Высотностью переразме-
ренных двигателей или рас-
четной высотой называется
максимальная высота, на
которой двигатель может
развивать номинальную
мощность при номинальном
числе оборотов. Исходя из
вышеизложенного очевидно,
что на этой высоте двига-
тель развивает номинальную
мощность при полном от-
крытии дросселя и номи-
нальном числе оборотов.
^Характеристики перераз-
меренных двигателей имеют
некоторые особенности по
сравнению с характеристи-
ками невысотных двигате-
лей, вследствие чего их сле-
дует рассмотреть отдельно.
• 1. Внешняя характеристика. Внешней характеристикой пере-
размеренного двигателя, как и в случае невысотных двигателей,
называется зависимость эффективной мощности и эффективного
удельного расхода топлива от числа оборотов при полном откры-
тии дросселя на земле.
На фиг. 57 приведена внешняя характеристика двигателя
BMW-VI Z со степенью сжатия 7,3. Эта характеристика принци-
пе
пиально не отличается от внешней характеристики невысотного
двигателя. Вследствие этого также одинаков и метод ее расчета.
2. Винтовая характеристика. Как и в случае невысотных дви-
гателей. винтовой характеристикой переразмерснного двигателя
называется зависимость его эффективной мощности и эффектив-
ного удельного расхода топлива от числа оборотов п; и работе
с подобранным винтом в расчетных условиях полета. При этом,
как и раньше, работа двигателя рассматривается на земле, а винт
подбирается на номинальную мощность.
Основное различие состоит в том, что у переразмеренных дви-
гателей номинальная мощность лежит значительно ниже внешней
характеристики, чем у невысотных двигателей. Это расположение
номинальной мощности обусловливается методом получения вы-
сотных качеств этих двигателей и, следовательно, является прин-
ципиально необходимым. Пример винтовой характеристики пере-
размеренного двигателя приведен на фиг. 57.
Расчет винтовой характеристики производится тем же спосо-
бом, что и в случае невысотных двигателей, за исключением вы-
бора номинальной мощности. Для данного двигателя с определен-
ной внешней характеристикой величина номинальной мощности
при номинальном числе оборотов предопределяет степень прикры-
тия дросселя на земле, а следовательно, и высотность двигателя.
Поэтому выбор номинальной мощности обусловливается требуемой
высотностью двигателя.
Для большего удобства вывода соотношения между номиналь-
ной мощностью и высотностью двигателя вводится величина, на-
зываемая фактором дросселирования двигателя. Фактор дроссели-
рования / представляет собой отношение номинальной мощности
к мощности развиваемой двигателем при полном открытии дрос-
селя и номинальном числе оборотов. Последняя мощность носит
название эквивалентной (смысл этого термина будет объяснен
в дальнейшем)
Ne
/ = 02)
. ₽8КВ
Связь между величиной f и высотностью двигателя устанавли-
вается из следующего вывода.
Изменение величины эффективной мощности двигателя в зави-
симости от высоты при постоянном числе оборотов и полном
открытии дросселя выражается уравнением (85):
Если это общее уравнение применить для номинального числа
оборотов переразмеренного двигателя, то земная мощность при
полном открытии дросселя Neo будет являться эквивалентной мощ-
ностью— А^еэкв. Тогда последнее уравнение принимает вид:
^h = Ne3KB
1
^тЭКВ
Г,тдкв
137
где Цт —механический к. п. д. на эквивалентном режиме.
На расчетной высоте Лрасч, равной высотности двигателя, мощ-
ность двигателя при полном открытии дросселя будет:
^ЭКВ
1 У"»акв
^тэкв
(1--<р) ДЛрасч
^ЭКВ
^/лэкв
(1-?)
Однако эффективная мощность на этой высоте (как расчет-
ной) должна быть равна номинальной мощности. Таким образом
Л4, и, следовательно,
«расч “
{1 — т1т
1+^-=(1-й
L ‘т э кв
1 ^экв
^экв
или
Ng
ен
Ne
^экв
1 7‘такв
^тэКв
(1— ?) Д"Расч
’ ^лгэкв
’’«вкв
-?)• (93)
Последнее уравнение дает искомую связь между высотностью
двигателя и необходимым для получения этой высотности факто-
ром дросселирования.
В том случае, когда высотность двигателя задана, вычисляют
по уравнению (93) необходимый фактор дросселирования. После
этого, исходя из уравнения (92), можжо определить номинальную
мощность Nea двигателя, соответствующую заданной высотности:
^н=/^экв-
После определения Nea винтовая характеристика рассчитывается
обычным способом.
Несмотря на значительное дросселирование, переразмеренный
двигатель при номинальном режиме работает с той же напряжен-
ностью, как и невысотный двигатель, потому что этот режим
является для него расчетным. Поэтому на максимальном режиме
работа переразмеренного двигателя является значительно более
напряженной, чем невысотного. Вследствие этого на максималь-
ном режиме переразмеренный двигатель может работать непре-
рывно лишь около 2—3 мин., т. е значительно меньше, чем не-
высотный двигатель. На номинальном режиме переразмеренный
двигатель, как и невысотный, должен непрерывно работать не
менее часа.
3. Высотная характеристика. В случае переразмеренных двига-
телей высотная характеристика обычно дается для номинального
числа оборотов. При этом до расчетной высоты характеристика
рассматривается при переменном положении дросселя, соответствую-
щем получению от двигателя номинальной мощности, а свыше
расчетной высоты при полном открытии дросселя, как и в случае
невысотных двигателей.
На фиг. 58 приведена высотная характеристика переразмерен-
ного двигателя. Расчет подобной характеристики производится сле-
дующим методом.
Первоначально при помощи уравнений (86)—(91) рассчитывается
и строится характеристика как для невысотного двигателя, исходя
138
из эквивалентной мощности и соответствующего эффективного
удельного расхода топлива на земле. (Эти кривые, для высот мень-
ших Арасч, изображены на фиг. 58 тонкими линиями). В дальней-
шем проводится прямая постоянной номинальной мощности до
пересечения ее с кривой изменения эффективной мощности при
полном открытии дросселя по высоте. Точка пересечения опреде-
ляет высотность двигателя; таким образом эффективная мощность
до расчетной высоты остается постоянной, а свыше расчетной вы-
Фиг. 58. Расчетная высотная характеристика переразме-
ренного двигателя.
соты уменьшается по тому же закону, что и для невысотных дви-
гателей.
В этом случае механический к. п. д. по мере удаления от зем-
ли должен несколько увеличиваться, так как эффективная мощ-
ность до этой высоты не изменяется, а мощность трения несколько
падает.
Считая, что мощность трения на всех высотах не зависит от
дросселирования, ее можно выражать, как и ранее, при помощи
уравнения (63), Тогда механический к. п. д. на интервале высот от
139
земли до расчетной высоты и при сохранении постоянной номи-
нальной мощности выражается следующим уравнением:
NeH _ Ne3^f_________
^h-NeB + Nrh-NeH + NrQ[l-<f(\-^)] кв/+^о[1-¥(1-ДЛ)] •
Заменяя
Nr0 N1'BKB ~ Ne3K« 1 ~ '^эки
^еЭлВ ^еэкв '>тэкв
получаем окончательно:
1 —
•/Яв1ГП
^m8KB
(94)
Эффективный удельный расход топлива зависит исключительно
от величины механического к. п. д., так как в этом случае состав
смеси считается постоянным, и, следовательно, Q =G„. Поэтому
до расчетной высоты эффективный удельный расход топлива не-
много уменьшается, причем закон его изменения выражается ура-
внением:
с [1-?(1-М
'”экв
Г =________ — Г_______________________—
** 10 f
НЛ
= . (95)
При увеличении высоты свыше расчетной эффективный удель-
ный расход топлива начинает повышаться по тому же закону, как
и у невысотного двигателя.
Непрерывное регулирование дросселем для сохранения номи-
нальной мощности представляет большое неудобство в эксплоата-
ции. Поэтому практически обычно просто задают высоту, начиная
с которой, дроссель должен быть открыт полностью, т. е. задают
высотность двигателя.
До этой высоты дроссель находится в земном положении, так
что мощность двигателя уменьшается. По достижении расчетной
высоты дроссель открывается полностью, вследствие чего мощ-
ность возрастает до земного, номинального ее значения, а при
дальнейшем подъеме начинает опять уменьшаться. Получающаяся
при этом высотная характеристика приведена на фиг. 59 (стр. 141).
§ 35. СРАВНЕНИЕ НЕВЫСОТНЫХ И ПЕРЕРАЗМЕРЕННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
На фиг. 60 приведены высотные характеристики двух двига-
телей Один из них, BMW-Хорнет (кривая 1), является невысот-
ным с номинальной мощностью 500 л. с. при номинальном числе
оборотов 1900 в минуту и степени сжатия 5,25. Другой двигатель,
Юпитер VI-9Aq (кривая 2), высотный и имеет номинальную мощ-
ность 480 Л. с., номинальное число оборотов — 2000 в минуту и
140
степень сжатия 6,5. Высотные характеристики этих двигателей
даны для номинального числа оборотов каждого из них.
Несмотря ца то, что номинальная мощность двигателя BMW-Xop-
нет выше, мощность обоих двигателей на высоте около 750 м.
одинакова, а при дальнейшем увеличении высоты мощность двига-
теля Юпитер Vb9Aq становится больше. Таким образом при срав-
нении номинальных мощностей высотного и невысотного двигателя
(или двух высотных двигателей) нельзя судить о соотношении
между их мощностями на высоте. Для этой цели служит эквива-
лентная мощность, которую
возможно брать также и для
невысотного двигателя.
Эквивалентная мощность
(т. е. мощность двигателя на
земле при полном открытии
дросселя и номинальном чи-
сле оборотов) характеризует
способность двигателя разви-
вать мощность при полном от-
крытии дросселя на любой
высоте. Поэтому соотношение
между эффективными мощно-
стями двух двигателей на вы-
сотах выше расчетной, будет
то же, что и соотношение ме-
жду их эквивалентными мощ-
ностями.
Так как номинальная мощ-
ность невысотного двигателя
обычно получается при непол-
ностью открытом дросселе, то
эти двигатели также обладают
элементами высотности. Так,
на фиг. 60 видно, что номи-
нальная мощность двигателя
BMW-Хорнет может сохра-
няться до высоты 400 м. Та-
ким образом разница между
Фиг. 59. Высотная характеристика двига-
теля Юпитер VI-9Aq при одновремен-
ном полном открытии дросселя на расчетной
высоте около 1300 м (ин = 2000 об/мин.).
переразмеренными и невысотными двигателями состоит лишь в
том, что у последних высота, до которой возможно поддержи-
вать номинальную мощность, очень невелика и обычно не превы-
шает 600н-700 м.
Таким образом принципиальное различие между невысотвыми
и переразмеренными двигателями сводится к тому, что при одина-
ковой эквивалентной мощности номинальная мощность у послед-
них двигателей значительно меньше. Вследствие этого имеет мень-
шую величину и максимальное давление цикла. Так как динами-
ческий расчет двигателя и расчет на прочность производятся по
номинальному режиму, то переразмеренный двигатель может быть
выполнен более легким, чем конструктивно подобный ему не-
высотный двигатель с той же эквивалентной мощностью. На вы-
141
сотах свыше расчетной мощности обоих двигателей Прй полном
открытии дросселя будут одинаковы, вследствие чего удельный
вес, т. е. вес на 1 э. л. с., переразмеренного двигателя будет
меньше. В этом и заключается преимущество переразмеренных
двигателей.
Однако облегчение двигателя, связанное с уменьшением номи-
нальной мощности, происходит в значительно меньшей степени,
чем само уменьшение мощности. Поэтому удельный вес, отнесен-
ный к номинальной мощности, получается у переразмеренного дви-
гателя значительно выше,
чем у невысотного двига-
теля подобной конструк-
ции и с той же эквивалент-
ной мощностью. Более вы-
сокий удельный вес пере-
размеренных двигателей на
земле и является их основ-
ным недостатком.
Таким образом перераз-
меренные двигатели имеют
преимущество перед невы-
сотными двигателями лишь
при работе на сравнительно
больших высотах. Поэтому
моторостроительные заво-
ды выпускали лишь такие
типы переразмеренных дви-
гателей, которые с неболь-
шими изменениями могли
быть получены из обычных
невысотных двигателей.
С этой точки зрения со-
здание переразмеренного
двигателя за счет пониже-
ния номинальной мощности,
т. е. более сильного дроссе-
лирования на земле невы-
сотного двигателя, является
невыгодным. Для облегче-
ния двигателя, обусловлен-
ного уменьшением номи-
нальной мощности, требу-
ется замена большого ко-
Фиг. 60. Высотные характеристики двигателей:
кривая 7 для невысотного двигателя BMW-Xop-
нет (пн = 1900 об/мин.; е == 5,25) и кривая 2
для высотного двигателя Юпитер VI-9Aq
(«н = 2000 об/мин.; е = 6,5).
личества деталей, вследствие чего разница в конструкции пере-
размеренного и невысотного двигателя получается слишком зна-
чительной.
Эти соображения в еще большей степени применимы и для
другого способа получения переразмеренного двигателя — увели-
чения размеров цилиндров при сохранении той же номинальной
мощности.
Другим методом создания переразмеренного двигателя является
142
Фиг. 61. Изменение среднего индикаторного
давления при увеличении степени сжатия
без детонации (кривая /), а также изме-
нение его (кривая 2) на топливе, при кото-
ром детонация начиналась со степени сжа-
тия 4,85 и в дальнейшем уничтожалась
дросселированием двигателя (по Рикардо).
повышение степени сжатия невысотного двигателя без увеличений
его номинальной мощности, которая за счет большого дроссели-
рования остается прежней. При этом вследствие повышения эко-
номичности^ цикла эквивалентная мощность двигателя растет, так
что факторХдросселирования уменьшается, а высотность двигателя
увеличивается, т. е. двигатель становится высотным. В этом слу-
чае переразмеренность двигателя получается в результате не-
использования возросшей экономичности цикла для повышения
номинальной мощности; невысотный двигатель для получения той
же номинальной мощности
может»^ быть выполнен при
повышенной степени сжатия
с меньшими размерами ци-
линдров и, следовательно, бо-
лее легким. Обычно подобные
переразмеренные двигатели с
повышенной степенью сжатия
носят название пересжатых
двигателей.
В том случае, когда при
повышении степени сжатия
хотят оставить топливо, на
котором работает двигатель,
прежним, номинальная мощ-
ность должна быть умень-
шена из условий детонации.
Это объясняется тем, что при
повышении степени сжатия и
уничтожении детонации при
помощи дросселирования, по-
следнее получается настолько
интенсивным, что мощность
двигателя уменьшается.
Получающиеся при этом
соотношения хорошо иллю-
стрируются диаграммой, пред-
ставленной на фиг. 61 и полу-
ченной экспериментально Ри-
кардо. На этой диаграмме
пунктирная кривая показы-
вает зависимость между сред-
ним индикаторным давлением
отсутствии детонации. В дальнейшем было взято топливо, начи-
навшее детонировать при степени сжатия 4,85. На более высоких
степенях сжатия детонация уничтожалась соответствующим дрос-
селированием двигателя. Получившаяся при этом зависимость ве-
личины среднего индикаторного давления от степени сжатия
изображена на фиг. 61 сплошной кривой. Как видно, величина
среднего индикаторного давления уменьшается против начальной
величины, несмотря на увеличение степени сжатия.
Необходимость уменьшения номинальной мощности требует
143
и степенью сжатия
облегчения конструкций двигателя. Однако облегчение конструк-
ции связано с заменой ряда деталей, что, как уже указывалось
выше, является практически невыгодным. Кроме того, применение
топлива, пригодного для работы с полностью открытым дросселем,
лишь при меньшей степени сжатия не позволяет использовать
максимальную мощность двигателя хотя бы на малый промежуток
времени.
Поэтому обычно при повышении степени сжатия номинальную
мощность оставляют прежней, как уже отмечалось выше, и при-
меняют топливо с более высокими антидетонационными свой-
ствами. Таким образом пересжатыми двигателями называются дви-
гатели, у которых прочность деталей соответствует работе невы-
сотного двигателя на пониженной степени сжатия с той же номи-
нальной мощностью.
Практически двигатель с пересжатием очень просто получается
из невысотного двигателя. Так как повышение степени сжатия
может быть достигнуто уменьшением объема камеры сгорания, то
невысотный двигатель может быть переделан в переразмеренный
установкой на нем более высоких поршней. Поэтому переразме-
ренность двигателей наиболее часто достигалась пересжатием.
Однако повышение степени сжатия при постоянной номиналь-
ной мощности ограничено антидетонационными качествами суще-
ствующих топлив. Вследствие этого высотность двигателей с пере-
сжатием обычно не превышает 1500—2000 ж. Для получения боль-
шей высотности, помимо пересжатия понижают номинальную мощ-
ность с соответствующим облегчением конструкции.
Следует отметить, что помимо получения высотных качеств
у двигателей, пересжатие позволяет значительно увеличить их эко-
номичность, которая, как известно, мало зависит от дроссели-
рования. Поэтому двигатели с пересжатием обладают на всех режи-
мах меньшим эффективным удельным расходом топлива, чем со-
ответствующие им невысотные двигатели.
Переразмеренные двигатели (с пересжатием или без него), как
уже отмечалось, имеют более высокий удельный вес, отнесенный
к номинальной мощности, чем невысотные двигатели (с той же
степенью сжатия). Точно так же габарит переразмеренных двига-
телей на 1 л. с. номинальной мощности получается выше, чем
у невысотных. Очевидно, что эта разница будет возрастать с уве-
личением высотности переразмеренных двигателей. Можно считать,
что предельная высотность, до которой применение переразмерен-
ных двигателей является еще целесообразным, равна 2500—3000 м.
В настоящее время от двигателя требуется высотность не ме-
нее 3500—4000 м. Поэтому переразмеренные двигатели более не
производятся и уступили свое место другому типу высотных дви-
гателей—двигателям с нагнетателями.
XU
ГЛАВА Xit
ДВИГАТЕЛИ С НАГНЕТАТЕЛЯМИ
§ 36. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ. СХЕМА ДВИГАТЕЛЯ С ПРИВОДНЫМ ЦЕНТРО-
БЕЖНЫМ НАГНЕТАТЕЛЕМ
Как уже указывалось выше (§ 30), в двигателях с нагнетателями
поступающий в цилиндры воздух предварительно сжимается в на-
гнетателях. При работе на земле способность нагнетателя повышать
давление внешнего воздуха, т. е. компрессионная способность нагне-
тателя, полностью не используется, вследствие чего давление
воздуха, поступающего в цилиндры, примерно равно земному ат-
мосферному давлению или немного выше. По мере подъема на
высоту падение внешнего давления компенсируется увеличением
использования компрессионной способности нагнетателя, так что
давление воздуха, поступающего в цилиндры, остается постоян-
ным. Это сохранение постоянства давления возможно до той вы-
соты, на которой компрессионная способность нагнетателя исполь-
зуется полностью, после чего дальнейшее увеличение высоты, а
следовательно, понижение внешнего давления сопровождаются па-
дением давления воздуха, поступающего в цилиндры.
Сохранение давления поступающего воздуха постоянным до
высоты, на которой компрессионная способность нагнетателя пол-
ностью используется, обусловливается скоростью изменения исполь-
зования компрессорной способности по высоте, и, вообще говоря,
не является обязательным. Увеличивая использование компрессор-
ной способности по высоте более или менее интенсивно, чем
в первом случае, возможно получить возрастание или падение да-
вления поступающего воздуха при подъеме на высоту. Однако
условие постоянства давления является наиболее удобным в
эксплоатации, так как упрощает управление двигателем. Кроме
того, это условие позволяет применять автоматические регуляторы
давления поступающего воздуха, которые поддерживают его
постоянным до полного использования компрессорной способности
нагнетателя. Поэтому сохранение давления поступающего воздуха
постоянным является общепринятым во всех двигателях с нагне-
тателями.
Максимальная высота, до которой при номинальном числе обо-
ротов возможно поддерживать постоянным давление поступаю-
щего воздуха, называется высотностью двигателя или расчетной
высотой.
Расчет работы двигателя с нагнетателем значительно более
сложен, чем простого двигателя, потому что в этом случае имеется
совместная работа двух машин: двигателя и нагнетателя, влияю-
щих друг на друга. С одной стороны, от нагнетателя зависят да-
вление и температура поступающего в цилиндры воздуха, а также
работа, затрачиваемая двигателем для получения сжатого воззуха.
С другой стороны, двигатель предопределяет количество воздуха,
проходящего через нагнетатель, и в большинстве случае1 его ра-
бочий режим.
10 Общ. куро авиадвигателей. 1260 145
При изменении условий работы двигателя (числа оборотов, вы*
соты и пр.) изменяется также и работа нагнетателя. Вследствие
этого протекание эффективной мощности и эффективного удель-
ного расхода топлива у двигателей с нагнетателями происходит
по другому закону, чем у обычного двигателя.
Таким образом характер работы двигателя с нагнетателем в
значительной степени обусловливается работой нагнетателя и, сле-
довательно, должен зависеть от его типа. До настоящего времени
находят применение три типа нагнетателей: а) центробежный нагне-
татель, приводимый во вращение через зубчатую передачу от ко-
ленчатого вала двигателя, называемый обычно приводным центро-
бежным нагнетателем, б) нагнетатель Рута, точно так же при-
соединенный через зубчатую передачу к коленчатому валу двига-
теля, и в) центробежный нагнетатель, приводимый во вращение
турбиной, работающей от выхлопных газов и называемый обычно
турбокомпрессором. Работа двигателя с этими нагнетателями будет
в дальнейшем рассмотрена по отдельности.
Питание двигателя воздухом с большим давлением, чем внеш-
нее барометрическое, называется наддувом двигателя. Таким обра-
зом применение нагнетателей позволяет избежать при помощи над-
дува двигателей на высоте падения их мощности с подъемом на вы-
соту. Однако те же нагнетатели могут, очевидно, осуществлять и
наддув двигателя на земле, т. е. питание двигателя воздухом
с большим давлением, чем нормальное земное. При этом вслед-
ствие увеличения количества смеси, поступающей в цилиндры,
мощность двигателя возрастает. Это увеличение мощности при со-
хранении размеров двигателя постоянными позволяет уменьшать
удельный вес двигателя, в чем и заключается преимущество над-
дува на земле. Основной недостаток наддува на земле, ограничи-
вающий его применение, обусловливается тем, что вследствие уве-
личения количества проходящего через двигатель тепла, повы-
шаются тепловые и динамические нагрузки его деталей; в резуль-
тате этого надежность работы двигателя ухудшается. Кроме того,
часть индикаторной работы должна затрачиваться на сжатие воз-
духа в нагнетателе, что понижает эффективную экономичность
работы двигателя.
В большинстве двигателей с нагнетателями давление поступаю-
щего в цилиндры воздуха, поддерживаемое постоянным от земли
до расчетной высоты, бывает несколько выше барометрического
земного давления. Таким образом в этих двигателях помимо над-
дува на высоте, необходимого для получения высотных свойств,
применяется также наддув на земле. Этим достигается увеличение
мощности двигателя, компенсирующее потерю мощности, связан-
ную с установкой нагнетателя.
Следует отметить, что наддув на земле часто называют просто
наддувом двигателя.
Независимо от типа нагнетателя он может быть установлен
либо на nvTH следования свежей смеси между карбюратором и
цилиндрами (за карбюратором), либо перед карбюратором (до
карбюратора). В первом случае в нагнетателе происходит сжатие
не чистого воздуха, а смеси его с топливом, т. е. свежей смеси.
146
При установке нагнетателя между карбюратором и цилиндрами
карбюратор находится под давлением окружающего воздуха. Вслед-
ствие этого не требуется принимать особых мер к созданию герме-
тичности карбюратора. При установке же нагнетателя перед карбю-
ратором последний находится под избыточным давлением, которое
на расчетной высоте может достигать 0,4—0,5 кг/см2 и выше. По-
этому карбюратор должен быть достаточно герметичным, так как
через неплотности будет происходить либо выбрасывание наружу
топлива, либо утечка воздуха, могущая вызвать изменение регули-
ровки карбюратора.
Как уже указывалось, в нагнетателе, установленном после
карбюратора, происходит сжатие смеси воздуха и топлива. При
этом температура смеси повышается, а топливо механически рас-
пиливается. Все это способствует испарению и перемешиванию
топлива с воздухом, вследствие чего смесь по цилиндрам распре-
деляется более равномерно. Кроме того, увеличение однородности
смеси и более полное испарение топлива ускоряют процесс сгора-
ния, вследствие чего неполнота сгорания уменьшается. Повыше-
ние равномерности распределения смеси по цилиндрам и умень-
шение неполноты сгорания приводят к увеличению экономичности
и мощности двигателя, которое может достигать 4—5%.
Помимо указанных преимуществ установка нагнетателя между
карбюратором и цилиндрами имеет ряд отрицательных сторон.
При работе на бедных смесях скорость сгорания замедляется на-
столько, что при открытии всасывающего клапана возможно воспла-
менение смеси во всасывающей системе, обусловливающее воз-
никновение в ней волны давления. При установке нагнетателя
между цилиндрами и карбюратором фронт пламени и волна да-
вления проходят через нагнетатель, что может повлечь разрушение
его корпуса. Кроме того, гидравлическое сопротивление карбюра-
тора, установленного перед нагнетателем, выше, так как через него
проходит то же количество воздуха, но пониженного давления; по-
этому размер диффузора карбюратора должен быть увеличен. При
запуске двигателя и работе на малой мощности в зимних условиях
стенки корпуса нагнетателя имеют недостаточно высокую темпера-
туру, вследствие чего на них оседает неиспаренное жидкое топливо.
В результате работа двигателя делается неустойчивой и затрудняется
переход на большие обороты. Для уничтожения этого явления необ-
ходимо устраивать специальный отбор жидкого топлива (конденсата)
из нагнетателя или обогревать его стенки, что усложняет кон-
струкцию.
В настоящее время у звездообразных двигателей нагнетатель
обычно располагается между карбюратором и цилиндрами, а в одно-
рядных или многорядных двигателях встречаются оба способа
расположения нагнетателя. Следует отметить, что место располо-
жения нагнетателя выбирается главным образом по общеконструк-
тивным соображениям уменьшения веса и габарита двигателя.
При большом наддуве двигателя на земле или при большой
высотности повышение давления в нагнетателе получается на-
столько значительным, что связанное с ним повышение темпера-
туры может потребовать охлаждения воздуха. Для этой цели
* ч 147
Фиг. 62. Схема двигателя с приводным центробежным
нагнетателем.
воздух после нагнетателя поступает в специальные радиаторы, где
его температура понижается до требуемой величины.
В случае применения охлаждения воздуха нагнетатель должен
располагаться перед карбюратором. При другом способе установки
нагнетателя, через радиатор должна проходить смесь воздуха
с топливом. При этом неизбежна конденсация топлива на стенках
радиатора, что понижает коэфициент теплопередачи между охла-
ждаемым воздухом и стенками и, кроме того, резко ухудшает
карбюрацию.
В настоящее время наиболее употребителен приводной центро-
бежный нагнетатель. Схема двигателя с этим нагнетателем (для
случая установки нагнетателя перед карбюратором) представлена
на фиг. 62.
Как видно, внешний воздух поступает в центральную часть
колеса 1 нагнетателя. Отсюда под действием центробежной силы
воздух отбрасывается к периферии, причем его скорость и давле-
ние увеличиваются. В дальнейшем воздух проходит через диф-
фузор 2, служащий для более совершенного использования кине-
тической энергии воздуха на его сжатие. По выходе из нагнета-
теля сжатый воздух по трубопроводу 3 подается в карбюратор и
далее — к всасывающим клапанам двигателя.
На пути следования воздуха, обычно у входа в нагнетатель,
устанавливается дроссель 4, служащий для изменения использо-
вания компрессионной способности нагнетателя с целью поддер-
жания при подъеме до расчетной высоты постоянным давления
воздуха, поступающего в цилиндры. При работе на земле дрос-
сель максимально прикрыт. Вследствие этого давление воздуха
при проходе мимо дросселя резко понижается, так что давление
во всасывающем трубопроводе (после нагнетателя) наиболее близко
к внешнему давлению. По мере подъема на высоту дроссель по-
степенно открывают с таким расчетом, чтобы давление во всасы-
вающем трубопроводе оставалось постоянным. На расчетной вы-
соте дроссель открывают полностью, благодаря чему используется
вся компрессионная способность нагнетателя. При этом давление
во всасывающем трубопроводе максимально отличается от внеш-
него давления.
Работа двигателя с нагнетателем в значительной степени обус-
ловливается работой нагнетателя. Поэтому сначала необходимо
ознакомиться с основными данными работы нагнетателя, как от-
дельной машины.
§ 37. ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ О РАБОТЕ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАГНЕТАТЕЛЯ
I. Основные соотношения. Работа, затрачиваемая на вращение
колеса нагнетателя (крыльчатки), передается воздушному потоку
двумя путями: а) сообщением механической энергии и б) в виде
тепла, появляющегося в результате трения воздуха о поверхности
колеса.
Вся полученная воздухом энергия в дальнейшем распределяется
в нескольких направлениях. Значительная часть ее непосредственно
обращается в тепло. Энергия, обращенная в тепло, больше работы,
затрачиваемой на трение колеса нагнетателя о воздух, так как
часть полученной воздухом механической энергии в дальнейшем
тоже обращается в тепло. Причиной возникновения тепла является
трение воздуха о стенки корпуса нагнетателя, а также наличие
ударов и завихрений в струе воздуха, что способствует переходу
механической энергии в тепловую. Выделившееся тепло идет
главным образом на нагрев воздуха в нагнетателе, т. е. на увели-
чение его внутренней энергии, не связанное с повышением давления
вследствие его сжатия. Остальная часть тепла теряется во внешнюю
среду через стенки корпуса нагнетателя.
Другая часть полученной воздухом механической энергии за-
трачивается на работу сжатия воздуха, т. е. на повышение его
давления, и на выталкивание сжатого воздуха из нагнетателя. При
этом механическая работа, затрачиваемая на сжатие воздуха, как
и тепло трения, идет на повышение его внутренней энергии.
Последняя часть сообщенной воздуху энергии может затрачи-
ваться на увеличение его кинетической энергии. Эта затрата энергии
имеет место в том случае, когда скорость воздуха за нагнетателем
выше, чем скорость на входе в нагнетатель.
Соотношение между работой, расходуемой на вращение колеса
нагнетателя, т. е. затрачиваемой в нагнетателе на сжатие воздуха,
и изменением состояния воздуха возможно получить из рассмо-
трения баланса энергии в нагнетателе при прохождении через него
1 кг сжимаемого воздуха (считая все процессы установившимися).
Поступающий в нагнетатель воздух обладает кинетической и
потенциальной (внутренней) энергией. Кроме того, поступление
воздуха в нагнетатель происходит при некотором давлении внеш-
ней среды. Таким образом внешний столб воздуха совершает ра-
боту подачи воздуха, которую следует рассматривать как вводимую
с воздухом в нагнетатель. Из нагнетателя энергия отводится в виде
внутренней энергии сжатого воздуха, его кинетической энергии,
работы выталкивания воздуха и отдачи тепла во внешнюю среду.
Очевидно, что разность между энергией, отведенной от нагнета-
теля, и энергией, введенной в него вместе с воздухом, должна
равняться энергии, затрачиваемой на вращение колеса нагнетателя.
Таким образом уравнение баланса энергии, выраженной в виде
механической работы, будет:
L = “ ( § + 5 кг ‘ M,KZ>
где L — затрачиваемая на вращение колеса энергия, передающаяся
1 кг воздуха;
С2
2^—кинетическая энергия 1 кг воздуха, уходящего из нагне-
тателя со скоростью С2;
— внутренняя энергия 1 кг уходящего воздуха (в Кал)-,
Л2 — работа, затрачиваемая на выталкивание 1 кг воздуха из
нагнетателя;
Qr — тепло, отдаваемое во внешнюю среду при прохождении
через нагнетатель 1 кг воздуха;
150
с2
-- — кинетическая энергия 1 кг воздуха, поступающего в на-
гнетатель со скоростью Q;
Ц — внутренняя энергия 1 кг поступающего в нагнетатель
воздуха (в кал)\
— работа, получаемая от подачи 1 кг воздуха в нагнетатель;
А — термический эквивалент работы.
Предыдущее уравнение может быть переписано в следующем
виде:
+ + + кг-м/кг, (96)
т. е. согласно изложенному выше работа, затрачиваемая на вра-
щение колеса нагнетателя, идет на увеличение внутренней энергии
воздуха, на покрытие разницы между работой выталкивания и ра-
ботой подачи, на увеличение кинетической энергии воздуха и на
теплоотдачу во внешнюю среду.
Увеличение внутренней энергии воздуха, как уже отмечалось
выше, происходит вследствие двух причин: сообщения воздуху
работы сжатия и нагрева его за счет тепла трения, т. е.
-^^- = А(2-р + ^ кг-м[кг, (97)
где 1(2-1) — работа сжатия воздуха;
Qf—тепло нагрева воздуха вследствие трения (в каЛ).
Подставляя значение разности внутренних энергий но уравнению
(97) в уравнение (96), получаем:
L=LM+L,-LX + + (98)
Количество тепла, отдаваемого во внешнюю среду корпусом
нагнетателя, очень невелико по сравнению со всей энергией, ухо-
дящей от Нагнетателя. Поэтому с достаточной точностью можно
это количество тепла не учитывать и считать, что
Q, = 0.
Кроме того, обычно скорость воздуха на выходе из нагнетателя
довольно близка к скорости на входе, причем сами скорости имеют
относительно небольшую величину (в среднем 40—60 м)сек). По-
этому можно не учитывать изменение скорости, а следовательно,
и кинетической энергии воздуха в нагнетателе, т. е. считать, что
Ct = C?
2g- *
При этих упрощениях уравнение (98) принимает вид:
L — Л(2-1) + 7-2 — + кг-л/кг. (99)
Входящее в правую часть этого уравнения работы являются
результатом трех процессов, связанных с получением сжатого воз-
духа: поступления воздуха в нагнетатель, сжатия его там и вытал-
кивания из нагнетателя. Изображение этих трех процессов для 1 кг
151
воздуха в координатах давлений по объему, представленное на
фиг. 63, дает так называемый цикл нагнетателя.
Процесс поступления 1 кг воздуха в нагнетатель изображается
прямой 0—1, так как при этом его объем увеличивается от нуля
до при постоянном начальном давлении pt. Температура в з-
духа точно так же остается при этом постоянной и равна на-
чальной температуре 7\.
Процесс сжатия воздуха представлен кривой 1—2. Этот процесс
сопровождается сообщением воздуху тепла, несмотря на отсут-
ствие теплообмена с внешней средой, так как часть работы, за-
трачиваемой на вращение колеса, обращается в нагнетателе в тепло.
Вследствие этого кривая 1—2 представляет политропу, показатель
которой в авиационных нагнетателях изменяется в пределах 1,7-?-2,0.
При этом давление и темпе-
ратура воздуха повышаются
от рх и 7\ до р2 и Т2.
Фнг. 63. Цикл нагнетателя.
Процесс выталкивания изо-
бражается прямой 2—3. При
этом давление и температура
воздуха сохраняются постоян-
ными, а объем воздуха в на-
гнетателе уменьшается от
до нуля.
Как видно по диаграмме,
представленной на фиг. 63,
работа, совершаемая 1 кг по-
ступающего воздуха, будет:
Li^=p1‘Vi==RTv
Точно так же работа, за-
трачиваемая на выталкивание
1 кг воздуха, равна:
L2=p^v2 = RT2.
Работа сжатия 1 кг воздуха будет:
2
।
т. е. эта работа представится на диаграмме площадью, ограничен-
ной кривой 1—2, крайними ординатами и осью абсцисс. По урав-
нению (97) работа сжатия как и тепло трения идет на увеличение
внутренней энергии воздуха, поэтому
т । Qf____IR— Ui ~_cv(7___т\
Л(2-1)+ а----А— — Л(/2 1Л
Делая соответствующие подстановки в уравнение (99), полу-
чаем:
L =- RT. - RT\ + &(Г3 - Л) (Т2-Л) + £ (Т8 - Л) =
__AR + cv , гр 7 х
А VI
152
Так как cv-\-AR = cp, то предыдущее уравнение принимает вид:
Г1) = J ЛГ Кг‘м1кг> (100)
где ДЕ—повышение температуры воздуха в нагнетателе.
Таким образом, зная изменение температуры воздуха в нагне-
тателе, можно при помощи уравнения (100) подсчитать полную
работу, затрачиваемую на сжатие воздуха в нагнетателе. Эта ра-
бота может быть также выражена в зависимости от изменения
давления воздуха в нагнетателе; так как кривая 1—2 представляет
собой политропу, то
п—1
где п— показатель политропы.
Следовательно, исходя из уравнения (100), имеем: ,
п-1
Кроме того, так как ср— cv~AR, то
<£=—R=~^—R = -~TR.
Д Ср Су Ср 1 1
cv
Таким образом
л—1
(101)
Необходимо помнить, что в этом случае площадь цикла нагне-
тателя не дает работу L, так как не учитывает работу, затрачи-
Qt
ваемую на трение .
При известных начальных условиях и конечном давлении необ-
ходимо для применения этого уравнения задаваться показателем
политропы п, не определяемым непосредственным экспериментом.
Поэтому обычно работу, затрачиваемую на сжатие воздуха в наг-
нетателе, определяют другим, более удобным способом.
Если бы работа, затрачиваемая на вращение колеса нагнетателя,
не превращалась частично в тепло трения, процесс сжатия проис-
ходил бы без сообщения тепла. Если, кроме того, допустить, что
теплообмен с внешней средой отсутствует, то этот процесс дол-
жен протекать по адиабате.
Адиабата сжатия, изображенная на фиг. 63 кривой 1—2 ад, про-
текает ниже политропы, так как при отсутствии сообщения тепла
повышение температуры и давления происходит менее интенсивно.
В результате температура конца сжатия Гйад и работа сжатия и
выталкивания получаются меньше, чем при политропическом
сжатии.
153
Легко заметить, что в этом случае (при Qf~ 0) работа £ад, за-
трачиваемая на сжатие воздуха, выражается уравнением, подоб-
ным уравнению (100). Разница состоит лишь в том, что перепад
температуры воздуха в нагнетателе Т'2ад—1\ меньше, так как уве-
личение внутренней энергии происходит исключительно за счет
сообщаемой воздуху работы сжатия £(2ад_1). Следовательно, при
Qy = O имеем:
г С2ад — cv
£(2ад-1) =--
Таким образом
£ая = + L2 - Ц = £ (Т2ад - Л) + RT2 ад - /?Л =
= % = % (102)
Температура конца адиабатического сжатия связана с началь-
ной температурой соотношением:
k—1
Л '/V
Вследствие этого уравнение (102) принимает следующий вид:
fr-i
р k
[(g) -1]кг.^/кг. (103)
Работа, затрачиваемая в нагнетателе на адиабатическое сжатие
воздуха, является (при отсутствии теплообмена с внешней средой)
минимально необходимой. Подобная величина работы может полу-
чаться лишь при идеальных условиях передачи работы от колеса
нагнетателя к воздуху, когда отсутствует переход механической
энергии в тепло трения. Эта работа называется полной адиабати-
ческой работой сжатия.
Сравнение работы, затрачиваемой в нагнетателе на сжатие воз-
духа до определенного давления при действительных условиях, с
работой, которая могла бы быть затрачена при адиабатическом
сжатии, позволяет оценить степень использования затрачиваемой
работы в направлении повышения давления воздуха. Это сравне-
ние осуществляется при помощи адиабатического к. п. д., который
выражается следующим уравнением;
(Ю4)
Таким образом адиабатический к. п. д. показывает, какую долю
работы, затрачиваемой в нагнетателе на сжатие воздуха, соста-
вляет работа, необходимая для адиабатического сжатия воздуха
до того же давления. Остальная часть затрачиваемой в нагнета-
теле работы идет на нагрев воздуха за счет тепла трения Qf и на
излишнюю работу сжатия, обусловленную тем, что в процессе сжа-
тия температура воздуха повышается более интенсивно, чем при
154
адиабате. В существующих нагнетателях адиабатический к. п. д. в
среднем равен 0,55-?-0,65.
Задаваясь адиабатическим к. п. д., определяют работу, затрачи-
ваемую в нагнетателе на сжатие воздуха. Для этого, исходя из
начального давления и температуры воздуха и конечного давления,
первоначально вычисляют по уравнению (ЮЗ) полную работу
адиабатического сжатия. После этого затрачиваемая в нагнетателе
работа определяется при выбранном адиабатическом к. п.д. по урав-
нению (104):
/ =
*1ад
Действительная работа, подводимая к нагнетателю, несколько
больше работы, затрачиваемой на вращение колеса, т. е. на сжатие
воздуха в нагнетателе. Эта разница объясняется тем, что при пе-
редаче механической энергии к колесу нагнетателя часть ее те-
ряется на трение в зубчатой передаче и подшипниках. Соотноше-
ние между этими работами учитывается механическим к. п.д. наг-
нетателя, который выражается уравнением:
L
Г*тс~ Lc ’
где£с — работа, затрачиваемая на нагнетатель для сжатия 1 кг
воздуха.
В приводных центробежных нагнетателях механический к. п. д.
колеблется в пределах 0,92-^0,96.
Задаваясь механическим к.п.д., работу, затрачиваемую на нагне-
татель для сжатия 1 кг воздуха, определяют из соотношения:
Lc = —-
Степень использования затрачиваемой на нагнетатель работы в
отношении повышения давления воздуха оценивается эффективным
к. п. д. нагнетателя, который выражается следующим уравнением:
= (106)
Таким образом эффективный к. п. д. нагнетателя показывает,
какую долю затраченной на нагнетатель работы составляет необ-
ходимая работа при адиабатическом сжатии воздуха. Величина эф-
фективного к.п.д. в среднем равна 0,53-^0,63.
Связь между адиабатическим, механическим и эффективным
к.п.д. нагнетателя устанавливается при помощи уравнений (104)—
(106) из следующего простого вывода:
<107>
Задаваясь эффективным к. п. д., затрачиваемую на нагнетатель
работу определяют непосредственно из соотношения:
дс = — кг -м/кг.
155
Для определения потребляемой нагнетателем мощности необхо-
димо помимо работы, затрачиваемой на сжатие 1 кг воздуха, знать
секундный весовой расход воздуха через нагнетатель. Очевидно,
этот расход должен быть равен секундному расходу воздуха через
двигатель. Последнюю величину подсчитывают, исходя из часового
расхода топлива двигателя, а также исходя из количества воздуха,
затрачиваемого на сгорание 1 кг топлива, при помощи следующего
уравнения:
кг'сек> <108)
где Счас — часовой расход топлива в кг\
aL0 — количество воздуха, затрачиваемое на сгорание 1 кг то-
плива.
После вычисления секундного расхода воздуха затрачиваемая
на нагнетатель мощность Ne определяется по уравнению:
(109)
Адиабатическое повышение температуры воздуха в нагнетателе
на основании уравнения (102) равно:
ДТ'ад-^. (ИО)
Известно, что
ср________________________ k г>
А А — 1 ’
Делая соответствующую подстановку в уравнении (ПО) и заменяя
Лэд его значением из уравнения (103), получаем другое выражение
адиабатического повышения температуры:
fe-i
дГад = -----ь*'-------1- = тх [(g) - 1 ] . (ill)
А—1 R
Связь между действительным и адиабатическим повышением
температуры воздуха в нагнетателе получается из сравнения урав-
нений (100), (102) и (104):
ДТ’ад_А ад_
AT L ~Т‘ад'
Таким образом действительное повышение температуры воздуха
определяется из уравнения:
д7-=ДГад_ (112)
Чад V 1
Зная повышение температуры в нагнетателе, температуру воз-
духа на выходе из нагнетателя определяют из соотношения:
7'2=7'1 + Д7'. (ИЗ)
Все приведенные уравнения позволяют определять необходимые
данные работы нагнетателя, исходя из начальных условий состоя-
ния воздуха и давления его на выходе из нагнетателя.
156
Повышение давления воздуха при проходе его через нагнета-
тель вызывается центробежной силой и, следовательно, должно
зависеть от диаметра колеса нагнетателя и его числа оборотов
т. е. от окружной скорости колеса.
Однако и при постоянной окружной скорости повышение да-
вления в нагнетателе может быть различным в зависимости от
количества работы, передаваемой от колеса к воздуху, и от сте-
пени ее использования в направлении повышения давления воз-
духа.
В теории центробежных нагнетателей доказывается, что макси-
мальная работа, которую возможно передать от колеса нагнета-
теля 1 кг воздуха (за исключением случая загнутых вперед лопа-
стей колеса нагнетателя) выражается следующим уравнением:
L
х-тах — g 9
где (7 — окружная скорость колеса нагнетателя;
g—ускорение силы тяжести.
В том случае, когда отсутствует преобразование механической
работы в тепло трения, вся полученная воздухом работа затрачи-
вается на его адиабатическое сжатие. Происходящее при этом
повышение давления, очевидно, будет наибольшим. Таким образом
максимально возможная полная адиабатическая работа сжатия
будет:
I = I — —
ЛаЛтах — ^тах— •
Полная адиабатическая работа сжатия, получаемая из действи-
тельного повышения давления, всегда меньше. Разница обусловли-
вается тем, что работа, передаваемая от колеса нагнетателя воз-
духу, меньше ее теоретической максимальной величины. Кроме
того, переданная воздуху работа частично затрачивается на тепло
трения.
Отношение полной адиабатической работы сжатия при суще-
ствующем перепаде давления к максимально возможной назы-
вается гидравлическим к. п. д. нагнетателя. Таким образом гидра-
влический к. п.д. выражается уравнением:
4.-1=“—^. <I14>
g
Гидравлический к.п.д. показывает,какую долю составляет пол-
ная адиабатическая работа сжатия от максимально возможной,
зависящей лишь от окружной скорости колеса нагнетателя. Таким
образом гидравлический к. п. д. характеризует эффективность ис-
пользования окружной скорости колеса в направлении повышения
давления воздуха. Действительно, чем выше гидравлический к. п.д.
нагнетателя, тем при одинаковой окружной скорости будет больше
полная адиабатическая работа сжатия, а следовательно, и повы-
шение давления в нагнетателе.
Оценивать эффективность использования окружной скорости
при помощи сравнения затрачиваемой в действительности работы
157
с максимально возможной нельзя. Работа, затрачиваемая в дей-
ствительности, частично идет на тепло трения и, следовательно,
не может служить характеристикой интенсивности сжатия воздуха
в нагнетателе.
Гидравлический к. п. д. не является характеристикой степени ис-
пользования затрачиваемой работы. Для этой цели служат адиаба-
тический и эффективный к. п. д., с которыми он не имеет прямой
связи. Так, например, возможно в результате улучшения конструк-
ции нагнетателя увеличить повышение в нем давления воздуха
при постоянном числе оборотов. Вследствие этого гидравлический
к. п. д. повысится. Однако работа, затрачиваемая при этом на наг-
нетатель, может точно так же возрасти, так что адиабатический и
эффективный к. п.д. останутся постоянными или даже понизятся.
Гидравлический к.п.д. зависит от конструкции,числа оборотов
и диаметра колеса нагнетателя, а также от объемного расхода воз-
духа через нагнетатель. В существующих типах нагнетателей гид-
равлический к.п.д. в среднем равен 0,45 -н 0,65.
Задаваясь величиной гидравлического к. п. д., можно получить
при помощи уравнений (103) и (114) связь между окружной ско-
ростью и повышением давления в нагнетателе. Окружная скорость
может быть выражена следующим уравнением:
м/сек, (115)
где Dc — диаметр колеса нагнетателя в м\
пс — число оборотов колеса нагнетателя в минуту.
Поэтому выбранная величина гидравлического к. п.д. устанавли-
вает зависимость между повышением давления в нагнетателе, диа-
метром его колеса и числом оборотов последнего. Так как обычно
требуемое повышение давления бывает задано, то уравнения (114)
и (115) дают связь между диаметром колеса и числом его оборотов,
окончательная величина которых устанавливается с учетом кон-
структивных соображений.
В авиационных нагнетателях для получения минимального веса
и габарита стремятся делать диаметр колеса минимальным. Вслед-
ствие этого число оборотов его делается очень значительным —
порядка 15000н-24 000 в минуту, что соответствует передаточному
числу от вала двигателя к нагнетателю около 8-е-12.
Для получения максимально большого повышения давления на
одном колесе, в современных нагнетателях применяются чрезвы-
чайно высокие окружные скорости, доходящие до 350 м/сек и
выше. При этом располагаемую окружную скорость стремятся наи-
более эффективно использовать для повышения давления воздуха,
т. е. стремятся применять нагнетатели с возможно максимальным
гидравлическим к.п.д.
2. Влияние условий работы двигателя на работу нагнетателя.
А. Влияние дросселирования. Как уже указывалось выше,
давление поступающего из нагнетателя в двигатель воздуха регу-
лируется при помощи дросселирования.
При дросселировании воздух, проходящий мимо полуприкры-
158
того дросселя, расширяется благодаря резкому изменению про-
ходного сечения. Вследствие увеличения объема давления воз-
дух падает, в чем и заключается практически нужный эффект
дросселирования. Кроме того, понижается и температура воздуха.
Расширение воздуха связано с совершением им некоторой
механической работы, которая идет первоначально на увеличение
кинетической энергии воздуха, т. е. на повышение его скорости С
(фиг. 64). Так как направляющие лопатки, служащие для сохране-
ния повышенной скорости, отсутствуют, то образующиеся вихре-
вые движения приводят к преобразованию значительной части по-
лученной кинетической энергии в тепло.
Выделяющееся тепло может уходить во внешнюю среду или
сообщаться воздуху, повышая его внутреннюю энергию. Так как
дросселирование происходит при сравнительно низ-
ких температурах воздуха и с малыми охлаждаю-
щими поверхностями, то можно считать, что оно
происходит без теплообмена с внешней средой.
В последнем случае все выделяющееся тепло трения
сообщается воздуху, увеличивая его внутреннюю
энергию, а следовательно, и температуру.
Размер трубопроводов до и после дросселя де-
лается обычно одинаковым. Так как удельный
объем воздуха после дросселя, вследствие падения
давления, больше, чем до дросселя, то при одина-
ковом весовом расходе воздуха скорость его после
дросселя должна быть выше. Получающееся при
этом увеличение кинетической энергии предста-
вляет собой часть работы расширения воздуха, не
обращающуюся в тепло.
Из-за отсутствия теплообмена при процессе дрос-
селирования температура воздуха после прохожде-
ния его через дроссель должна увеличиваться вслед-
ствие сообщения воздуху тепла трения. Однако ко-
нечная температура будет несколько ниже началь-
ной, так как часть работы расширения воздуха не
Фиг. 64. Измб'
нение состоя-
ния воздуха при
дросселиро-
вании.
возвращается к нему обратно в виде тепла, а идет
на повышение его кинетической энергии.
Изменение состояния воздуха в течение про-
цесса дросселирования представлено на фиг. 64.
Кинетическая энергия потока воздуха в трубопроводе очень
невелика, так что ее изменение можно не учитывать. При этом
условии вся кинетическая энергия воздуха, получающаяся
в результате его работы расширения, обращается в тепло и сооб-
щается обратно воздуху. Так как количество содержащей-
ся в воздухе энергии до и после дросселирования остается в
этом случае одинаковым, то температура воздуха тоже будет по-
стоянной.
Таким образом процесс дросселирования позволяет понизить
давление воздуха без получения от него работы, т. е. сохраняя
постоянной внутреннюю энергию воздуха, а следовательно, и его
температуру.
159
Можно считать, что гидравлический, адиабатический и эффек-
тивный к. п. д. нагнетателя при дросселировании не изменяются
независимо от того, производится ли дросселирование воздуха до
или после нагнетателя.
Так как полная адиабатическая работа сжатия по уравнению
(114) при постоянном числе оборотов зависит исключительно от
гидравлического к. п. д., то, следовательно, она точно так же
остается постоянной. При этом условии и при постоянных адиа-
батическом и эффективном к. п. д. по уравнениям (104) и (106)
видно, что работа L, затрачиваемая в нагнетателе на вращение
колеса, и работа Lc, затрачиваемая на нагнетатель, не изменяются.
Кроме того, уравнение (102) показывает, что в этом случае
будет оставаться постоянным повышение температуры воздуха
в нагнетателе. Так как при дросселировании температура воздуха
не изменяется, то, следовательно, при постоянной температуре на
входе в нагнетатель не будет изменяться и температура воздуха
на выходе из нагнетателя.
Таким образом дросселирование воздуха при постоянном числе
оборотов позволяет изменять его давление после нагнетателя,
сохраняя температуру постоянной. При этом согласно уравнению
(109) затрачиваемая на нагнетатель мощность изменяется пропор-
ционально изменению весового расхода воздуха.
Б. Влияние числа оборотов. Можно приближенно счи-
тать, что при изменении числа оборотов гидравлический, адиаба-
тический и эффективный к. п. д. остаются постоянными. Уравне-
ние (114) показывает, что при постоянном гидравлическом к. п. д.
полная адиабатическая работа сжатия изменяется пропорционально
квадрату окружной скорости и, следовательно, по уравнению (115)
пропорционально квадрату числа оборотов нагнетателя, т. е.
^ад U'2 Пс
Таким образом, если известна полная адиабатическая работа
при одном числе оборотов, то ее величина при другом числе обо-
ротов определяется из соотношения:
п.
2
^"ад = ^"ад
(116)
Подставляя в последнее уравнение значение полной работы
адиабатического сжатия из уравнения (103), можно найти зависи-
мость между давлением воздуха р2 на выходе из нагнетателя и
числом оборотов последнего:
*-1
Л-1
Р2\ k
* -‘1(^1’•
J 1 пс1
Решая это уравнение относительно давления воздуха за нагне-
тателем р'2 при новом числе оборотов, получаем:
л-i k
к
— 1
(П7)
100
Уравнения (102) и (112) показывают, что при постоянном адиа-
батическом к. п. д. повышение температуры воздуха ДГ в нагнета-
теле изменяется пропорционально полной адиабатической работе
сжатия. Поэтому на основании уравнения (116):
(118)
Затрачиваемую на нагнетатель мощность при новом числе обо-
ротов определяют на основании уравнений (108) и (109), исходя
из секундного расхода воздуха и полной адиабатической работы
при новом числе оборотов и считая эффективный к. п. д. нагне-
тателя постоянным.
В. Влияние внешних условий. В этом случае, как и
раньше, можно считать, что все к. п. д. нагнетателя не изме-
няются. Вследствие этого будут постоянными: полная адиабати-
ческая работа сжатия £ад, работа L, затрачиваемая в нагнетателе
на вращение колеса, работа затрачиваемая на нагнетатель,
адиабатическое ДТад и действительное ДГ повышение темпера-
туры (по тем же уравнениям, что и ранее).
При постоянной величине работы сжатия Аадизменение начальной
температуры Г, воздуха должно влиять на величину его давления
за нагнетателем. Эта зависимость получается из следующего урав-
нения:
й-1
или Л-1 k
<119>
Таким образом давление воздуха на выходе из нагнетателя
изменяется в сторону, обратную изменению начальной темпера-
туры. Так, понижение начальной температуры воздуха сопрово-
ждается увеличением его давления за нагнетателем, что объясняется
возрастанием удельного веса воздуха и, следовательно, более
сильным его уплотнением при проходе через колесо нагнетателя.
Так как повышение температуры воздуха остается постоянным,
то температура его на выходе из нагнетателя изменяется так же,
как и температура на входе. Величина конечной температуры воз-
духа может определяться по уравнению:
Г^^ + ДТ (120)
где ДТ—повышение температуры воздуха при начальной ее
величине
В том случае, когда начальная температура 7\ и полная адиа-
батическая работа сжатия Аад постоянны, отношение давлений
точно также не может изменяться. Поэтому изменение дав-
ления воздуха на входе в нагнетатель должно сопровождаться
пропорциональным ему изменением давления на выходе.
11 Общ. курс авиадвигателей. 1360 16Х
Температура воздуха на выходе из нагнетателя будет в этом
случае, очевидно, оставаться постоянной.
Как известно, при подъеме на высоту давление и температура
воздуха понижаются. Оба эти фактора влияют противоположно
на величину давления воздуха на выходе из нагнетателя. Однако
изменение начального давления при подъеме на высоту происхо-
дит значительно более интенсивно, чем изменение начальной тем-
пературы. Вследствие этого при подъеме на высоту давление воз-
духа за нагнетателем уменьшается. Однако это уменьшение про-
исходит в несколько меньшей степени, чем падение давления
внешнего воздуха.
Температура воздуха на выходе из нагнетателя при подъеме
на высоту уменьшается так же, как и температура внешнего воз-
духа, поступающего в нагнетатель.
§ 38. УРАВНЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОЙ МОЩНОСТИ И ЭФФЕКТИВНОГО УДЕЛЬ-
НОГО РАСХОДА ТОПЛИВА ДВИГАТЕЛЯ С НАГНЕТАТЕЛЕМ
1. Уравнение эффективной мощности. Уравнение эффективной
мощности двигателя с нагнетателем может быть выражено в сле-
дующем общем виде:
= (121)
где Nek — эффективная мощность двигателя с нагнетателем;
— индикаторная мощность двигателя с нагнетателем;
Nrk — мощность трения двигателя с нагнетателем;
Nc — мощность, затрачиваемая на работу нагнетателя.
Для получения расчетного уравнения эффективной мощности
двигателя с нагнетателем удобнее предварительно рассмотреть
отдельные слагаемые, входящие в это уравнение.
А. У равнение индикаторной мощности. Как известно,
индикаторная мощность двигателя без нагнетателя выражается
при помощи уравнения (45):
л, 30 ни ,,
~~ 632 Lo a л’ с'
При установке нагнетателя изменяются температура и давле-
ние воздуха, поступающего в цилиндры. Вследствие этого в урав-
нении индикаторной мощности двигателя с нагнетателем индика-
торный к. п. д. и коэфициент наполнения должны иметь другую
величину, чем у того же двигателя без нагнетателя.
Кроме того, при рассмотрении двигателей с нагнетателями
обычно принято определять коэфициент наполнения по отношению
к состоянию воздуха во всасывающем трубопроводе после нагне-
тателя, а не по отношению к состоянию внешнего воздуха, как
у двигателей без нагнетателя. Таким образом в этом случае
коэфициент наполнения представляет собой отношение весового
количества воздуха, в действительности поступающего в цилиндр,
к весовому количеству, которое может поместиться в рабочем
объеме цилиндра при давлении и температуре его во всасываю-
щем трубопроводе после нагнетателя.
163
Место во всасывающем трубопроводе, по отношению к кото-
рому определяется коэфициент наполнения, берется возможно
ближе к нагнетателю и притом такое, какое имеется в двигателе
того же типа без нагнетателя. В случае отсутствия радиаторов для
охлаждения воздуха коэфициент наполнения берут по отношению
к состоянию воздуха на выходе из нагнетателя. Таким образом
при установке нагнетателя перед карбюратором коэфициент напол-
нения берется по отношению к состоянию воздуха перед карбю-
ратором, а при установке нагнетателя после карбюратора коэфи-
циент наполнения определяется по отношению к состоянию воз-
духа так же после карбюратора за нагнетателем.
Удельный вес воздуха, входящий в уравнение индикаторной мощ-
ности, берется при состоянии воздуха, по отношению к которому
определяется коэфициент наполнения. Поэтому при установке
нагнетателя удельный вес воздуха в уравнении индикаторной мощ-
ности будет другим, чем у того же двигателя без нагнетателя.
Таким образом при прочих идентичных условиях работы уравнение
индикаторной мощности двигателя с нагнетателем отличается от
уравнения для того же двигателя без нагнетателя лишь величи-
нами индикаторного к. п. д., коэфициента наполнения и удельного
веса -воздуха. Следовательно, это уравнение может быть написано
в таком виде:
.. 30 Ни ''llfr
= Ш Ц ^У^кП Л- С->
где yft — удельный вес воздуха во всасывающем трубопроводе
после нагнетателя;
t\Vk — коэфициент наполнения, взятый по отношению к состоянию
воздуха во всасывающем трубопроводе после нагнетателя;
7]/а — индикаторный к. п. д. двигателя с нагнетателем.
Для более удобного сравнения индикаторных мощностей дви-
гателя с нагнетателем и без него в уравнении индикаторной мощ-
ности двигателя без нагнетателя коэфициент наполнения следует
брать по отношению к тому же месту всасывающего трубопро-
вода, что и в случае установки нагнетателя. При соблюдении этого
условия уравнение индикаторной мощности двигателя без нагне-
тателя представится в следующем виде:
N'o~ 632 Lo а л‘ с>
где у01—удельный вес воздуха в том же месте всасывающего
трубопровода, что и yk при установке нагнетателя;
т; — коэфициент наполнения, взятый по отношению к состоя-
нию воздуха с удельным весом у01.
Беря отношение индикаторных мощностей двигателя с нагнета-
телем и без него и сокращая общие множители, получаем:
Щь "^'к 4k r>vk кт Ki Т|'А
—« = —« —« или N. =N.—Z-------'
W;Q Vi To, b, 4 Vi To,
Таким образом для определения индикаторной мощности дви-
гателя с нагнетателем необходимо знать: а) индикаторную мощ-
* 163
ИосТь того Же двигателя без нагнетателя М1о и 6) изменение Ин-
дикаторного к. п. д., коэфициента наполнения и удельного веса
воздуха при переходе от работы двигателя без нагнетателя к ра-
боте двигателя с нагнетателем. Для получения более общих и
более удобных для практических целей результатов в дальнейшем
работа двигателя с нагнетателем будет рассматриваться на высоте,
а работа двигателя без нагнетателя —на земле, причем в обоих
случаях дроссель считается открытым полностью.
В двигателе с нагнетателем коэфициент наполнения изменяется
вследствие двух причин: а) повышения температуры и б) измене-
ния соотношения между давлением воздуха, поступающего в ци-
линдры, и давлением внешней среды, в которую происходит выхлоп.
Для дальнейших рассуждений удобнее влияние этих факторов
разделить и считать, что изменение соотношения между давлением
поступающего воздуха и давлением внешней среды вызывает изме-
нение коэфициента наполнения от до ц, а повышение темпе-
ратуры воздуха изменение того же коэфициента от тц до .
Тогда уравнение индикаторной мощности можно'представить в сле-
дующем виде:
дг =N
‘k ‘о тц То, ь, ^vki
(122)
Для практического использования этого уравнения необходимо
выяснить изменение всех входящих в него параметров при пере-
ходе от работы двигателя без нагнетателя на земле к работе дви-
гателя с нагнетателем на высоте.
а) Изменение коэфициента наполнения вследствие изменения
соотношения между давлением поступающего воздуха и давлением
внешней среды. При работе двигателя без нагнетателя давление
воздуха, поступающего в карбюратор, и давление среды, в кото-
рую производится выхлоп, всегда одинаковы. Вследствие этого
давление в цилиндре при его наполнении меньше давления в конце
выхлопа. Таким образом остаточные газы в течение хода наполне-
ния расширяются.
Это расширение остаточных газов в течение хода наполнения
ухудшает коэфициент наполнения, так как эти газы занимают часть
объема цилиндра, препятствуя тем самым поступлению в него свежей
смеси. Соответствующая этому случаю диаграмма насосных ходов
при работе двигателя на земле приведена на фиг. 65 слева. Под
диаграммой изображена схема расположения в цилиндре остаточ-
ных газов (заштрихованы в клетку) и свежей засосанной смеси
в конце хода всасывания поршня. При этом условно принято, что
газы и смесь не перемешиваются друг с другом и между ними
отсутствует теплообмен.
При установке нагнетателя и при работе двигателя с наддувом
давление воздуха, поступающего в цилиндр, обычно выше, чем
давление внешней среды. Получающаяся при этом диаграмма насос-
ных ходов для случая работы на высоте представлена на фиг. 65
справа. Как видно, в течение £ода наполнения в цилиндре уста-
навливается давление р , несколько меньшее, чем давление воз-
164
духа за нагнетателем pk. К концу выхлопа в цилиндре существует
давление prf? несколько большее, чем давление внешнего воз-
духа ph, но значительно меньшее давления paf.
Таким образом в процессе наполнения давление в цилиндре
повышается. Вследствие этого происходит сжатие остаточных
газов поступающей в цилиндр свежей смесью, так что объем га-
зов уменьшается. Схема расположения остаточных газов и све-
жей смеси в цилиндре к концу хода всасывания без учета тепло-
обмена между ними изображена под диаграммой, представленной
на фиг. 65 справа.
Фиг. 65. Диаграммы насосных ходов для двигателя без нагнетателя
на земле (слева) и для двигателя (/нагнетателем на высоте (справа).
Сжатие остаточных газов в течение хода всасывания повышает
коэфициент наполнения, так как при этом возрастает часть объема
цилиндра, заполненная свежей смесью.
Сравнение процессов наполнения двигателя с нагнетателем и
без него позволяет сделать вывод, что при наддуве коэфициент
наполнения должен увеличиваться, так как в этом случае вместо
расширения остаточных газов происходит их сжатие, вследствие
чего объем свежей смеси, поступившей в цилиндр, возрастает.
Для выяснения количественного изменения коэфициента напол-
нения следует вывести уравнение его зависимости от давления
в цилиндре. Этот вывод базируется на рассмотрении баланса энер-
гии в течение хода наполнения и отличается от вывода для дви-
гателей без наддува, изложенного в § 22 (стр. 80), лишь тем, что
в данном случае следует учитывать энергию, получаемую остаточ-
ными газами при их сжатии свежей смесью. Поэтому вывод при-
веден по возможности кратко.
Баланс энергии процесса наполнения при наддуве можно пред-
ставить в следующем виде (пренебрегая присутствием топлива и
165
-ииготхгистгттгоаланс-э—рплшзмененйядавления воздуха в течение
хода наполнения):
ЛгА —+ + (123)
где ja^ — теплосодержание смеси в конце хода наполнения;
j —теплосодержание остаточных газов в конце хода выхлопа;
jk — теплосодержание поступившего в цилиндр воздуха;
AQ— подогрев смеси от стенок в течение хода наполнения;
ALr—полная работа сжатия остаточных газов, выраженная в
калориях.
Теплосодержания можно выразить как функции температуры
газов:
~ ^akCpJ'ak I — GrkCPrT'k > Л = GkCpTk,
где Tk — температура поступающего воздуха за нагнетателем.
Как и ранее, можно считать, что тепло, получаемое от стенок,
сообщается исключительно поступающему в цилиндр воздуху.
В этом случае:
AQ == Gkcp ЬТк,
где ДТА— повышение температуры поступающего воздуха вслед-
ствие его подогрева.
Полную работу сжатия остаточных газов можно выразить в за-
висимости от повышения их температуры при помощи следующего
уравнения (считая процесс адиабатическим):
где Г—температура остаточных газов после их сжатия.
Делая соответствующие подстановки в уравнение (123), получаем-.
6 ak СРа T“k~ ^rkcpr^rk~\~ OkCp^k^T^kCp^k~\~ &rk Cpr ( Trk
или
^ak CPa Tah = Tk cpr rk T cp (Tk ?fe)- (124)
Поступившее в цилиндр количество воздуха Gk можно заме-
нить теоретически возможным его количеством по уравнению:
Так как коэфициент наполнения берется по отношению к со-
стоянию воздуха за нагнетателем, то и теоретическое количество
воздуха должно быть взято при этих же условиях.
Для перехода от температуры к давлениям следует применить
характеристическое уравнение. Тогда, исходя из диаграммы, пред-
ставленной на фиг. 65, получаем:
ПТ _____ ?ak V° . п __ Prk Vc
akl<>k Ra I urh RrTrk'
Кроме того, для теоретического количества воздуха имеем:
tee
Производя соответствующие подстановки в уравнение (124),
получаем:
Рр- Т'k СРГ । T^-j-ATfc ср
PakV^'Ra Vc'Tk R7 P^h^ki ~ Tk ~R •
(125)
Принимаем, как и ранее, что
сРа—С2г.^СР_
Ъ Pr R
Так как повышение температуры остаточных газов от Trk до
Т обусловливается увеличением давления от prk до pak, то между
этими величинами существует связь, даваемая адиабатическим
процессом:
Обозначая, как и раньше, через
S _ TkA- ^Tk
k~ Tk
и делая соответствующие преобразования в уравнении (125), получаем:
[Pak
Ра^а = Рг
fe-1
k
-Y^v^Pk^h К-
Решая это уравнение относительно т] , находим:
«1
fe-1
„ k <1
8ft LPft vh Pk\PrkJ t'ft-T
Но, как было показано в § 22,
Уд __ е и -!^ = 1
Vh е — 1 vh е — Г
Делая соответствующие подстановки и преобразования, полу-
чаем окончательно:
й-1
_____Раь 1 Ргh / Pak \ k -
Т‘£'й1 ~ Pk *ft(£ ~ 1) Е ~ I ~Prk /
___
Pk 8ft (£~О
(126)
Коэфициент наполнения двигателя без нагнетателя выражается
уравнением (54), которое было выведено при определении коэфи-
циента наполнения по о;ношению к атмосферному воздуху. Если
определять коэфициент наполнения по отношению к состоянию
воздуха в том же месте всасывающего трубопровода, что и при
установке нагнетателя, то в этом уравнении следует заменить
167
внешнее давление р0 на давление в рассматриваемом месте всасы-
вающего трубопровода pOv Тогда уравнение (54) примет вид:
1__ /_ Ра _Рг\ 1 Ра ( - Рг \ /1971
“ 8 (<-!)( Toj PoJ ИЛИ ‘г’>- 1)РпД Ра)' ’
Взяв отношение уравнений (126) и (127), получаем:
_ 8 Pk_ Г Рак'
>1»1 Pa e Pr,
Pot Pa
Так как полученное соотношение в значительной степени при-
ближенно, то с целью его упрощения можно считать, что
Pak = P* Ра = Ро,=Рг-, Prk = Ph, 8fi = 8.
Фиг. 66. Изменение величины ко-
эфициента наполнения в зависи-
мости от давления pk перед кар-
бюратором при наддуве на земле
и при постоянной температуре.
Кривая 1 по опытным данным
Муклоу; кривая 2—по уравне-
нию (128). е = 5,0.
Фиг. 67. Влияние степени сжатия на
возрастание величины коэфициента
наполнения при наддуве на земле до
давления перед карбюратором pk =
— 1,55 кг/см2 и при постоянной темпе-
ратуре. Кривая 1 получена по опытным
данным Муклоу; кривая 2—построена
по уравнению (128).
т. е. можно не учитывать сопротивления системы всасывания и вы-
хлопа, а также изменения степени подогрева. Так как температура
остаточных газов довольно значительна, то можно считать, что
k = 1,3.
Тогда получаем окончательно:
тц * — I
Уравнение (128) показывает, что увеличение коэфициента напол-
нения обусловливается разницей между давлением поступающего
воздуха и давлением внешней среды, влияющей на давление в ци-
линдре в течение хода выхлопа. С увеличением этой разницы
коэфициент наполнения возрастает, так как сжатие остаточных
газов становится более интенсивным. На фиг. 66 представлено
изменение коэфициента наполнения при наддуве двигателя на земле,
полученное по опытным данным Муклоу (кривая /) и по уравне-
нию (128) (кривая 2), в котором в данном случае вместо давления
на высоте ph было вставлено давление на земле р0. Как видно,
168
изменение коэфициента наполнения, вычисленное по уравнению (128)
достаточно хорошо согласуется с опытными данными. ”
Уравнение (128) также показывает, что обусловленное наддувом
увеличение коэфициента наполнения при меньших значениях сте-
пени сжатия происходит более интенсивно. Этот вывод вполне
согласуется с изложенными выше рассуждениями и объясняется
тем, что при меньших значениях степени сжатия объем камеры
сгорания имеет большую величину по отношению к рабочему объ-
ему цилиндра. Вследствие этого объем остаточных газов при сжа-
тии уменьшается на относительно большую величину, так что уве-
личение поступающего в цилиндр количества свежей смеси ста-
новится более значительным. На фиг. 67 представлено изменение
возрастания коэфициента наполнения при наддуве на земле до
pk= 1,55 кг/см2 в зависимости от степени сжатия, вычисленное при
помощи уравнения (128) (кривая 2) и полученное экспериментально
Муклоу (кривая 7). Как видно, и в этом случае совпадение между
опытными и теоретическими данными достаточно удовлетвори-
тельно.
б) Изменение коэфициента наполнения и индикаторного к. п. д.
при повышении температуры воздуха. Ранее отмечалось (§ 23—4),
что одновременное увеличение коэфициента наполнения и индика-
торного к. п. д., связанное с повышением температуры воздуха,
может быть выражено простым эмпирическим уравнением. Это
уравнение применительно к данному случаю будет иметь вид:
Vi
(129)
где Го —температура воздуха, поступающего в двигатель без на-
гнетателя, взятая в том же месте всасывающего трубопровода, что
и температура Тк в случае двигателя с нагнетателем.
в) Изменение удельного веса воздуха. Входящие в уравнение
(128) удельные веса воздуха должны соответствовать условиям, по
отношению к которым определяются коэфициенты наполнения.
Вследствие этого имеем:
Pk p°i
^=7^.
Следовательно,
J* _£*. (130)
Yoj Poi Tk
Подставляя в уравнение (122) отношение удельных весов, инди-
каторных к. п. д. и коэфициентов наполнения из уравнений (128)—
(130), получаем:
>k >о р01 Tk
= — 1
Ph
Pk
е —1
(131)
Это и есть искомое выражение индикаторной мощности двига-
теля с нагнетателем на высоте h.
169
Б. Уравнение мощности трения. Мощность трения дви-
гателя с нагнетателем на некоторой высоте h можно рассматривать,
как сумму мощности, затрачиваемой на насосные ходы, и мощ-
ности, затрачиваемой на все остальные потери. Таким образом
= + (132>
где NPk — мощность, затрачиваемая на насосные ходы;
N' — остальная мощность трения.
rk
Мощность трения двигателя без нагнетателя на земле может
быть выражена тем же способом:
или
ЛЛ =М -I-7V . (133)
r0 r0 I Po 4 ’
Вычитая почленно уравнение (133) из уравнения (132), получаем:
ЧЛ-^0 = (^-\)+(^-^0)
+ + л- с- (134)
По данным левой диаграммы, показанной на фиг. 65, можно
приближенно считать, что работа насосных ходов двигателя без
нагнетателя выражается следующим уравнением:
LP0 = (Pr--Pa) г’й кг-м.
истинная работа, затрачиваемая на насосные
заменяется на диаграмме прямоугольником со
и г)й.
Таким образом
ходы, приближенно
сторонами (рг—ра)
Работа, затрачиваемая на насосные ходы в минуту, равна:
г lp п
----- 9 ’
о мнн £
а соответствующая мощность будет:
•, __ 7-ро мвн i _ Lp0 nl
1У/Ро —
(135)
_ (Рг —Р«) Л» „ -
60-75__________2-60-75 — 9000
При работе с наддувом давление в цилиндре в течение хода
наполнения выше, чем в течение хода выхлопа (фиг. 65). Вслед-
ствие этого работа на насосные ходы не затрачивается, а наобо-
рот, двигатель в течение этих ходов развивает некоторую работу.
Так как в уравнении (134) мощность, затрачиваемая на насосные
ходы, принята положительной, то работа насосных ходов двигателя
с нагнетателем будет выражаться следующим уравнением:
LPk - (Prk - Pak) = - (Pak - PrJ ™ X.
Соответствующая работе Lp мощность выражается следующим
образом: k
(Pak~
(136)
NPk—
Взяв разность уравнений (136) и (135), получаем:
~ *4=~ та К/Ч “ +О"~Л>1' • •
U37)
170
Таким образом в двигателях с нагнетателями имеется некото-
рый выигрыш мощности, затрач 1ваемой на насосные ходы, так
как работа насосных ходов вместо отрицательной становится по-
ложительной. При этом в двигателе возвращается часть работы,
затрачиваемой на сжатие воздуха нагнетателем.
Для упрощения уравнения (137), заключенное в квадратные
скобки, выражение можно преобразовать следующим образом:
(Рак — Prk) + (Л — Ра) = (Pak + Pk~ Pk+Ph~ Ph ~Prk) +
+ (Pr + A) ~P0 — Pa) = (Pk—Ph)-(Ph — Pak ) — (Prk — Ph) + (A) — Pa) +
+ (A-— Po)-
Разности (рк—pa^ и (ро—pa) представляют собой перепад
давления воздуха в течение хода наполнения для двигателя с на-
гнетателем и без него. Можно приближенно считать, что эти пере-
пады давления одинаковы, т. е., что
Ph — Pak = Po-Pa-
Точно также можно считать равными перепады давления при
ходе выхлопа, т. е.
Ргк~ Ph=Pr— Ро-
Тогда получаем:
(Pak —Ргк) + (Pr-Ра) = (Pk — Рл) = (Pk — Ро) + (Ро ~ Ph)
или, преобразуя уравнение (137):
Д7 кт ____ \vhnlPk Ро) | vhn (Ро РйУ1 z-iqq\
‘VPk—N°o-----[ 9000 । 9000 J ’ (138)
Таким образом выигрыш мощности, происходящий вследствие
изменения работы насосных ходов, можно рассматривать состоящим
из двух частей: выигрыша мощности, обусловленного повышением
давления поступающего воздуха от р0 до pk, и выигрыша, проис-
ходящего вследствие понижения противодавления на выхлопе от
Ро ДО Ph.
Повышение давления поступающего в цилиндр воздуха вызы-
вает возрастание давления в течение действительного цикла и,
следовательно, увеличивает трение скольжения в двигателе. Вслед-
ствие этого мощность трения без учета работы насосных ходов
должна быть выше у двигателя с наддувом на земле, т. е.
N' > Л/'Гс. При этом можно считать с достаточной для практики
точностью, что увеличение мощности трения вследствие возрастания
трения скольжения при повышении давления поступающего воз-
духа от ро до рк равно выигрышу мощности от соответствующего
изменения работы насосных ходов, т. е. что
д/ __ту' — vhn^Pk — Po) лцат
rk го-------9Ж
Подставляя уравнение (138) в уравнение (134) и используя ура-
внение (139), получаем:
А/ AT АГ Т vhn(Pk — Po) vhn(Po—ph} „ (p0—Ph)vhn
Nrk — 'Ч» - 9000-----------Sooo---~Л%------9066 •
Множитель vhti может быть выражен по уравнению (48) через
индикаторную мощность и среднее индикаторное давление двига-
теля без нагнетателя на земле, а именно:
УкП Nip
90U0 р,-0 •
Делая соответствующую подстановку, получаем:
д/ — TV, £о-рл...
rk Г0 J0 Т):
О
Следует отметить, что при работе с наддувом период выравни-
вания давления при выхлопе несколько удлиняется, а перепад
давления возрастает. Вследствие этого понижение мощности тре-
ния при изменении работы насосных ходов имеет в действитель-
ности меньшую величину, чем то следует из предыдущего уравне-
ния. Практически можно считать, что
Nr„-Nr-N„^A.e. . (140)
В. Уравнение мощности, затрачиваемой на цен-
тробежный нагнетатель. Мощность, затрачиваемая на на-
гнетатель, выражается уравнением (109):
4 = ^-л. с.
Входящий в это уравнение секундный расход воздуха опреде-
ляется при помощи уравнения (108):
л ^часс^*0 г
3600 кг1сек-
При этом часовой расход топлива может быть связан с инди-
каторной мощностью и индикаторным удельным расходом следую-
щим соотношением:
Счас =
Пренебрегая небольшим влиянием повышения температуры,
можно считать, что индикаторный удельный расход топлива Cik
двигателя с нагнетателем равен индикаторному удельному расходу
топлива того же двигателя без нагнетателя и при том же со-
ставе смеси, т. е.
с,|ас —
и
^)сек. (141)
Входящая в последнее уравнение индикаторная мощность опре-
деляется по уравнению (131).
Г. Расчетное уравнение эффективной мощности.
Пригодное для практического использования уравнение эффектив-
ной мощности двигателя с нагнетателем можно получить, заменив
172
в уравнении (121) индикаторную мощность й мощность трения прй
помощи уравнений (131) и (140):
Входящую в это уравнение затрачиваемую на нагнетатель мощ-
ность удобнее определять отдельно при помощи уравнения (109),
подставив в него значение величины Gs из уравнения (141).
2. Уравнение эффективного удельного расхода топлива. Эффек-
тивный удельный расход топлива двигателя с нагнетателем может
быть выражен, как отношение часового расхода топлива к эффек-
тивной мощности:
г
с ___ час
— KJ -
Как уже указывалось выше, часовой расход топлива может
быть выражен при помощи следующего уравнения:
Счас = CiQ NlkJ
где С, — индикаторный удельный расход топлива того же двига-
теля, но без нагнетателя, на земле и при том же составе смеси,
что и на высоте h.
Тогда
(из)
При этом отношение мощностей может быть названо полным
механическим к. п. д. двигателя с нагнетателем, так как в нем
учитывается затрата мощности на нагнетатель, обычно не входя-
щая в мощность трения.
§ 39. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДАННЫХ РАСЧЕТНОГО РЕЖИМА ДВИГАТЕЛЯ
С ЦЕНТРОБЕЖНЫМ НАГНЕТАТЕЛЕМ
При проектировании двигателя с нагнетателем должен быть пред-
варительно установлен исходный, расчетный режим. На этот режим
рассчитывается как двигатель, так и нагнетатель, и из этого режима
исходят при расчете характеристик двигателя с нагнетателем.
Расчетный режим двигателя с нагнетателем берется в условиях его
работы на расчетной высоте и характеризуется следующими данными:
а) давлением поступающего в двигатель воздуха во всасывающем
трубопроводе (после нагнетателя); б) высотой, на которой нагнета-
тель должен создавать это давление при полном открытии дросселя,
т. е. расчетной высотой, или высотностью двигателя; в) числом обо-
ротов двигателя, которое является номинальным; г) эффективной
мощностью и д) эффективным удельным расходом топлива.
Так как эти данные связаны друг с другом, то они не могут
быть все заданы. Обычно задаются номинальное число оборотов,
173
расчетная высота и, кроме того, давление воздуха за нагнетателем
или требуемая эффективная мощность на этой высоте. Остальные
данные расчетного режима: давление поступающего воздуха при
заданной мощности или развиваемая мощность при заданном да-
влении воздуха и эффективный удельный расход топлива опреде-
ляются подсчетом. При этом должны быть известны данные того же
двигателя без нагнетателя на земле при расчетном числе оборотов.
Таким образом существуют два варианта определения всех данных
расчетного режима, которые и следует рассмотреть по отдельности.
1. Определение расчетной эффективной мощности и расчет-
ного эффективного удельного расхода топлива. В этом слу-
чае задаются данные работы двигателя без нагнетателя на
земле, расчетная высота йрасч, расчетное, номинальное число обо-
ротов и„ и давление воздуха за нагнетателем pk.
Метод подсчета эффективной мощности в зависимости от места
установки нагнетателя (до или после карбюратора) несколько видо-
изменяется.
А. Установка нагнетателя до карбюратора. В этом
случае давление рх и температура 7\ воздуха, поступающего в на-
гнетатель, будут равны давлению рЛрасч и температуре ThpBC4 воз-
духа на расчетной высоте. Давление поступающего из нагнетателя
в карбюратор воздуха pk и его температура Tk определяются во
всасывающем трубопроводе, а именно в части его, лежащей воз-
можно ближе к нагнетателю; при отсутствии радиатора для охла-
ждения сжатого воздуха можно считать, что давление pk и темпе-
ратура Tk равны давлению р2 и температуре Г2 воздуха на выходе
из нагнетателя. Так как давление р01 и температура Т01 воздуха,
поступающего на земле в двигатель без нагнетателя, определяются
в том же месте всасывающего трубопровода, где определяются
рк и Tk, то, следовательно, они представляют собой давление и
температуру воздуха, поступающего в карбюратор, т. е. примерно
равны внешнему давлению р0 и температуре 7'0 воздуха на земле
(пренебрегая падением давления при возникновении движения
воздуха в трубопроводе).
Учитывая эти замечания, эффективную мощность двигателя с
нагнетателем можно определять в следующем порядке.
По заданному pk и расчетной высоты Лрасч определяют при по-
мощи уравнения (111) адиабатическое повышение температуры воз-
духа. Это уравнение в данном случае принимает вид:
ьтел=тк k — 11
"расч ( \ Ллрасч / J
Задаваясь адиабатическим к. п. д. нагнетателя, определяют при
помощи уравнения (112) истинное повышение температуры воздуха
в нагнетателе:
ДГ^^^Д.
Лад
При помощи уравнения (113) определяют температуру воздуха
на выходе из нагнетателя, равную температуре поступающего
174
в двигатель воздуха в выбранном месте всасывающего трубопровода*
* т = Th + LT.
k Лрасч I
После этого подсчитывают по уравнению (131) индикаторную
мощность: t з z-----
___е — у
N = ДЛ 2°---------------------л. с.
'Лрасч 'О р0 V 1 ь е — 1
Входящая в это уравнение индикаторная мощность двигателя
без нагнетателя на земле определяется для расчетного числа обо-
ротов по внешней характеристике. При этом в случае если механи-
ческий к. п. д. неизвестен, то им приходится задаваться.
Исходя из индикаторной мощности двигателя с нагнетателем, вычи-
сляют по уравнению (141) секундный расход воздуха через двигатель:
Nih Ci aL0
В дальнейшем определяют по уравнению (102) полную адиаба-
тическую работу сжатия:
срЬТад
Агд =-^—т— кгм-м.
/1
После этого, задаваясь эффективным к. п. д. нагнетателя, вычи-
сляют по уравнению (109) затрачиваемую на нагнетатель мощность:
. г ___ Л ад
^срасч— 75т]С Л~ С‘
Исходя из полученных данных, определяют при помощи урав-
нения (142) эффективную мощность двигателя с нагнетателем на
расчетной высоте: 13,-----
е__ 17 Рйрасч
Д7 — N! (Pk 1/~То * Pk । Р«~РЛрасч \___д, д,
%сч Tk В-1 + 2Р/0 J ^0 ^гасч-
Так как индикаторная мощность была определена ранее, то для
вычисления эффективной мощности удобнее применять следующее
видоизмененное уравнение:
Б. Установка нагнетателя между карбюратором и
двигателем
В том случае, когда нагнетатель устанавливается между карбюрато-
ром и двигателем, условия его работы изменяются следующим образом.
Давление воздуха, поступающего в нагнетатель, меньше давле-
ния внешнего воздуха, так как вследствие гидравлического сопро-
тивления карбюратора давление проходящего через него воздуха
уменьшается. Можно считать, что в этом случае давление посту-
пающего в нагнетатель воздуха будет:
Л^/’йрасч — Д/’Лрвсч- <144)
где ДрЛрасч—понижение давления воздуха при проходе через кар-
бюратор.
175
Температура поступающего й нагнетатель воздуха может быть
несколько ниже температуры внешней среды вследствие частич-
ного испарения топл-ва, подаваемого в карбюраторе. Однако
это изменение температуры невелико и его обычно не учитывают,
считая, что температура воздуха, входящего в нагнетатель, равна
температуре внешней среды, т. е.
= ^Лрасч •
В нагнетатель поступает не чистый воздух, а свежая
смесь, так что весовое количество рабочего тела, сжимаемого
в нагнетателе, увеличивается. Однако объем свежей смеси при-
мерно равен объему воздуха, так как вследствие испарения то-
плива температура смеси понижается. Так как мощность, затрачи-
ваемая на нагнетатель, при одинаковом начальном давлении зави-
сит не от веса, а от секундного объема поступающего в нагнета-
тель рабочего тела, то без большой ошибки можно присутствием
топлива пренебрегать, считая, что через нагнетатель проходит чи-
стый воздух.
При отсутствии радиатора для охлаждения сжатого воздуха
последний после нагнетателя непосредственно попадает во всасы-
вающий трубопровод двигателя. Поэтому давление р2 воздуха на
выходе из нагнетателя равно давлению pk во всасывающем трубо-
проводе поступающего в двигатель воздуха. Аналогично темпе-
ратура У2 на выходе из нагнетателя равна температуре Tk посту-
пающего в двигатель воздуха.
Так как давление р01 и температура Г01 воздуха, поступающего
в двигатель без нагнетателя, берутся в том же месте всасываю-
щего трубопровода, что и при установке нагнетателя, то в данном
случае их следует брать после карбюратора. При этом давление
поступающего воздуха будет:
Poi =Рй — &Ро, (145)
где Др0 — падение давления воздуха на земле при проходе его че-
рез карбюратор двигателя без нагнетателя.
Как и при установке нагнетателя, можно считать, что темпера-
тура воздуха при проходе его через карбюратор не изменяется.
Тогда
Т01 = то-
В нормальных конструкциях карбюраторов при работе на
земле перепад давления воздуха Др0 колеблется в пределах
0,03н-0,05 кг/см2. При работе с нагнетателем на расчетной высоте
весовой расход воздуха остается тем же или несколько увеличи-
вается, в то время как удельный вес воздуха, проходящего через
карбюратор, значительно уменьшается. Вследствие этого объем-
ный расход воздуха через карбюратор сильно возрастает и, при
тех же размерах карбюратора, перепад давления в нем повы-
шается. Однако обычно проходное сечение диффузора карбюра-
тора в двигателе с нагнетателем, установленным между карбюра-
тором и двигателем, делают больше, чем при отсутствии нагнета-
176
теля, так что перепад давления проходящего воздуха ДрАрасч Можно
считать также равным 0,03-4-0,05 кг!см2.
После выбора величин р01 и рг эффективную мощность двига-
теля с нагнетателем, установленным после карбюратора, опреде-
ляют тем же методом, что и в случае расположения нагнетателя
перед карбюратором.
Определение эффективного удельного расхода топлива, неза-
висимо от месторасположения нагнетателя, производится при по-
мощи уравнения (143): <
Nib
гу ~Драсч
Часч“ '°%асч*
Следует отметить, что получаемый по этому уравнению эф-
фективный удельный расход топлива соответствует работе двига-
теля с нагнетателем на расчетной высоте при том же составе
смеси, что и у двигателя без нагнетателя на земле. В действи-
тельности двигатели с нагнетателями большей частью работают
с наддувом на земле (р*> 1,033 кг! см2), вследствие чего их тепло-
вые нагрузки значительно выше, чем при отсутствии нагнетателя.
Поэтому, для облегчения условий работы выхлопных клапанов,
состав смеси у двигателей с нагнетателями обычно несколько
обогащают, так что эффективный удельный расход топлива полу-
чается в среднем на 4-:-8°/0 больше, чем вычисленный по уравне-
нию (143).
Однако и при постоянном составе смеси эффективный удель-
ный расход топлива двигателя с нагнетателем выше эффективного
удельного расхода топлива двигателя без нагнетателя вследствие
дополнительной затраты части индикаторной мощности на работу
нагнетателя.
2. Определение расчетного давления во всасывающем трубо-
проводе и расчетного эффективного удельного расхода то-
плива. Этот случай отличается от предыдущего тем, что вместо
давления во всасывающем трубопроводе pk задается эффективная
мощность ^йрасч’ которую должен развивать двигатель с нагне-
тателем на расчетной высоте Лрасч.
Таким образом задача сводится к определению давления во
всасывающем трубопроводе, при котором двигатель на расчетной
высоте будет развивать требуемую мощность.
Определить давление pk, исходя непосредственно из заданной
мощности, при помощи изложенных выше уравнений невозможно.
Вследствие этого данную задачу необходимо решать подбором.
При этом задаются несколькими (двумя-тремя) значениями
давления pk во всасывающем трубопроводе и методом, описанным
в предыдущем пункте, определяют соответствующие значения
эффективной мощности на заданной расчетной высоте. По полу-
ченным данным строят кривую зависимости эффективной мощ-
ности Nek от давления pk на расчетной высоте. Пример подобной
диаграммы приведен на фиг. 68. При помощи полученной кривой
12 Общ. курс, авиадвигателей. I860 177
о заданной эффективной мощности Л/^ определяют графиче-
ски требуемое давление pk, как показано на фиг. 68.
Для проверки полученной величины pk рекомендуется опреде-
лить эффективную мощность двигателя описанным выше способом.
Пря этом вычисленная таким образом эффективная мощность
должна отличаться от заданной не свыше, чем на 2%.
д, После определения да-
ен вления pk на расчетном
режиме эффективный
удельный расход топлива
вычисляется обычным
способом при помощи
уравнения (143).
§ 40.ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИ-
ГАТЕЛЕЙ С ПРИВОДНЫМИ
ЦЕНТРОБЕЖНЫМИ НАГНЕ-
ТАТЕЛЯМИ
В противоположность
другим типам двигателей
характеристики двигате-
лей с нагнетателями до
настоящего времени точ-
Фиг.68. Графическое определение давления pk, не-
обходимого для получения заданной мощности
NP, на расчетной высоте.
йрасч г
но не установлены, так
же как и метод их изо-
бражения. В особенности
это относится к внешней
и винтовой характеристикам, которые для двигателей с нагнета-
телями, как исключительно высотных, имеют меньшее значение,
чем высотная характеристика. Поэтому рассмотрение характери-
стик двигателей с нагнетателями и следует начать с высотной ха-
рактеристики.
1. Высотная характеристика. Высотной характеристикой дви-
гателя с нагнетателем называется.зависимость эффективной мощ-
ности и эффективного удельного расхода топлива от высоты при
постоянном числе оборотов и при сохранении постоянным рас-
четного давления во всасывающем трубопроводе от земли до
высоты, начиная с которой дроссель двигателя открыт пол-
ностью.
Высотная характеристика двигателя с нагнетателем обычно
дается не только для расчетного номинального числа оборотов
(расчетная высотная характеристика), но также и для других
чисел оборотов. При этом во всех случаях давление во всасы-
вающем трубопроводе остается одинаковым и постоянным до вы-
соты, на которой дроссель открывается полностью. Для номи-
нального числа оборотов эта высота представляет собой, как из-
вестно расчетную высоту двигателя; при другом числе оборотов
эта высота не равна расчетной высоте двигателя и носит название
критической. Таким образом критической высотой называется
178
максимальная высота, на которой возможно Иметь расчетное
давление во всасывающем трубопроводе при числе оборотов, не
равном номинальному.
Полный расчет высотной характеристики двигателя с нагнета-
телем довольно громоздок. Он состоит из нескольких этапов, ко-
торые следует разобрать по отдельности.
А. Расчет высотной характеристики при номи-
нальном числе оборотов. Сначала рассчитывается высотная
характеристика при номинальном числе оборотов. Исходная точка
для расчета всей высотной характеристики дается расчетным
режимом, данные которого включают: эффективную мощность,
давление во всасывающем трубопроводе и эффективный удель-
ный расход топлива на расчетной высоте. Поэтому расчет высот-
ной характеристики заключается в определении изменения эффек-
тивной мощности и эффективного удельного расхода топлива при
уменьшении высоты от расчетного ее значения до земли и при
увеличении высоты сверх расчетной.
Для определения эффективной мощности и эффективного
удельного расхода топлива при расчетном давлении во всасываю-
щем трубопроводе на земле можно применять те же уравнения,
что и при определении этих величин на расчетной высоте. Од-
нако в эти уравнения необходимо внести некоторые изменения,
обусловленные тем, что в данном случае нагнетатель работает
задросселированным до расчетного давления во всасывающем
трубопроводе и что внешнее давление и температура воздуха
равны их земному значению. Весь расчет производится в следую-
щем порядке.
Согласно приведенным данным (§ 37—2А), при дросселирова-
нии и постоянном числе оборотов повышение температуры воз-
духа в нагнетателе остается постоянным. Вследствие этого темпе-
ратура воздуха на земле на выходе из нагнетателя определяется
по уравнению:
Tko=T0-\-^T,
где AT"--повышение температуры воздуха на расчетном режиме.
Индикаторная мощность Nt двигателя с нагнетателем на земле
й0
определяется также при помощи уравнения (131), в котором
вместо давления воздуха/7Лрасч на высоте следует взять давление р0
на земле:
где величина pOi зависит от расположения нагнетателя, как было
указано выше.
Зная индикаторную мощность, секундный расход воздуха можно
определить по уравнению (141):
Niko С'о aLo
в збоо
179
Так как полная адиабатическая работа сжатия и эффективный
к. п. д. нагнетателя считаются постоянными, равными их расчет-
ным значениям, то затрачиваемая нагнетателем мощность непосред-
ственно определяется по уравнению (109):
N <А0
75-t]c
После этого эффективная мощность на земле двигателя с на-
гнетателем подсчитывается по уравнению (142)
гт—V -
N = М — N —N =
*0 ‘о РО! r Tk!) е — 1 г0 с0
>k0 ГО CQ.
Эффективный удельный расход топлива определяется, как
обычно, при помощи уравнения (143):
f
eko — Ь'о Ne. •
Эффективная мощность двигателя с нагнетателем на земле при
расчетном давлении во всасывающем трубопроводе всегда
меньше эффективной мощности на расчетной высоте при том же
давлении во всасывающем трубопроводе. Это объясняется сле-
дующим:
а) Так как повышение температуры воздуха в нагнетателе
одинаково, а температура внешнего воздуха на земле выше, то
температура воздуха во всасывающем трубопроводе на земле
больше, чем на расчетной высоте.
б) Вследствие повышения барометрического давления при ра-
боте на земле давление остаточных газов увеличивается, в то
время как давление поступающей смеси остается постоянным.
Поэтому возрастание коэфициента наполнения, обусловленное
сжатием остаточных газов, при работе на земле значительно
меньше, чем на расчетной высоте, а в случае отсутствия наддува
на земле полностью исчезает.
в) При работе на земле увеличивается противодавление вы-
хлопу, так что отсутствует выигрыш мощности вследствие изме-
нения работы насосных ходов.
Эффективный удельный расход топлива на земле всегда
больше, чем на расчетной высоте, что является главным образом
следствием исчезновения выигрыша мощности при изменении ра-
боты насосных ходов..
Эффективную мощность и эффективный удельный расход топ-
лива на высотах меньше расчетной можно определять тем же
способом, что и при работе двигателя на земле. При этом учиты-
ваются изменение давления и температуры внешнего воздуха,
а работа сжатия, затрачиваемая на нагнетатель и повышение в нем
температуры воздуха, считаются постоянными.
При уменьшении высоты от расчетного ее значения до земли
эффективная мощность двигателя и эффективный удельный расход
топлива при постоянном расчетном давлении во всасывающем
180
трубопроводе изменяются почти по прямой. Поэтому с достаточ-
ной для практики точностью можно ограничиваться определением
данных работы двигателя с нагнетателем на земле и соединять на
диаграмме прямыми линиями полученные земные значения эффек-
тивной мощности и эффективного удельного расхода топлива с их
расчетными величинами.
Эффективную мощность и эффективный удельный расход то-
плива при полном открытии дросселя на высотах больше расчет-
ной можно определять на основании ранее приведенных уравне-
ний. Для этого сначала следует определить давление во всасы-
вающем трубопроводе при работе на новой высоте, которое, как
уже указывалось выше, должно быть меньше расчетного. Новое
давление pkh на высоте h >hpac4 определяется (§ 37—2В) при по-
мощи следующего уравнения:
Pkh = Ph{^T-^
Это уравнение относится к случаю установки нагнетателя пе-
ред карбюратором и представляет собой несколько видоизменен-
ное уравнение (119).
При установке нагнетателя после карбюратора следует в этом
уравнении вместо ph брать согласно уравнению (144) давление
Р1=рй₽асч — kph асч< Точно также давление ph должно быть умень-
шено на перепад давления в карбюраторе на новой высоте, т. е.
на величину Дрй. Так как при подъеме на высоту и постоянном
положении дросселя объемный расход воздуха через двигатель, а
следовательно, и скорость, воздуха в карбюраторе остаются почти
постоянными, то можно считать (как будет показано в гл. XXII),
пренебрегая влиянием температуры, что перепад давления в кар-
бюраторе изменяется пропорционально начальному давлению воз-
духа, т. е.
дРл = дАрасч
Ph
/’Лрасч
После вычисления нового давления pkh во всасывающем трубе
проводе эффективная мощность и эффективный удельный расход
топлива вычисляются тем же методом, что и на расчетной высоте
(§ 38—1). При этом работа, затрачиваемая на сжатие воздуха и
повышение его температуры в нагнетателе имеет ту же величину,
что и на расчетном режиме.
Подобный метод расчета является чрезвычайно громоздким.
Вследствие этого им обычно не пользуются, а определяют проте-
кание высотной характеристики на высотах выше расчетной дру-
гим, более простым, но приближенным способом.
На высотах свыше расчетной эффективная и индикаторная
мощности двигателя с нагнетателем изменятся примерно по тому же
закону, что и у двигателя без нагнетателя. Поэтому эффективная
181
мощность Ne двигателя с нагнетателем на этих высотах может
приближенно определяться по следующему уравнению:
ЛС = (Л^ 4-2V )-^-|/ (146)
*расч йрасч ?Ьрьсч ' h
При этом мощности трения на расчетной (Nr ) и рассматри-
Лр,сч
ваемой GWft) высоте могут в данном случае определяться при по-
мощи уравнения (63), а именно:
гЛрасч “ 1 ‘ ' "расчЛ
И
где — мощность трения того же двигателя без нагнетателя на
земле.
Индикаторная мощность на высотах свыше расчетной опреде-
ляется приближенно по уравнению:
Kith (147)
kh ™расч Дйрасч у lh 7
По полученным приближенным значениям эффективной и инди-
каторной мощностей эффективный удельный расход топлива опре-
деляется при помощи обычного уравнения (143):
р _____ r-> Nikh
^kh-40Nekh.
Применяя уравнения П46) и (143) для различных высот,
больших расчетной, определяют вторую часть высотной характе-
ристики.
На фиг. 69 сплошной линией показана высотная характеристика
при номинальном числе оборотов. Для большей ясности на этой
же диаграмме нанесено изменение давления и температуры во
всасывающем трубопроводе.
При помощи уравнения (146) возможно приближенно опреде-
лить также и эффективную мощность двигателя с нагнетателем
при полном открытии дросселя на земле. Эту мощность, назы-
ваемую эквивалентной, двигатель в действительности развивать
не может вследствие тепловых и динамических перегрузок, и она
может служить лишь для сравнения его с другими типами двига-
телей аналогично эквивалентной мощности переразмеренных дви-
гателей. Таким образом приближенное уравнение эквивалентной
мощности двигателя с нагнетателем будет:
Ne. ={Neb (148)
*эхв %асч Лрасч7 Д/грасч Г Л) ,
Б. Расчет высотной характеристики при числе обо-
ротов, не равном номинальному. После расчета высотной
характеристики при номинальном числе оборотов можно рассчитать
182
характеристики и при любом другом числе оборотов. Для этого
следует сначала определить высоту, на которой давление во вса-
сывающем трубопроводе при выбранном числе оборотов и полном
открытии дросселя
будет равно расчет-
ному, т. е. опреде-
лить критическую
высоту при новом
числе оборотов.
Необходимая для
этой цели полная
адиабатическая ра-
бота сжатия при но-
вом числе оборотов
определяется при
помощи уравнения
(116) (считая пере-
даточное число от
вала двигателя к
нагнетателю посто-
янным):
г -1
Так как эта ра-
бота изменяется про-
порционально квад-
рату числа оборо-
тов, то очевидно,
что при увеличе-
нии числа оборотов
сверх номинального
расчетное давление
pk будет получаться
при меньшем „ на-
чальном давлении,
т. е. на большей вы-
соте, чем расчетная.
Таким образом в
этом случае крити-
ческая высота долж-
на получаться выше
расчетной.
При определен-
ной величине пол-
ной адиабатической
работы сжатия урав-
нение (ЮЗ) дает со-
отношение между
давлением и темпе-
ратурой посгупаю-
Фиг. 69. Высотная характеристика двигателя с привод-
ным центробежным нагнетателем. Сплошные линии от-
носятся к номинальному числу оборотов, а пунктирные—
к большему числу оборотов, чем номинальное.
183
щего в нагнетатель воздуха и его давлением на выходе из нагне-
тателя. Так как давление и температура поступающего в нагне-
татель воздуха связаны между собой данными стандартной атмо-
сферы, то при помощи этого уравнения можно определить вы-
соту, на которой полная адиабатическая работа сжатия воздуха
до расчетного давления равна ее величине, вычисленной по урав-
нению (116). Эта высота и будет являться критической для дан-
ного числа оборотов.
В случае расположения нагнетателя перед карбюратором по-
ступающий в нагнетатель воздух имеет (как уже указывалось выше)
то же давление и температуру, что и во внешней среде. Поэтому
на критической высоте
и T^ThK9.
Кроме того, при отсутствии радиатора для охлаждения сжатого
воздуха можно считать, что давление воздуха на выходе из на-
гнетателя равно его давлению во всасывающем трубопроводе, т. е.
P2 = Pk-
Тогда уравнение (103) может быть написано следующим обра-
зом:
fe-i
Непосредственное определение критической высоты из этого
уравнения невозможно. Поэтому задаются несколькими значениями
Фиг. 70., Графическое определение кри-
тической высоты в случае расположе-
ния нагнетателя до карбюратора.
высот и определяют полную ади-
абатическую работу, необходи-
мую для сжатия воздуха на этих
высотах до расчетного давле-
ния. После этого строят зависи-
мость полной адиабатической
работы от высоты и при помощи
полученной кривой, исходя из
заданной полной адиабатической
работы Л’ад, графически опреде-
ляют искомую критическую вы-
соту. Получающаяся при этом
диаграмма приведена на фиг. 70.
г--- После определения критиче-
ской высоты эффективная мощ-
ность и эффективный удельный
расход топлива вычисляются тем
же методом, что и при расчетном
режиме (§ 39—1). Расчет высот-
ной характеристики при новом
числе оборотов точно так же
производится в том же порядке, что и при номинальном числе
оборотов. При этом все величины, относящиеся к работе двига-
теля без нагнетателя на земле, необходимо брать при том числе
оборотов, для которого рассчитывается высотная характеристика.
184
В случае расположения нагнетателя после карбюратора задача
значительно усложняется, так как при изменении числа оборотов
изменяется также и перепад давления воздуха в карбюраторе.
В этом случае давление перед нагнетателем рх на критической вы-
соте будет равно:
Р1=Р"кр~ дЛ'Кр-
Температуру воздуха перед нагнетателем, как и ранее, можно
считать равной температуре внешней среды, т. е.
Л = ^КР-
Таким образом при расположении нагнетателя после карбюра-
тора уравнение (149) принимает вид:
= <1эд
Как будет показано ниже (в главе XXII), перепад давления воз-
духа, при проходе его через карбюратор на критической высоте,
может быть выражен следующим приближенным уравнением:
Ст^ т
д/чР = /<'~Р=:=/<?кр^ > (151)
₽ ^Лкр PhKp
где К' и К—постоянные коэфициенты.
Перепад давления в карбюраторе на расчетной высоте может
быть выражен тем же уравнением:
^Лрасч расч
Таким образом
д _____ д _ Phptc4 ( QsKp \ -
^Р!‘кр Д/%асч Th Ph I Gc ) ’
F F 1 лрасч Рпкр \ '“'•$pac4 /
При постоянном составе смеси можно считать, что
Следовательно,
Gs«p W'feKp
°5расч Nikpec4
7/гкр Рьрасч
= P"p^Thpac4 PhKp
Nib '
«Kp
N7b
‘«расч-
(152)
Таким образом ДрЛкр зависит от Nik , которая, в свою оче-
редь, обусловливается высотой, на которой работает двигатель,
а следовательно, и величиной Дрйкр , входящей в уравне-
ние (150). Вследствие этого прямое определение Д/?йкр невозможно
и задача решается графически. Для этого задаются несколькими
величинами высоты и при помощи уравнения (150) определяют
соответствующие значения Дрй, оставляя £ад и pk постоянными. По-
лученный результат изображают графически, как представлено на
фиг. 71 (кривая 1). После этого для тех же высот определяют при
12 185
помощи уравнения (131) индикаторные мощности, оставляя pk по-
стоянным и считая, что повышение температуры воздуха в нагне-
тателе изменилось по уравнению (118). В дальнейшем из уравне-
ния (152) снова определяются значения Дрйкр, которые наносятся
на ту же диа1рамму (кривая 2, фиг. 71).
Точка пересечения обеих кривых на фиг. 71 дает одновременно
искомую величину критической высоты и перепад давления в
карбюраторе, так как в этой точке найденные величины одновре-
менно удовлетворяют уравнениям (150) и (152).
Необходимо отметить, что при вычислении индикаторной мощ-
ности по уравнению (131) входящее в это уравнение давле-
Фиг. 71. Графическое определение кри-
тической высоты в случае расположения
нагнетателя за карбюратором.
ними, то для этого случая на
считать, что перепад давления
нению:
ние р01 во всасывающем трубо-
проводе
теля нй земле должно браться
с учетом падения давления в
карбюраторе при новом числе
оборотов. Это давление опреде-
ляется по уравнению (145), ко-
торое для нового числа оборо-
тов можно представить в следу-
ющем виде:
Р’о=Ро—(153)
где р'р и Дрд—давление воздуха
во всасывающем
трубопроводе и
перепад давления
в карбюраторе при
новом числе обо-
ротов.
Так как при работе на земле
давление и температура внеш-
него воздуха остаются постоян-
основании уравнения (152) можно
в карбюраторе изменяется по урав-
двигателя без нагнета-
Д”и
ЬРо
откуда имеем:
4=
(154)
где — индикаторная мощность двигателя без нагнетателя на
земле при новом числе оборотов;
М;—индикаторная мощность при расчетном числе оборотов.
Таким образом при помощи уравнений (153) и (154) возможно
определить давление р', необходимое для подсчета индикаторной
мощи эсти.
’86
Изложенный метод определения перепада давления в карбюра-
торе на критической высоте очень сложен. Поэтому при прибли-
женных подсчетах этот перепад давления можно вычислять при
помощи следующего уравнения:
Lpb =Др
г^кр ^«расч \пн ]
После определения &phKp критическая высота определяется при
помощи уравнения (150) тем же методом, что и в случае уста-
новки нагнетателя перед карбюратором. Точно так же все осталь-
ные просчеты производят в том же порядке, учитывая изменение
давления во всасывающем трубопроводе двигателя без нагне-
тателя. Для примера на фиг. 69 пунктирными линиями приведены
высотная характеристика и соответствующее ей протекание давле-
ния и температуры воздуха во всасывающем трубопроводе для
числа оборотов больше номинального.
Пример расчета. Рассчитать и построить высотную характеристику' авиа-
ционного двигателя с приводным центробежным нагнетателем, установленным
за карбюратором, для двух значений чисел оборотов: для расчетного (номиналь-
ного) числа оборотов — n.t = 1700 об/мин. и для « = 1500 об/мин.
Заданные величины:
Расчетная высота Лрасч = 4000 м.
Требуемая эффективная мощность
на расчетной высоте — Ne =
fcf.JCM
= 8S0 л. с.
Число цилиндров — 12.
Степень сжатия е — 6.
Диаметр пилиндпа — 160 мм.
Ход поршня — 187 мм.
Коэфициент избытка воздуха
а = 0,9.
Эффгктивный удельный расход
топлива у земли Се — 0,230 кг[л. с. ч.
(при номинальном числе оборотов).
Механический к. п. д. двиггтеля
без нагнетателя у земли т;т = 0,86
Фиг. 72. Внешняя характеристика двигателя
без нагнетателя.
при пн = 1.00 об/мин.
Среднее индикаторное давлениеPiQ^ 10,4 кг/см2 (при пн = 1700об/мин.). Внеш-
няя характеристика тою же двигателя, но без нагнетателя, приведена на фиг. 72.
Расчет высотной характеристики при пн — 1700 об/мин.
1) Определение расчетного давления за нагнетателем рь.
Первоначально требуется определить расчетное давление за нагнетателем рь
необходимое для получения заданной мощ юсти на расчетной высоте. Для этого
должна быть построена кривая зависимости А^=/(Рд), при Лрасч =; 4000 м, по ко-
торой графически находится значение р^ сеотвеюгвующее заданной расчетной мощ-
ности ДС. = 830 л с.
«расч
Эффективная мощность Ne определяется по видоизмененному уравнению (142)
(стр. 173):
Ne =*Ni +N:^=^-Nr -Ne,
U * « 2pz _ о
187
где по уравнению (131):
Nl =Ns-^-
k 0 Po.
Определяем величины, входящие в последнее уравнение.
Учитывая расположение нагнетателя (между карбюратором и двигателем) и
пользуясь для этого случая уравнением (144), определяем значение р01.
Принимая Дро = 0.05 кг[см?, получаем:
рГ1 = 1,03 — 0,05 — 0,98 кг/см2.
Считаем:
Т01=Т0= 288' Ц.
Температура смеси Tk на выходе из нагнетателя определится из уравне-
ния (113):
Pk~ ^/грасч + А?’-
Пользуясь уравнением (111), получаем:
fe-i
ДТ = 7), 17 Pk А —11
На расчетной высоте Лрвсч = 4000 м имеем (по стандартной атмосфере)
ph — 462 мм рт. ст. нлн 0,63 кг/см2 и 7/г=262' К абс.; принимаем ДДйрасч =
= 0,05 кг/см2.
Тогда
Ph — Дрлрасч = 0,63 — 0,05 = 0,58 кг! см2.
Следовательно,
К1 05 10,285 1
3g.) — 1] = 48,5°Ц.
Значение >}ЙД может получаем: быть принято равным 0,6. Тогда по уравнению (112) дг_12ад._^._8]о ц V 0,6
Следовательно, Тк = + Д Т = 262 + 81 = 343" Ц.
По внешней характеристике (фиг. 72) при п =. 1700 об/мин. имеем Ne =
= 765 л. с. Поэтому 0 N; = = Л.С. 0 7lmfl 0,8b
Подставляя полученные значения, находим:
л,',=8М^Г -б-V/ 0^ V 5 ,1,05 = 890-1,07• 0,915 • 1,065 = 925 л. с. г б4о о — 1
Для определения Ne^ требуется знать помимо N; величины Nc и Nr .
Мощность Nc, затрачиваемая на нагнетатель, определяется по уравнению (109);
с 75 т)с
где
CioNi <*L0
Gs=—w~Ke'ceK-
188
Приник м £п=14,9 «г.
Так как
С1в = Сео — 0,230-0,86 = 0,198 лг/л. С. ч.,
то
0 198 - О 9.14 9
Gf = - ° Х’,л N, - 0,00074 Ni = 0,00074 925 = 0,685 кг/сек.
3600 A k
J СР Тцп. Таблица 3
ад Д Принимая Ср = 0,24, получаем: Pk м •
0,24-48,5 ,
Аад = = 5000 кг-м/кг.
427 1,05 925 79 738
Задаемся значением т1ГПс для нагнетателя: 1,15 1005 102 795
Чстс= 0,965. 1,25 1083 120 855
Тогда
Чс=ЧаяЧя1с= 0,6-0,965 = 0,58.
Таким образом мощность, затрачиваемая на нагнетатель, будет:
7VC=
0,685-5000
75-0,58
= 79 л. с.
Величина выигрыша в мощности трения (вследствие изменения работы насос-
ных ходов) на расчетной высоте
w = .1.03 - о,бз 8до = 17 с.
'° 2Pi0 2-10,4
(Постоянна для всех значений р/{ на данной расчетной высоте Дра{:ч)
Входящее в последнее уравнение
среднее индикаторное давление опре-
делено из соотношения:
_ 900 _ 900/V,-o
Р‘о п 14 , тг£>2.
Л ni—г- i
4
900-890
itL. * 6^
1700- 12-^Цг- 1,87
4
= 10,4 кг/см2.
Мощность трения двигателя без
нагнетателя будет:
= Ni() — ^= 890 — 765 = 125 л. с.
Фиг. 73. Диаграмма для определения
расчетного давления рь.
Эффективная мощность Ne^ при
Л = 4000 м и рА = 1,05 кг!см2 будет:
N _ N. । N .fL- — Nr - Ac = 925 +17 —125 - 79 = 738 л. c.
k ‘k ‘o 2p/o
Аналогично определяются значения Ne для />£=1,15 кг/см2 и pk = 1,25 Kijckfl.
k
Результаты расчета приведены в табл. 3.
Кривая Ne = f(Pk). построенная по данным расчета, приведена на фиг. 73;
по кривой определяется величина требуемого давления за нагнетателем для полу-
чения эффективной мощности Ne =830 л. с:.
Арасч
Pk— 1,21 кг/см2.
189
Исходя из найденной величины рк, производят проверочный просчет Ne
*расч
осуществляемый при помощи использованных ранее уравнений:
т [7__________£*________у-285 _ i 1 262 \(аГ _ 1]
ГЛрЯсч Црйрасч - А РйраСч ) J |Д 0,58 J J
А 7 ~ ~ 0,6
= > = 03- ц.
и ’
7* = Тд-]-Д7 = 262 + 103 = 365“ Ц абс.
Тогда
6 о.бз
= 890 1/ ~«------------1?L= 890-1,095-1,08 = 1050 л. с.
и,Оо Г ООО о — 1
Gs = 0,00074-1050 = 0,78 кфек- 1ад= 102,5-62 = 6350 кг-л/кг;
_ 0,78-6350
^грасч 75-0,58 — 1 4 Л' С‘
По предыдущему A2Vi()=17 л. с.
№ = 1050 +17 - 114 —125 - 828 л. с.
Лрасч
Таким образом полученная величина Ne отличается от заданной на 2 л. с.
Лрасч
(~О,25°/о), что вполне допустимо.
2) Определение эффективной мощности Ne п р и Л <Лп„в
kh
a) h = 0 (земля). В этом случае уравнение для определения индикаторной мощ-
ности Ni принимает вид;
«о
Так как перепад температуры Д7 осгается таким же, как и на расчетной вы-
соте, т. е. равным 103' Ц ас6, То
= Го + Д7’= 288 + 103 = 391’ Ц.
Отсюда
_ - _ 17 W
j 21 /^288 г 191”
\= 890 W 391 “бТТГ— = 890-1,06.1,025 = 968 л. с.
По предыдущему
Gs = 0,00074 К{ =z0,00074-968 — 0,716 кг/сек.
Адиабатическая работа сжатия 1 кг воздуха при постоянном числе оборотов
остается прежней, т. е. равной ее значению на расчетной высоте:
Мощность нагнетателя
£ ад =6350 кг-м/кг.
7VC=
?5llc
__ 6350-0,716
~~U58-75 ’
=104 л.
с.
190
Величина выигрыша в мощности Трения вследствие изменения работы насос-
ных ходов равна на земле нулю. Поэтому
Не — 7^-^ = 968-125-104 ^740 л. с.
ko ko
б) h~ 2000 м.
На высоте h — 2С00 м по стандартной атмосфере имеем:
/>й = 596 мм рт. ст. (0,81 кг/см2)
Th = 275° Ц.
Так как по прежнему А Г =103° Ц, то
7* = 275+ 103 = 378° Ц
и -----
_ fi_17 °-81
1 21 Г288 ° г 1 21
N/^ = 890 ’ б>98 У 378 6—1 =890-1,08-1,05 = 1010 л. с.
Gs= 0,00074-1010 = 0,75 кг/сек-, ,
£ад = 6350 кг-м/кг и Nc = 685^ °^5 =110 л. с.
Величина выигрыша в мощности трения на этой высоте будет: ,
г-10
N. =1010 + 9 — 125— 110 = 784 л. с.
kh
Как видно нз кривой изменения 7Ve^ по высоте (фиг. 74), значение этой
мощности лежит на прямой, соединяющей значения Ne и Ne . Поэтому
Арасч ftp
обычно не определяют значений для высот ниже расчетной, а проводят пря-
kh
мую между двумя точками Ne и Ne .
Арасч ft
3) Определение эффективной и индикаторной мощностей
V %Прй ">ЛР--
a) h = 6000 м. Для высот, больших расчетной, эффективная мощность опреде-
ляется по уравнению (146):
Ne =(Ne +^
kh \ Арасч йрасч уРЛрасч 'Л h
Мощность трения на высоте лрасч и h определяется по уравнению (63):
Nr = /%[1-¥(1-дАрасч)];
Лрасч
7V,ft=tf,0[l-?(!-*„)].
Для йрасч = 4000 м величина
л _ 4 62 -i Г288_ л да
ДЛрасч — 7bt) У 262 ~ °’64*
Мощность трения на расчетной высоте определяем, принимая « = 0.32, по при-
веденному выше уравнению:
Г1 - <? (1 - д/грасч )] = 125 [1 - 0,32 (1 - 0,64)] =
Лрасч
= 125-0,885=110 л. с.
181
Аналогично
Л/,й = Л^011-9(1-Ш
При Л =6000 м имеем: рй = 354 мм рт. ст., Гй = 249° Ц и Дл = 0,501 (по таблице
стандартной атмосферы). Тогда
N = 125 [1 — 0,32 (1 — 0,5)] = 125-0,84 = 105 л. с.
N =(828+ 110)105 = 938-0,765-1,025-105 = 735— Ю5 = 630л.с-
1 1 462 У 249
Индикаторная мощность для высот, больших расчетной, определяется по урав-
нению (147):
Ni -Nt ,
lih *расчрйрасч lh
Л'^==10501§1^ |§ = 1050-0,765-1,025 = 825 л. с
6) h — 8000 м. На этой высоте: р), = 267 мм рт. ст.; Th = 236° Ц и Дй = 0,389.
Мощность трения:
Nr — 125 [1 — 0,32 (1 — 0.39)] = 0,805-125 = 101 л. с.
192
— 101 = 938 0,58-1,052 - 101 = 472 л. t.
+ 1101 462
N, = 1050-0,58-1,052 = 640 л. с.
kh
4) Определение эффективного удельного расхода те ил и в а
Эффективный удельный расход топлива Се на всех высотах определяется по
уравнению (143): *л
Подставляя значения 65=0,198 кг/л. с. ч., Nt и Ne для всех высот при
о kh kh
п = 1700 об/мин., получаем результаты, сведенные в табл. 4.
Таблица 4
h м 0 2000 4000 6000 8000
N‘kh л-с- 968 1010 1050 825 640
N л. с. ekh 740 781 828 630 472
$ S * а? 1,31 1,29 1,27 1,31 1,35
cekh кг!л-с-ч- 0,260 0,256 0,252 0,260 0,268
Вычисленные значения величин Ne и Се для земли и высот наносятся
• kh kh
на диаграмму; в дальнейшем на диаграмме по найденным точкам проводятся кри-
вые, которые дают требуемую высотную характеристику при пя = 1700об/мни. Эта
характеристика приведена на фиг. 74.
Расчет высотной характеристики при числе оборотов = 1500 об/мин.
1. Определение критической высоты точным методом.
г кр
Адиабатическая работа при новом числе оборотов L д определяется из уравне-
L' —L
где
L =6350 кг-м/кг;
ад расч ' ’
, /1500 \а
Дад = 6350 ( J7QQ ) — 6350-0,78*= 4950кг-м[кг.
В дальнейшем необходимо методом графического решения найти Арлкр
и Лкр. С этой целью для нескольких произвольно выбранных значений высот Л
при помощи уравнения (150):
Л-1
=RTh ) “ *] ’
13 Общ. курс авиадвигателей 1360 1^3
необходимо вычислить значения kph при постоянны*: Р*=1,21 кг/см* И
д' =б35о кг-м/кг. В результате расчета получается кривая ph—f(h).
аД В дальнейшем для тех же значений высот определяются величины ДрЛ по урав-
нению (152):
т „ / Ni \»
'Лкр РЛрасч ( Лкр I
дРд=^Арас, .
r г Лргсч
Получается новая кривая
вой кривой дает точку, позво.
Величина индикаторной 1
деляется по уравнению (131):
Фиг. 75. Диаграмма для определения
величин ЛрлКр и h .
Результаты всех подсчетов све
фиг. 75.
ости ph—f(h), пересечение которой с пер-
определить Дрйкр и hKp.
и Ni , входящая в уравнение (152), опре-
*кр
Г— •-
Pk 1/ ^01 ' Pk
NtkK=N'^r 77-^1—
Все расчеты производятся в следующем
порядке:
а) Определение &ph—f(h) при £'ад =
= 4950 кг-м/кг и pk—1,21 кг/см3.
Задаваясь значением высоты h — 3000 м,
для которой рй = 526 мм рт. ст. или 0,716
кг/см3 и Th— 268,5’ Ц, имеем согласно
уравнению (150):
fe-i
Г/ 121 \0,285 Т
= 102,5-268,5 ( *' . - - -1 =
L' 0,716 — bph) J
= 4950 кг-м/кг-,
! 121 \0,285
(<Щб-дй) -' = »•>” - *»=
= 0,033 кг/см3.
Аналогичные расчеты производятся для
высот h = 2500 м и h = 2000 м.
ты в табл. 5 и изображены кривой 1 на
Таблица 5
h м 2000 2500 3000
hph кг/см3 0,124 0,079 0,033
б) Определение Ni и &рь =
Акр
= / (М >’ Рл)для h 33 2000, 2500 и 3000 м.
k
Задаваясь теми же значениями Л,
определяем сначала из уравнения
(131):
е — 1
Входящее в это уравнение давление р01 находится по уравнению (153):
Роа=Ро-дРо-
104
Перепад давления в карбюраторе у земли Др0 вычисляется по уравнению (154):
дРо = ^о^;
'о
Д/?о = 0,05 кг/см? и = Nt'Q + Nr’o.
Из внешней характеристики имеем: Ne = 660 л. с.;
Следовательно,
ЛРо = дРо
Ni0 = 660 + 97,5 ре 758 л. с.; Л,-о = 890 л. с.
758 у
890/
= 0,05-0,725 = 0,036 кг/см*
pOi = 1,03 — 0,036 — 0,994 кг! см2.
Температура Tk=Th-\- ЬТ, где Д7' определяется по уравнению (118):
ДГ = ДГ{-5-.у= 103-0,78 = 80’ Ц.
Для высоты А = 2000 м имеем:
Тк = 275 4-80 = 355° Ц.
Тогда
___б_ ’’У 0,812
^Ь=758-О^У Hi--------------—2^ = 758-1,218-0,902-1,06=880 л. с.
кп и,aw* г 355 6 — J
Аналогично для других значений высот h вычисляются величины , приве-
денные в табл. 6. k
Таблицаб Таблица 7
[А м 2000 2500 3000 А м 2000 2500 3000
Nikh -С- 880 885 890 Дрл кг/см2 0,0285 0,0305 0,0325
Перепад давления в карбюраторе ДрА при h = 2000 м и N, = 880 л. с.
kh
будет:
^Ph ^Рйрвсч
Th
ТДрасч Ph
APft = 0,05|^62 . (^Л2 =0,05-1,05-0,77-0,705 = 0,0285 кг/см*.
zo2-a9o \10oU/
Значения ДрА для различных высот h даны в табл. 7.
Построенная по этим значениям новая кривая 2 и кривая 1 (фиг. 75) пе-
ресекаются в точке, где рАкр = 0,032 кг/см2 и Акр = 3010 м.
Округляя, получаем Акр = 3000 м.
2) Определение Акр приближенным методом. В этом случае пере-
пад давления в карбюраторе определяется по уравнению (стр. 187):
АДйкр АРдрасч >
Дрдкр = 0,05 (~)2= 0,039 кг/см2.
195
Задаваясь различными значениями высоты h, определяют адиабатическую
работу 7.'д по приведенному выше уравнению:
> Г/Р» \°>285 1
I-=102’57'd(s=fc) -1]
Для высоты Л = 3000 м
д' =102,5-268
®д
К 1,21 \0,285 I
0,716 — 0,039/ ~ 1 J = 4920 кг-м/кг.
Аналогичные расчеты для других высот дают результаты, приведенные
в табл. 8 и на кривой L.'a& — t(h), представленной на фиг. 76.
Фиг. 76. Диаграмма для прибли-
женного определения Лкр.
Таблица 8
h м 2500 3000 3500
Ь'^кг-м/кг 4400 4920 5500
Из кривой, приведенной на фиг. 76, для
располагаемой Дад=4950 кг-м/кг получаем
Л п= 2975 м.
кр
По точному методу расчета Лкр= ЗОЮ м:
т. е. разница в определении Лкр составляет
35 м, т. е. около 1%.
Поэтому вместо сложного точного метода
вычисления можно пользоваться приближен-
ным методом определения критической вы-
соты, который, как видно из сравнения, дает
вполне допустимую ошибку.
3) Определение эффективной мощности на критической
высоте и на высотах меньше и больше критической, а) Для
критической высоты Л = 3000 м.
Из предыдущих расчетов имеем:
Nt =890 л. с.; 7.„„=4950 кг-м/кг', N. =97,5 л. с.;
/гкр ад ' ’ г0 >
Os = 0,00074-890 = 0,66 кг/сек-,
4950-0,66 „
Nc= 0,58-75 ~~75 Л-с-
Выигрыш в мощности трения на этой высоте равен:
дг Рйрасч
2f/o
"« -10 4 Е22.1^8 = 10,0 кг/см*
’1500 890
Р. =р. _2L
'° п N.
'Акр
до Ро Рлрасч
'° ч
^Лкр= 890 + 12 — 75 — 97,5 = 730 л. с.
1'03~i^Zl£ 758 = 12 л. с.;
1D6
б) Для Л = 0; Th = T0 = 2^ Ц и Tk = 288 + 80 = 368” Ц;
6 у/~Тоз
Н, =S /1 6-1'’'2' 758= 1.^8-°№-1.<И-75в = М0 л. «,
*0
G, = 0,00074-840 = 0,62 кг! сек-,
4950-0,62 „Л е
Nc“ 0,58-75 — 70«5л-с-;
N,. =840-97,5-70,5 = 672 л. с.
до
в) Для h = 5000 м имеем ph = 405 мм рт. ст.,
Th — 255,5° Ц и ДЛ = 0,565.
По предыдущему для высот больше критической получаем:
Nek,r{Nfk
kh якр r PhKp Jh h
^кР=/%[i —* а— дмЛ ^кР= 97>5 и -°>32 с1 -°»718м =
= 97,5-0,91 = 89 л. с.
Nrh = КГо [1 - <? (1 — ДЛ)] = 97,5 [1 — 0,32 (1 - 0,565)] = 97,5 • 0,863 = 84 л. с.;
N. = (730 4- 89) —1/ 4SI4-- 84 = 819-0,77-1,025 -84 = 646-84 = 56 л. с.;
kh 0-0 т ZOO,О
N{ Nt =890-1,025-0,77 = 704 л. с.
kh kKPPhKp ' Th kh
г) Для h = 8000 м имеем:
Д/г^0,39; pft = 267 мм рт. ст. и 7'Л = 236” Ц;
Nr = 97,5 [1 - 0,32 (1 — 0,39)] = 97,5 • 0,805 = 78 л. с.;
h
Ne =81э|^1/' 78 = 819-0,508-1,07 — 78 =366 л. с.,
ekh 526 у 236
N, = 890-0,508• 1,07 = 485 л. с.
kh
4) Определение эффективных удельных расходов топлива.
Аналогично предыдущим расчетам при лн определение эффективных удельных
Расходов топлива производится по уравнению:
Nt Ni
Се =Ct тт^- = 0,198
kh о Ne
kh kh
Величины Ni и ‘kh ведены в табл. 9. Ne и результаты подсчетов kh Таблица 9 Се для n = 1500 об/мин. при- kh На этом заканчивается рас- чет высотной характеристики при числе оборотов п = 1500 об/мин., после чего строятся соответствующие кривые, при- веденные на фиг. 74. 2. Внешняя характе- ристика. Внешней харак- теристикой двигателя с нагнетателем обычно на-
h м 0 3000 5000 8000
N,k л. с. 840 890 704 485
N‘kh 672 730 562 366
1,25 1,22 1,25 1,31 зывается зависимость его эффективной мощности и
эффективного удельного расхода топлива от числа оборотов на земле при постоянном давлении во всасывающем трубопро-
CtkhK2lA.C.4. 0,247 0,242 0,248 0,260
воде за нагнетателем или при полном открытии дросселя (по-
следнее относится к тем числам оборотов, при которых нагне-
татель не дает требуемого давления). Это постоянное давле-
ние обычно берется равным его расчетной величине. Некото-
рые двигатели могут кратковременно работать на земле с бо-
лее высоким давлением, чем расчетное; это давление называется
максимальным pk м. В этих случаях внешняя характеристика должна
соответствовать работе двигателя при постоянном максимальном
давлении во всасывающем трубопроводе за нагнетателем; однако,
кроме того, обычно дается изменение эффективной мощности и
удельного расхода топлива также и при расчетном давлении рк.
Внешняя характеристика для расчетного давления во всасываю-
щем трубопроводе может быть очень просто получена из высот-
ных характеристик, рассчитанных для нескольких чисел оборотов.
Так как на этих характеристиках эффективная мощность на земле
определяется при одном и том же расчетном давлении во всасы-
вающем трубопроводе, то для получения внешней характеристики
достаточно эти земные мощности и соответствующие им эффектив-
ные удельные расходы топлива отложить в зависимости от числа
оборотов и провести через найденные точки кривые.
В том случае, когда высотных характеристик двигателя не
имеется, а известен лишь его расчетный режим, эффективные мощ-
ности и удельные расходы топлива на земле определяются тем же
методом, что и при расчете высотных характеристик. Однако при
этом не требуется находить критические высоты, так как они не
влияют на мощность и расход топлива двигателем на земле.
Расчет внешней характеристики при максимальном давлении
производится при помощи тех же уравнений, с той лишь разницей,
что в них вместо расчетного давления рк следует вставлять макси-
мальное давление рАм; температура 7^ и работа Lc остаются неизмен-
ными, так как они не зависят от степени дросселирования воздуха.
Внешняя характеристика при расчетном давлении pk (1,12 кг;смг)
приведена на фиг. 77 (сплошная линия). Для сравнения там же
19
пунктирной линией изображена внешняя характеристика для того
же двигателя, но без нагнетателя. Обе характеристики относятся
к работе двигателя при постоянном составе смеси. Как видно,
эффективная мощность двигателя с нагнетателем с увеличением
числа оборотов возрастает менее сильно, чем эффективная мощ-
ность двигателя без нагнетателя, а при большом повышении числа
оборотов даже начинает уменьшаться. Это объясняется тем, что
полная адиабатическая работа сжатия и перепад температуры
воздуха в нагнетателе увеличиваются пропорционально квадрату
чисел оборотов. Вследствие этого температура поступающего
в цилиндры воздуха Tk()
и затрачиваемая на на-
гнетатель мощность NCq
повышаются, что приво-
дит к относительному
уменьшению эффектив-
ной мощности двигателя.
Для большей наглядности
на фиг. 77 приведено из-
менение так же и этих
величин.
• Абсолютные значения
эффективной мощности
двигателя с нагнетате-
лем могут быть больше
или меньше мощности
двигателя без нагнетателя
в зависимости от выбран-
ной величины как расчет-
ного давления во всасы-
вающем трубопроводе,
так и расчетной высоты.
Однако при современных
значениях этих величин
(высотность 3500—4500м;
pk = 1,1 — 1,20 кг/см1),
мощность двигателя с
нагнетателем на земле
обычно бывает меньше.
Эффективный удель-
ный расход топлива дви-
гателя с нагнетателем
(сплошная линия на
Фиг. 77. Внешняя характеристика двигателя с на-
гнетателем при расчетном давлении рк во всасы-
вающем трубопроводе (сплошные линии) и внеш-
няя характеристика того же двигателя без нагне-
тателн~(пунктирные линии).
фиг. 77) всегда выше, чем
у двигателя без нагнетателя (пунктирная линия на фиг. 77), и при по-
вышении числа оборотов возрастает более интенсивно. Эта зависи-
мость является результатом затраты мощности на нагнетатель, кото-
рая при увеличении числа оборотов становится более значительной.
Как и для двигателей без нагнетателей, откладываются иногда
в зависимости от числа оборотов не только эффективная мощность
109
и эффективный удельный расход топлива при работе на земле и
расчетном давлении pk, т. е. внешняя характеристика, но также
изменение этих величин при работе на различных высотах. Послед-
ние данные точно так же берутся из высотных характеристик и,
следовательно, соответствуют на высотах, меньших расчетной или
критических высот, работе двигателя при одинаковом давлении
во всасывающем трубопроводе за нагнетателем, а на больших
высотах — работе при полностью открытом дросселе.
Пример подобной диаграммы эффективной мощности для дви-
гателя Кестрел VI завода Ролльс-Ройс и метод получения ее
из высотных характеристик приведен на фиг. 78. Характер изме-
нения эффективной мощности двигателя с нагнетателем по числу
оборотов резко различен в зависимости от того, достигнуто ли
Фиг. 78. Диаграмма эффективных мощностей на различных высотах
для двигателя Кестрел VI завода Ролльс-Ройс и метод ее получения
из высотных характеристик. Расчетное давление = 1,138 кг/см3;
Лрасч = 3300л.
расчетное давление во всасывающем трубопроводе или нет. В том
случае, когда это давление не достигнуто, увеличение числа обо-
ротов сопровождается повышением давления поступающего в
цилиндры воздуха, так что эффективная мощность сильно воз-
растает. По достижении расчетного давления дальнейшее повыше-
ние числа оборотов связано с необходимостью дросселировать
двигатель для поддержания этого давления постоянным. В этом
случае эффективная мощность увеличивается очень мало или даже
может несколько уменьшаться.
На фиг. 78 кривая для высоты в 6000 м относится к условию,
когда на имеющемся интервале числа оборотов расчетное давление
не достигается. При работе на расчетной высоте в 3300 м оно
достигается впервые при расчетном числе оборотов в 2500 об/мин.,
а при работе на земле наблюдается на всех числах оборотов.
3. Винтовая характеристика. Винтовой характеристикой двига-
теля с нагнетателем называется зависимость эффективной мощности
и эффективного удельного расхода топлива от числа оборотов
для двигателя, нагруженного винтом, подобранным при условии
получения расчетных условий работы двигателя. При этом подбор
200
Фиг. 79. Винтовая характеристика двигателя Ис-
пано-Сюиза 12 Ydrsj-Дд, = 1,2 кг[см3 (880 мм рт.ст.);
РйШах ~ 1,3 KZlCMi (96° М Ч Рт- ст‘); Лрасч = 2400 м-
и„„_я производят, исходя из расчетного режима двигателя, так
п п отличие от других типов двигателей винтовая характеристика
чт° ГТавляет собой кривую используемых мощностей не на земле,
аРна расчетной высоте.
Для получения изменения эффективной мощности по винтовой
характеристике нужно нанести на диаграмму расчетную мощности
р расчетном числе оборотов и из точки расчетного режима
провести кубическую параболу, как это показано на фиг. 79, где
приведена винтовая характеристика двигателя Испано-Сюиза
12 Ydrsv Точно так же изменение эффективного удельного расхода
топлива получают исходя из величины его на расчетном режиме.
При этом расчет изменения эффективной мощности и эффектив-
ного удельного расхода
топлива можно произво-
дить тем же методом, что
и для невысотного дви-
гателя, но с учетом влия-
ния работы нагнетателя.
Следует отметить, что
эффективный удельный
расход топлива по вин-
товой характеристике у
двигателей с нагнетате-
лями протекает иначе,
чем у двигателей без на-
гнетателей. Это является
результатом резкого по-
нижения затрачиваемой
на нагнетатель мощности
при уменьшении числа
оборотов, вследствие
чего суммарный механи-
ческий к. п. д. (с учетом
затраты мощности на на-
гнетатель) увеличивается
или падает менее сильно,
чем у двигателей без на-
гнетателей.
На расчетном режиме двигатель в большинстве случаев может
работать непрерывно в течение 1 часа. Поэтому такой режим
является для двигателя номинальным, а расчетная эффективная
мощность и число оборотов могут называться номинальными.
Эксплоатационный режим, как и в случае невысотных двига-
телей, соответствует работе двигателя по винтовой характеристике
при 0,9 номинальной мощности.
Максимальный режим двигателей с нагнетателями сильно
отличается от максимального режима двигателей других типов.
Так как максимальный режим имеет основное применение в усло-
виях взлета, то его относят к работе двигателя на земле. Однако,
как видно из уравнения (77), мощность, поглощаемая винтом, при
прочих постоянных условиях изменяется пропорционально удель-
801
ному весу воздуха. При этом условии кривая мощности винта у
земли изобразится на диаграмме винтовой характеристики
соответственно выше кривой изменения мощности на расчетной
высоте, как это показано на фиг. 79. Точка пересечения этой
кривой с внешней характеристикой двигателя дает эффективную
мощность и соответствующее ей число оборотов, которые двига-
тель будет иметь на земле при максимальном или расчетном
давлении во всасывающем трубопроводе (в зависимости от того,
имеет ли двигатель или нет). Этот режим двигателя и яв-
ляется максимальным при работе на земле.
В двигателях, не допускающих максимального давления во
всасывающем трубопроводе (Испано-Сюиза 12 YdrSj, Райт Циклон
SR-1820F3 и др.), максимальный режим является не более напря-
женным, чем номинальный. Вследствие этого двигатель может
работать на максимальном режиме не менее длительный срок, чем
на номинальном.
В двигателях, имеющих максимальное давление во всасываю-
щем трубопроводе, величина его обычно бывает на 10—30%
больше расчетной. В этом случае непрерывная работа двигателей
с нагнетателями на максимальном режиме разрешается не свыше
2—3 мин., как и для переразмеренных двигателей.
Математическая связь между номинальным и максимальным
режимами устанавливается из указанных выше соображений.
Согласно уравнению (77) при постоянном коэфициенте мощности
винта ₽, мощность, поглощаемая данным винтом, зависит лишь от
удельного веса воздуха и числа оборотов. Для номинального
режима, учитывая равенство мощности, развиваемой двигателем
и мощности, поглощаемой винтом, последняя может быть выра-
жена уравнением:
NB„ = M -=Kyh и3,
и Ан расч н
где К— постоянный коэфициент.
В случае максимального режима имеем:
Взяв отношение этих двух уравнений, получаем:
^еъ То /лтах
"max ________[ __
"'"лрасч \ пн
ИЛИ
При допустимых значениях pftmaj[ максимальная мощность обычно
бывает лишь немного выше номинальной. Вследствие этого
увеличение удельного веса воздуха приводит к тому, что макси-
мальное число оборотов получается значительно меньше номи-
нального.
Увеличение числа оборотов винта, обусловленное уменьшением
удельного веса воздуха при подъеме на высоту, называется
раскруткой.
SO?
Помимо максимального режима на земле (взлетного режима)
некоторые заграничные заводы дают максимально допустимое
Фиг. 80. Изменение эффективной мощности по внешней и винто-
вой характеристикам двигателя Кестрел VI завода Ролльс-Ройс.
= кг1см\ Ph 1Д38 кг/см2; Лрас, == 3300 м.
число оборотов птаХд, как и для двигателей без нагнетателей. Это
число оборотов не может быть превышено ни при каких условиях
работы двигателя.
Как уже указывалось выше, понятие внешней и винтовой
характеристик для двигателей с нагнетателями точно не установ-
лено. Точно также не установлены и режимы работы двигателя,
что особенно относится к случаю работы на земле. Поэтому
данные, сообщаемые отдельными заводами о своих двигателях,
отличаются некоторыми особенностями. Для примера на фиг. 80
приведено (по данным завода) изменение эффективной мощности
по внешней и винтовой характеристикам для двигателя Кестрел VI
завода Ролльс-Ройс. Как видно, внешняя характеристика дается
для расчетного и максимального давлений во всасывающем
трубопроводе. Основной особенностью является максимальный
(взлетный) режим. В этом случае учитывается увеличение коэфи-
циента мощности винта ₽ [уравнение (77)], которое имеет место при
условиях взлета. Вследствие этого максимальное число оборотов
получается меньше, чем в том случае, когда исходят из урав-
нения (155).
§ 41. ДВИГАТЕЛИ С ВЫКЛЮЧАЮЩИМИСЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫМИ
НАГНЕТАТЕЛЯМИ. ДВУХСТУПЕНЧАТЫЕ НАГНЕТАТЕЛИ
При недостаточно высоком расчетном давлении во всасывающем
трубопроводе мощность двигателя с нагнетателем на земле меньше
мощности двигателя без нагнетателя. Это получается вследствие
затраты мощности на нагнетатель и более высокой температуры
поступающего воздуха. В этом случае целесообразно применять
выключающийся нагнетатель, который на земле не приводится
во вращение двигателем, а включается в наиболее выгодный
момент, после подъема на некоторую высоту, которую можно на-
звать высотой включения hBK.
Если считать, что при выключенном нагнетателе воздух через
него не проходит, то высотная характеристика и высота включе-
ния могут быть получены следующим методом.
На диаграмме строят высотные характеристики при номиналь-
ном числе оборотов как для двигателя без нагнетателя, считая
его невысотным, так и для двигателя с нагнетателем, считая
последний невыключающимся. Эти характеристики приведены на
диаграмме, представленной на фиг. 81, где пунктирные кривые
относятся к высотной характеристике двигателя без нагнетателя,
а тонкие кривые — к высотной характеристике двигателя с невы-
ключающимся нагнетателем. Расчет этих характеристик производится
при помощи обычных уравнений (§ 33 и § 40—1).
Точка пересечения обеих кривых эффективной мощности опре-
деляет высоту включения hBK, так как на меньших высотах двига-
тель без нагнетателя развивает большую мощность, чем двигатель
с нагнетателем, а на больших высотах—наоборот.
Высотная характеристика двигателя с выключающимся нагнета-
телем изображена на фиг. 81 сплошной толстой линией. На той
же диаграмме представлены толстыми линиями (для двигателя с
выключающимся нагнетателем) изменение давления pk и темпера-
туры Тк во всасывающем трубопроводе, а также изменение
эффективного удельного расхода топлива Се. Как видно, давление
при увеличении высоты сначала падает, а после включения нагне-
204
4>ятрлй достигает расчетной величины. Последняя поддерживается
постоянной до расчетной высоты, после чего давление начинает
снова уменьшаться. Температура воздуха сначала падает, затем
пои включении нагнетателя резко увеличивается, а в дальнейшем
начинает непрерывно уменьшаться, так как дросселирование не
влияет на повышение температуры воздуха в нагнетателе. Эффек-
тивный удельный расход топлива при включении нагнетателя
резко увеличивается вслед-
ствие затраты части инди-
каторной мощности на вра-
щение нагнетателя.
В том случае, когда при
выключенном нагнетателе
воздух продолжает через
него проходить, мощность
двигателя заметно умень-
шается за счет падения ко-
эфициента наполнения,
обусловленного гидравли-
ческим сопротивлением на-
гнетателя. При этом усло-
вии выключать нагнетатель
полностью нецелесообраз-
но; поэтому практически
ограничиваются изменением
передаточного числа пере-
дачи на нагнетатель, так
что последний вращается
на земле со сравнительно
небольшой скоростью, до-
статочной для получения
примерно атмосферного да-
вления на выходе из нагне-
тателя. В этом случае вы-
сота включения несколько
понизится, однако ее изме-
нение очень невелико и при
приближенных подсчетах
его можно не учитывать.
Интенсивность сжатия
воздуха в нагнетателе обу-
словлена окружной ско-
Фиг. 81. Расчетная высотная характеристика
двигателя с выключающимся приводным цен-
тробежным нагнетателем.
ростью колеса и гидравли-
ческим к. п. д. нагнетателя [уравнение (114)]. Существующие пре-
дельные значения этих величин ограничивают повышение расчетной
высоты и расчетного давления В тех случаях, когда требуе-
мое сжатие воздуха В нагнетателе с одним колесом (в одно-
ступенчатом нагнетателе) осуществлено быть не может, применяют
последовательное сжатие воздуха в двух нагнетателях. Обычно эти
два нагнетателя объединяются в одно конструктивное целое, причем
получающийся агрегат называется двухступенчатым нагнетателем.
205
Для расчета характеристик двухстепенчатый нагнетатель можно
рассматривать как обычный центробежный нагнетатель и при-
менять те же методы и уравнения, что и ранее. Двухступенчатый
нагнетатель, как и одноступенчатый, может делаться выключаю-
щимся. Однако при некоторых значениях расчетного давления рк
является целесообразным выключать на земле не весь нагнетатель,
а лишь вторую его ступень, так как в этом случае мощность
двигателя получается наибольшей. Высотная характеристика и
высота включения двигателя с двухступенчатым нагнетателем и
выключающейся второй ступенью рассчитываются тем же методом,
что и в случае выключающегося одноступенчатого нагнетателя.
Разница состоит лишь в том, что вместо высотной характеристики
двигателя без нагнетателя строится высотная характеристика
двигателя с одной ступенью нагнетателя, рассчитываемая обычным
методом.
Применение невыключающегося двухступенчатого нагнетателя
затрудняется чрезмерно большой потерей мощности на земле.
Механизмы выключения вследствие больших конструктивных и про-
изводственных трудностей до настоящего времени в эксплоатации
не работают. Поэтому практически применяются лишь двигатели
с невыключающимися одноступенчатыми нагнетателями, которые
в настоящее время позволяют получать высотность не свыше
4000-^-4500 м.
§ 42. ДВИГАТЕЛИ С НАГНЕТАТЕЛЕМ РУТА
Схема двигателя с нагнетателем Рута приведена на фиг. 82.
Как видно, нагнетатель состоит из двух вращающихся в противо-
положном направлении роторов. Профиль роторов и форма кор-
Фиг. 82. Схема двигателя
с нагнетателем Рута.
пуса нагнетателя делаются таким обра-
зом, что при работе между ними всегда
сохраняется зазор порядка 0,2-е-0,4 мм.
Воздух поступает в нагнетатель
справа, причем объем его, заключенный
между корпусом и роторами а, переме-
щается при вращении последних в ле-
вую полость. В дальнейшем вследствие
продолжающегося вращения роторов
этот объем воздуха вытесняется в на-
гнетательную линию б. По схеме легко
видеть, что за один оборот вала ка-
ждый ротор передает из всасывающей
полости в нагнетательную два таких
объема.
В том случае, когда нагнетательная
полость б свободно открыта, воздух
проходит через нагнетатель без повы-
шения давления. Однако если установить
на выходе из нагнетателя какое-либо
сопротивление, то воздух, вытесняемый при вращении роторов,
создаст в нагнетательной полости б некоторое давление. Величина
этого давления обусловливается условием, чтобы скорость воз-
208
Фиг. 83. Высотная характеристика двигателя
с нагнетателем Рута.
rtwa ипущего через сопротивление, была достаточной для удале-
«ня из нагнетателя всего поступившего в него воздуха (за исклю-
нем того его количества, которое через зазоры перетечет
обратно в полость всасывания).
Повышение давления воздуха при проходе через нагнетатель
получается также в том случае, когда объем уходящего из нагне-
тателя воздуха меньше, чем объем воздуха, забираемого нагнета-
телем из внешней среды. Так, если на двигатель установить на-
гнетатель, забирающий больший объем внешнего воздуха, чем
тот, который может поместиться в цилиндре при атмосферном
давлении, то в нагнетателе будет происходить сжатие воздуха.
При этом давление сжатия достигнет такой величины, при кото-
рой весь воздух, подаваемый нагнетателем из внешней среды,
сможет поместиться в
цилиндрах двигателя.
Таким образом прин-
цип работы нагнета-
теля Рута резко отли-
чается от принципа ра-
боты центробежного
нагнетателя. В послед-
нем сжатие воздуха
обусловливаетсяуплот-
нением его под дей-
ствием центробежной
силы,в то время как в
нагнетателе Рута сжа-
тие воздуха происхо-
дит вследствие вытес-
нения его из нагнета-
теля вращающимися
роторами при условии,
что объем уходящего
воздуха меньше объ-
ема его, поступающего
в нагнетатель. Поэтому
(Цоллера, Козет и др.) называются объемными.
При проектировании нагнетателя Рута размеры и число обо-
ротов его устанавливаются такими, чтобы на расчетной высоте
имелось бы расчетное давление во всасывающем трубопроводе.
На меньших высотах это давление поддерживается постоянным
при помощи перепуска во внешнюю среду (при помощи дросселя Ь)
части воздуха, идущего из нагнетателя. При этом объем уходя-
щего из нагнетателя воздуха увеличивается, вследствие чего его
давление становится меньше. Одновременно с этим понижается
работа, затрачиваемая на сжатие и повышение температуры воз-
духа в нагнетателе. При работе на земле перепускной дроссель
открывается полностью (как это показаноv на фиг. 82), так что
сжатия воздуха в нагнетателе почти не происходит.
Возможность работы на земле и на высотах меньше расчетной
без затраты излишней мощности на сжатие воздуха и без излиш-
207
нагнетатель Рута и подобные ему типы
«его Повышения температуры воздуха является основным пре-
имуществом нагнетателя Рута по сравнению с центробежным на-
гнетателем; в последнем, как известно, работа, затрачиваемая ла
сжатие 1 кг воздуха, и повышение температуры последнего на всех
высотах имеют ту же величину, что и на расчетной высоте.
На фиг. 83 приведено изменение эффективной мощности по
высотной характеристике двигателя с нагнетателем Рута, которая
имеет тот же смысл, что и для двигателей с центробежными на-
гнетателями. Как видно, с подъемом от земли до расчетной
высоты эффективная мощность при постоянном давлении во вса-
сывающем трубопроводе значительно уменьшается. Это является
следствием увеличения повышения температуры воздуха в нагне-
тателе и работы, затрачиваемой на сжатие воздуха. Выше расчет-
ной высоты эффективная мощность падает примерно по тому
же закону, как и для двигателей без нагнетателей.
Несмотря на указанное преимущество, нагнетатель Рута до
настоящего времени практически почти не применяется, так как
получается более тяжелым и громоздким, чем центробежный на-
гнетатель. Кроме того, выполнение этого нагнетателя связано
с рядом производственных трудностей.
§ 43. ДВИГАТЕЛИ С ТУРБОКОМПРЕССОРОМ
Турбокомпрессором в авиационной технике принято называть
машину, состоящую из газовой турбины и центробежного нагне-
тателя, объединенных конструктивно в одно целое.
Схема двигателя с турбокомпрессором приведена на фиг. 84.
Выхлопные газы поступают из двигателя по трубопроводу а через
сопла .Ь на лопатки с диска турбины. Из турбины газы по трубо-
проводу d выходят в атмосферу.
Колесо g нагнетателя сидит на том же валу, что и диск тур-
бины. Внешний воздух поступает через отверстие / на лопатки
колеса g, отбрасывается центробежной силой к периферии и по
трубопроводу h подается к карбюратору двигателя. Иногда на
208
«утй следования сжатого воздуха из нагнетателя в двигатель уста-
апливается радиатор, служащий для понижения его температуры
Чтот радиатор на схеме не показан.
^ Турбокомпрессор не связан с двигателем, а представляет собой
совершенно самостоятельно работающий агрегат. Поэтому мощ-
ность, затрачиваемая на нагнетатель, всегда равна мощности, раз-
виваемой турбиной. Эта мощность обусловливается расширением
выхлопных газов от давления в рессивере до давления внешней
среды- Таким образом для сжатия воздуха на расчетной высоте
до расчетного давления давление выхлопных газов в рессивере
должно иметь достаточно большую величину.
При условии получения достаточно малого веса и габарита
турбокомпрессора степень использования располагаемой работы
расширения выхлопных газов на адиабатическую работу сжатия
воздуха в нагнетателе не превосходит 25—30%. Вследствие этого
нормально располагаемой энергии выхлопных газов оказывается
недостаточно, так что на расчетной высоте необходимо искус-
ственно повышать начальное давление выхлопных газов в ресси-
вере до величины, несколько даже превышающей давление выхлоп-
ных газов при работе на земле. Увеличение противодавления на
выхлопе приводит к тому, что в двигателе с турбокомпрессором
при работе на расчетной высоте не наблюдается увеличения мощ-
ности вследствие повышения коэфициента наполнения и изменения
работы насосных ходов. Наоборот, повышенная величина противо-
давления на выхлопе, по сравнению с работой без турбокомпрес-
сора на земле, вызывает некоторое уменьшение эффективной мощ-
ности. Это уменьшение мощности обусловливается двумя причинами:
а) увеличением затраты работы на ход выхлопа, понижающим эконо-
мичность двигателя, и б) уменьшением коэфициента наполнения за
счет возрастания давления выхлопных газов в конце хода выхлопа.
Таким образом в случае применения турбокомпрессора затрачи-
ваемая на сжатие воздуха мощность получается вследствие работы
расширения выхлопных газов, а не берется от коленчатого вала
двигателя. Тем не менее, при установке турбокомпрессора мощ-
ность двигателя несколько падает, хотя и в меньшей мере, чем
при затрате работы на приводные нагнетатели.
Так как интенсивность сжатия воздуха в нагнетателе, т. е. ра-
бота сжатия зависит от давления выхлопных газов в рессивере,
то для сохранения постоянного давления во всасывающем трубо-
проводе на меньших высотах, чем расчетная, достаточно пере-
пускать часть выхлопных газов наружу, мимо турбокомпрессора.
Для этой цели выхлопной трубопровод имеет перепускное отвер-
стие е (фиг. 84) с дросселем. Изменяя положение этого дросселя,
возможно регулировать давление выхлопных газов в рессивере
турбины, а следовательно, и давление воздуха, поступающего в дви-
гатель. По достижении расчетной высоты этот дроссель закрывается
полностью.
Таким образом на высотах меньше расчетной и на земле потеря
мощности, связанная с установкой турбокомпрессора, уменьшается,
как и при установке нагнетателя Рута. Одновременно понижается
и температура воздуха во всасывающем трубопроводе.
14 Общ. курс авиадвигателей. i860 209
Высотная характеристика двигателя с турбокомпрессором имеет
примерно тот же вид, что и для двигателя с нагнетателем Рута.
Разница состоит лишь в том, что при подъеме до расчетной вы-
соты эффективная мощность двигателя с турбокомпрессором падает
несколько менее значительно.
Турбокомпрессор имеет ряд преимуществ перед приводным
центробежным нагнетателем. На расчетной высоте потеря мощности
и особенно экономичности двигателя, связанная с установкой турбо-
компрессора, значительно меньше. При работе на земле и высотах,
меньших расчетной, относительная потеря мощности и экономич-
ности уменьшается, в то время как при приводном центробежном
нагнетателе она остается почти постоянной. Как уже отмечалось
выше, в этом отношении турбокомпрессор по своим свойствам
приближается к нагнетателю Рута.
Однако применение турбокомпрессора связано со значительным
усложнением моторной установки вследствие трудности размещения
выхлопных и нагнетательных трубопроводов и самого турбоком-
прессора. Трубопроводы для выхлопных газов вследствие их вы-
сокой температуры находятся в тяжелых условиях работы и пред-
ставляют собой значительную пожарную опасность. Управление
двигателем с турбокомпрессором в полете более сложно, чем дви-
гателем с приводным центробежным нагнетателем.
Помимо этих недостатков, вес турбокомпрессора с трубопро-
водами получается значительно большим, чем вес приводного
центробежного нагнетателя. Поэтому двигатели с турбокомпрес-
сорами до настоящего времени в широкой эксплоатации не при-
меняются.
ГЛАВА XIII
ВЛИЯНИЕ ВНЕШНИХ УСЛОВИЙ НА РАБОТУ ДВИГАТЕЛЯ,
НАГРУЖЕННОГО ВИНТОМ
§ 44. ОБЩИЕ СООБРАЖЕНИЯ
Мощность, поглощаемая винтом, изменяется в зависимости от
внешних условий по иному закону, чем мощность, развиваемая
двигателем. Так как эффективная мощность двигателя, нагружен-
ного винтом, всегда должна быть равна поглощаемой винтом
мощности, то, следовательно, нагрузка двигателя винтом предста-
вляет собой новый фактор, обусловливающий протекание эффек-
тивной мощности при изменении внешних условий.
При постоянном составе смеси изменение эффективной мощности
двигателя без винта в зависимости от внешних условий является
вполне определенным, если известны два условия: изменение
числа оборотов и положение дросселя. Так, при рассмотрении вы-
сотных характеристик число оборотов всегда принималось посто-
янным, а изменение положения дросселя обусловливалось типом
двигателя.
В двигателе, нагруженном винтом, лишнее условие, налагаемое
на протекание эффективной мощности работой винта, делает это
210
ЯЙИе мощности определенным, если известно еще одно
протека именно: характер изменения либо числа оборотов, либо
услови , я дрОССеля> Характер изменения положения дросселя
П^Л°ловливается типом двигателя, т. е. бывает обычно заданным,
п ому изменение числа оборотов не может быть выбрано, а
Г10ЭТетСя следствием работы винта и изменения положения дрос-
-- Пример изменения числа оборотов нагруженного винтом
Свигателя при изменении внешних условий и определенном ха-
рактере изменения положения дросселя (сохранение постоянного
давления во всасывающем трубопроводе) был разобран выше,
при рассмотрении винтовой характеристики двигателя с нагнета-
телем (§ 40—3).
Рассмотрение влияния нагрузки винтом на изменение эффек-
тивной мощности и числа оборотов двигателя в зависимости от
внешних условий наиболее удобно осуществить на отдельных
примерах, изложенных ниже.
§ 45. РАБОТА ДВИГАТЕЛЯ, НАГРУЖЕННОГО ВИНТОМ, ПРИ ИЗМЕНЕНИИ
ВНЕШНИХ УСЛОВИЙ НА ЗЕМЛЕ
В данном случае возможно ограничиться рассмотрением только
двигателей без нагнетателей. Работы этих двигателей следует
рассматривать при полном открытии дросселя, что соответствует
практически наиболее интересному случаю работы на максималь-
ном режиме.
Эффективная мощность двигателя может быть выражена при
помощи уравнений (45) и (66) следующим образом:
^ = 63277 a ^°W л- с-
При изменении внешних условий в этом уравнении изменяются
удельный вес воздуха, коэфициент наполнения, индикаторный и
механический к. п. д. и число оборотов. Последнее в свою очередь
влияет на величину коэфициента наполнения и механического
к. п. д. двигателя.
Учитывая небольшие колебания температуры и давления воздуха
на земле, можно для упрощения выводов считать, что величина
механического к. п. д. двигателя от них не зависит. В тех же
целях можно допустить, что при небольших изменениях чисел
оборотов последние не влияют на величины коэфициента наполне-
ния и механического к. п. д.
Тогда зависимость эффективной мощности от числа оборотов
и внешних условий выразится уравнением:
^e = f<'(0flirlvn л- с >
где К — коэфициент пропорциональности, не зависящий от внеш-
них условий и числа оборотов.
Применяя это уравнение для максимального числа оборотов и‘шах
И некоторых начальных внешних условий (давления воздуха р0 и
температуры То), получаем:
N. ~ п^.
*'1П Ц.Х I •<* mux.
• 211
При изменении давления и температуры воздуха до величин р
и зависимость эффективной мощности от числа оборотов при-
мет вид:
N' = л- с-
Взяв отношение последних двух уравнений, получаем:
Ч = То п
^emax То Vv ,lmax
или согласно (§ 23—4) имеем:
N'=N ~
е етах pg
Го и
То* Л щах
(156)
Коэфициент мощности винта при работе на земле не изме-
няется. Поэтому, исходя из уравнения (77), мощность, поглощаемую
винтом при начальных внешних условиях, можно выразить в за-
висимости от числа оборотов следующим образом:
No = Су0п3,
где С — постоянный коэфициент.
При максимальном числе оборотов мощность, поглощаемая
винтом, равна максимальной мощности двигателя, поэтому: ’
^max = yV^ax = CYoCx-
Зависимость поглощаемой винтом мощности от числа оборотов
при новых значениях давления и температуры воздуха будет иметь
вид:
AZB = Суоп?.
Взяв отношение двух последних уравнений, получим:
или
(157)
В установившемся состоянии работа двигателя с винтом при
новых атмосферных условиях возможна лишь при числе оборотов,
дающ?м равенство эффективной мощности двигателя и мощности,
поглощаемой винтом. Очевидно, что это число оборотов и соот-
ветствующая ему мощность дают максимальный режим двигателя
при новых внешних условиях.
Таким образом
е в max
При помощи уравнений (156) и (157), относя их к новому макси-
мальному числу оборотов и' , получаем:
N Ро -I / Т’о Лшах Др ?о / ишах\
етах ,, L -г’ етах п_, т' \ л / ’
Ро Г 1 о итах Ро ‘ 0 \ птах/
212
откуда
^тах Ятах
Новая максимальная мощность согласно уравнению (157) будет:
(158)
(159)
Таким образом максимальное число
барометрического давления и изменяется в том же направлении,
что и температура внешнего воздуха. При этом мощность двига-
теля изменяется в обратную сторону, чем температура и, следова-
тельно, чем число оборотов.
На фиг. 85 сплошными линиями
изображена внешняя и винтовая
характеристики двигателя при на-
чальных внешних условиях. Точка
пересечения этих характеристик,
как известно, дает начальный мак-
симальный режим двигателя.
При повышении температуры
воздуха мощность двигателя умень-
шается [уравнение (156)], и новая
внешняя характеристика изобра-
жается на фиг. 85 пунктирной кри-
вой. Одновременно падает по урав-
нению (157) поглощаемая винтом
мощность. Вследствие возрастания
коэфициента наполнения и инди-
каторного к. п. д. эффективная
мощность двигателя уменьшается
менее сильно, чем мощность, по-
глощаемая винтом; поэтому новая
винтовая характеристика, изобра-
женная на фиг. 85 пунктирной кри-
вой, смещается по отношению к
внешней. Вследствие этого при на-
чальном максимальном числе оборотов птах поглощаемая винтом
мощность N'B оказывается меньше мощности двигателя N' при
полном открытии дросселя по внешней характеристике. Равенство
мощностей устанавливается лишь при возрастании числа оборотов
До хотя величина новой максимальной мощности N'
maI «шах
меньше N,
ешах
При понижении температуры воздуха получается зависимость,
обратная изображенной на фиг. 85.
Таким образом максимальное число оборотов двигателя с одним
и тем же винтом без учета влияния внешних условий не может
Служить характеристикой мощности, развиваемой двигателем.
оборотов не зависит от
Фиг.85. Зависимость протекания внеш-
ней и винтовой хараюеристик от по-
вышения температуры внешнего
воздуха.
213
§ 46. РАБОТА ДВИГАТЕЛЯ, НАГРУЖЕННОГО ВИНТОМ, ПРИ ИЗМЕНЕНИИ
ВЫСОТЫ
1. Невысотный двигатель. Определение изменения мощности
и числа оборотов при полном открытии дросселя невысотного
двигателя, нагруженного винтом, в зависимости от высоты может
быть осуществлено тем же методом, что и в предыдущем случае
(§ 45). Для этого следует определить изменение развиваемой дви-
гателем мощности и мощности, поглощаемой винтом, в зависи-
мости от изменения числа оборотов на различных высотах. Иско-
мые мощности, развиваемые при полном открытии дросселя
двигателем с винтом, и соответствующие им числа оборотов опре-
деляются из условия равенства мощностей двигателя и винта на
одной и той же высоте и при одинаковом числе оборотов.
Однако в данном случае изменение давления воздуха и воз-
можное изменение числа оборотов значительно больше, чем при
работе двигателя на земле. Вследствие &того нельзя считать по-
стоянным механический к. п. д., а также нельзя не учитывать
изменения коэфициента наполнения по числу оборотов. При учете
этих факторов аналитическое решение задачи приобретает боль-
шую сложность, так что более удобно применять графо-аналити-
ческий метод, приведенный на фиг. 86.
Сначала на диаграмму наносят ряд кривых изменения эффек-
тивной мощности двигателя при полном открытии дросселя в за-
висимости от числа оборотов на различных высотах. Для этого
наиболее удобно воспользоваться уравнением (85) изменения
эффективной мощности в зависимости от высоты при постоянном
числе оборотов и полностью открытом дросселе:
|[ -?)] д*-1-—-^ -?)1.
I J Wo J
Применяя это уравнение для какого-либо числа оборотов,
подставляют в него величины эффективной мощности и механи-
ческого к. п. д. на земле при этом числе оборотов и определяют
эффективные мощности на нескольких высотах. Полученные вели-
чины наносят на диаграмму при выбранном числе оборотов.
Повторяя эти вычисления для нескольких чисел оборотов и для
одних и тех же нескольких высот, получают на диаграмме ряд
точек. После этого, соединяя точки, относящиеся к одинаковым
высотам, получают ряд кривых зависимости эффективной мощности
от числа оборотов на этих высотах. Подобные кривые приведены
на фиг. 86 сплошными линиями.
Для получения кривых изменения мощностей, поглощаемых
винтом, можно воспользоваться уравнением (77):
А/в = А'Ру«3.
Для упрощения задачи можно рассматривать работу винта при
постоянном коэфициенте в. Тогда зависимость поглощаемой вин-
том на высоте мощности от числа оборотов выразится уравнением:
где — постоянный коэфициент,
814
Постоянный коэфициент К. оппеделяетг«
мяльного режима, т. е. РВДеляется из условий макси-
откуда
max >
тии дросселя.
Зависимость поглощаемой винтом мощности от числа оборотов
на высоте h будет:
етях fo
‘max-
215
Фиг. 87. Зависимость эффективной мощности и числа
оборотов нагруженного винтом невысотного двига-
теля от высоты при полном открытии дросселя (ко-
эфициент мощности винта (3 принят постоянным).
Пунктирные линии относятся к изменению эффек-
тивной мощности при постоянном, максимальном
числе оборотов.
Применяя это уравнение для тех же высот, для которых най-
дено изменение эффективной мощности по оборотам, получают
ряд кубических парабол, изображенных на фиг. 86 пунктирными
линиями.
Точка пересечения кривых изменения мощности, развиваемой
двигателем, и мощности, поглощаемой винтом; на одинаковой
высоте дает эффективную мощность и число оборотов нагружен-
ного винтом двигателя на этой высоте при полном открытии
дросселя. Соединяя между собой все точки пересечения, начиная
с максимального режи-
ма, можно получить
связь между эффек-
тивной мощностью и
числом оборотов на
различных высотах при
полном открытии дрос-
селя. Получающаяся
при этом кривая изо-
бражена на фиг. 86
толстой линией.
Исходя из этой кри-
вой, полученные ре-
зультаты можно пере-
строить в зависимость
числа оборотов и эф-
фективной мощности
от высоты. Получаю-
щаяся при этом диа-
грамма представлена
на фиг. 87.
Как видно из фиг.
86 и 87, число оборо-
тов двигателя по мере
подъема на высоту при
полностью открытом
дросселе уменьшается,
так как эффективная
мощность двигателя
падает более сильно,
чем мощность, погло-
щаемая винтом. Это
объясняется тем, что
эффективная мощность
вследствие понижения
величин коэфициента
наполнения и механического к. п. д. уменьшается более значи-
тельно, чем удельный вес воздуха (пропорционально которому изме-
няется мощность, поглощаемая винтом). Поэтому мощность двига-
теля в случае нагрузки его винтом уменьшается в зависимости от
высоты более сильно, чем в случае сохранения постоянного числа
оборотов. На фиг. 87 пунктирной линией показано изменение
мощности двигателя (без винта) при постоянном максимальном
числе оборотов.
2. Высотный двигатель. Для выяснения изменения эффективной
мощности и числа оборотов переразмеренных двигателей, нагру-
женных винтом, в зависимости от высоты сначала необходимо
построить ту же диаграмму работы двигателя при полном откры-
тии дросселя, как и в случае невысотных двигателей. Эта диа-
грамма приведена на фиг. 88.
Работа переразмеренного двигателя обычно рассматривается
при положении дросселя, соответствующем получению от двига-
Фиг. 88. Графическое определение изменения эффективной
мощности и числа оборотов нагруженного винтом перераз-
меренного двигателя на различных высотах.
теля номинальной мощности, а на высотах, где эта мощность не
может быть получена, — при полностью открытом дросселе.
Руководствуясь этим условием изменения положения дросселя
по высоте, рассмотрение работы двигателя следует начать с номи-
нального режима на земле. Так как мощность переразмеренного
двигателя должна оставаться постоянной до высоты, на которой
дроссель открывается полностью, то из точки номинального ре-
жима следует провести горизонталь до пересечения с .кривой,
дающей связь между мощностью и числом оборотов при увели-
чении высоты и полностью открытом дросселе. Эта точка пере-
§17
сечения и определяет высоту, до которой двигатель с винтом
может развивать номинальную мощность, т. е. определяет высот-
ность или расчетную высоту двигателя с винтом при условии со-
хранения коэфициента мощности винта постоянным.
Фиг. 89. Зависимость эффективной мощности и числа оборотов пере-
размеренного двигателя, нагруженного винтом, от высоты. Пунктирные
линии относятся к изменению эффективной мощности (при работе без
винта) при полном открытии дросселя и максимальном (кривая 1) или но-
минальном (кривая 2) числе оборотов; тонкие линии относятся к условиям
работы нагруженного винтом двигателя при полном открытии дросселя.
При дальнейшем увеличении высоты эффективная мощность
и число оборотов переразмеренного двигателя с винтом изме-
2*8
няются по тому же закону, что и для невысотного двигателя. Общая
связь между мощностью и числом оборотов двигателя для раз-
личных высот изображена на фиг. 88 толстой линией. F
Как видно, сохранение постоянной мощности двигателя с вин-
том связано с необходимостью увеличения числа оборотов. Это
соотношение обусловливается условиями работы винта, который
может поглощать одинаковую мощность на большей высоте, т. е.
при меньшем удельном весе воздуха, лишь при соответствующем
увеличении его числа оборотов. Как уже указывалось выше
(§ 40—3), увеличение числа оборотов двигателя с винтом, обу-
словленное высотностью двигателя, называется его раскруткой.
Раскрутка двигателя с винтом повышает высотность, так как
позволяет сохранять постоянную мощность не только при помощи
открытия дросселя, но также и вследствие увеличения числа обо-
ротов двигателя.
На фиг. 89 толстыми линиями изображена зависимость мощ-
ности и числа оборотов двигателя с винтом от высоты, полученная
из кривой, представленной на фиг. 88. Для сравнения на той же
диаграмме пунктирными линиями приведено изменение мощности
двигателя без винта при двух постоянных числах оборотов: макси-
мальном и номинальном. Кроме того, на диаграмме нанесена тонкой
линией кривая изменений числа оборотов и мощности двигателя
с винтом при полностью открытом дросселе. Последняя кривая
исходит из максимальной мощности двигателя и понижается вслед-
ствие падения числа оборотов по высоте.
Как видно, вследствие раскрутки двигателя высотность повы-
шается от величины hpac4 до Лрасч. При дальнейшем увеличении
высоты число оборотов уменьшается и на некоторой высоте мо-
жет стать равным номинальному числу оборотов. Очевидно, что
эффективная мощность двигателя с винтом на этой высоте будет
лежать на высотной характеристике двигателя, построенной для
номинального числа оборотов.
Высотность двигателя с винтом Л'асч не сильно отличается от
высотности Лрасч, вычисляемой для постоянного номинального
числа оборотов по уравнению (93). Поэтому раскрутку двигателя
возможно приближенно подсчитать и без построения диаграммы,
полагая, что
^расч ^расч'
Номинальная мощность, поглощаемая винтом на земле, выра-
жается следующим уравнением:
На высоте Арасч, равной высотности двигателя, винт должен
поглощать ту же мощность. Следовательно,
NB = ЛГ= K^h п*
“расч н ‘“расч “расч
Таким образом число оборотов на высоте ЛраСч определится из
Следующего соотношения:
у п3 == у п?
10 н । Лрасч ярасч
или
«МсЧ="нУ (160)
"расч
В результате раскрутки нагруженного винтом переразмеренного
двигателя невозможно сохранять при подъеме на высоту его но-
минальный режим. Хотя номинальная мощность остается постоян-
ной, все же число оборотов увеличивается и, следовательно, дви-
гатель на высоте работает с более высокими динамическими
нагрузками, чем на номинальном режиме. Таким образом при
работе на высоте переразмеренный двигатель при одинаковой
надежности может непрерывно развивать номинальную мощность
в течение меньшего периода времени, чем на земле. Для получе-
ния номинального режима на расчетной высоте на двигатель дол-
жен быть установлен другой винт, при котором число оборотов
на земле, соответствующее номинальной мощности, будет значи-
тельно ниже номинального числа оборотов (соответственно рас-
крутке). Вследствие этого максимальная мощность двигателя
уменьшается, что затрудняет условия взлета.
Характер изменения мощности и числа оборотов нагружен-
ных винтом двигателей с нагнетателями имеет в зависимости от
высоты в общем тот же вид, что и для переразмеренных двига-
телей. При этом раскрутка двигателя получается более значитель-
ной, так как эффективная мощность этих двигателей увеличивается
при подъеме до расчетной высоты.
Для уничтожения раскрутки наиболее целесообразно примене-
ние винтов с регулируемым шагом. В этих винтах изменение шага
достигается поворотом лопастей винта, вследствие чего поглоща-
емая винтом мощность может изменяться. Поэтому уменьшение
поглощаемой винтом мощности при подъеме на высоту, обусловли-
ваемое падением удельного веса воздуха, может компенсироваться
не увеличением числа оборотов, как в обычных винтах, а соответ-
ствующим поворотом их лопастей.
ГЛАВА XIV
КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КРИВОШИПНОГО МЕХАНИЗМА
§ 47. КИНЕМАТИКА ПОРШНЯ
1. Путь поршня. Для определения скорости и ускорения поршня
необходимо иметь зависимость пути поршня от времени. Обычно
кинематика и динамика кривошипного механизма рассматриваются
при постоянном числе оборотов, т. е. при установившемся режиме
работы двигателя. Поэтому достаточно выразить путь поршня в за-
висимости Вт угла поворота коленчатого вала, величина которого
изменяется пропорционально времени.
Как видно на схеме, приведенной на фиг. 90, путь s, пройден-
ный поршнем от в. м. т. при повороте коленчатого вала по отно-
шению к оси цилиндра на угол а, равен:
s = L-\-R—(Z cos £-f-A? cos а),
?29
где L — длина шатуна,
R— радиус колена коленчатого вала,
L-\-R — расстояние от оси поршневого пальца до оси коленчатого
вала при положении поршня в в. м. т.,
р— угол между осью шатуна и осью цилиндра.
Величина t
называется удлиненностью кривошипного механизма. В существую-
щих двигателях она колеблется в пределах 3,3 -н 3,9. Вынося в преды-
дущем уравнении радиус R за скобки и вводя величину^, получаем:
S =/? 4-(cos а 4--^-cos ₽^ = /?[14-Х — (cos а4~eos Р)].
Фиг. 90. Схема кривошипного механизма.
Из фиг. 90 видно, что
ZsinP = /?sina
или
Sin р = -у sin а — -у- .
Таким образом ________
cos р = У4 — sin2 Р = j/~ 1 — .
Заменяя при помощи этого выражения величину cosp в преды-
дущем уравнении пути, получаем:
s = fl[14-k— (cosa + * 1 — ^)] . (161)
Полученное уравнение дает точную зависимость пути поршня
от угла поворота коленчатого вала. Однако двойное диференци-
рование этого уравнения, необходимое для получения ускорения,
дает в результате весьма громоздкое выражение, неудобное для
его дальнейшего применения. Поэтому уравнение (161) обычно
упрощают, заменяя его приближенным, но практически достаточно
точным выражением.
Для этой цели выражение |/~ 1 — , входящее в уравне-
ние (161), можно разложить в ряд по биному Ньютона, который,
как известно, выражается следующим уравнением:
(а — Ь)п = ап—пап~' b4- b* — ап~* *3 4- - •.
4 А * л 1
221
В данном случае имеем:
Следовательно,
, sin2 a 1
6 = -^; n = y.
sin2a_ 1 J_ , sin2a
“X2 1 2 ’ 1 X2
1 sin4 a
1 ’ X4
2
sin2 a sin4 a sin8 a
"2X2 8X4 “iW
2 k 2 Д 2 ) , sin8 a
----------6 ’ X®
Так как X бывает обычно больше 3, то в наиболее невыгодном
случае (при а = 90°) второй член составляет от первого не свыше
5%> а третий член лишь около 0,12%. Поэтому с достаточной
для практики точностью можно ограничиться лишь первыми двумя
членами ряда и считать, что
1 /. sin2 a . sin2 a
V 1 X^ 1 2X2-
Тогда уравнение (161) может быть представлено в следующем
виде:
s = ^{14-k-[cosa + k(l--^)]),
а так как
то
s = /?|14-Х — |^cosa-j-X^l--Ш =
= 7?(1+X-cosa-X + -A— ^) =
= R + lx - (cos a • <162>
Это и есть искомое приближенное уравнение пути поршня.
Применяя это уравнение для верхней и нижней мертвых точек
и для поворота коленчатого вала на угол a = 90°, получаем:
при а = 0° (в. м. т.) величину s0 = 0;
при а = 90° величину s9o’ = /?j 1 + —(° — 1г)] = ’
при а =180° (н. м. т.) величину Si8o° = 2/? = S.
Графическая зависимость пути поршня от угла поворота колен-
чатого вала изображена на фиг. 91 сплошной линией. Как видно,
при повороте коленчатого вала на первую четверть окружности
(а = 90°), поршень проходит значительно больший путь, чем при
повороте вала на вторую четверть окружности. Это объясняется
тем, что движение поршня происходит под влиянием двух причин:
а) перемещения шатуна вдоль оси цилиндра и
б) отклонения шатуна от оси цилиндра, с которой он совпадает
в в. м. т.
При повороте коленчатого вала от 0 до 90° шатун движется
по направлению к оси вала и отклоняется от оси цилиндра. Оба
222
§ти фактора вызывают перемещение поршня в одном направлений
вследствие чего поршень проходит больше половины всего пути’
При дальнейшем вращении вала (фиг. 90), шатун начинает прибли-
жаться к оси цилиндра и вновь совпадает с ней в н. м. т. Это
приближение шатуна к оси цилиндра противодействует движению
поршня к н. м. т., обусловленному перемещением шатуна вдоль
оси цилиндра. Поэтому при повороте коленчатого вала от 90
до 180° пройденный поршнем путь оказывается меньше половины
всего пути. Так как положение шатуна относительно оси цилиндра
в верхней и нижней мертвой точках одинаково, то отклонение его
от оси цилиндра в течение перемещения поршня не оказывает
влияния на величину его полного хода, которая равна 2R.
Фиг. 91. Зависимость пути поршня $ от угла поворота
коленчатого вала а при конечной (кривая /) и бесконеч-
ной (кривая 2) длине шатуна.
Очевидно, что влияние отклонения шатуна от оси цилиндра на
величину пути поршня будет тем меньше, чем длина шатуна больше.
При бесконечной длине шатуна это влияние будет бесконечно мало,
так что движение поршня будет обусловлено в этом случае лишь
перемещением конца шатуна, связанного с коленчатым валом,
вдоль оси цилиндра. Таким образом в этом случае путь поршня
будет равен перемещению проекции конца радиуса колена R на
ось цилиндра. Из схемы, представленной на фиг. 90, видно, что
этот путь поршня выражается следующим уравнением:
St = R — /?cosa = /?(l—cosa). (163)
При а = 90° путь — Sr9y> = R-
Путь поршня при бесконечной длине шатуна изображен на
фиг. 91 пунктирной линией.
Уравнение (163) возможно также получить из уравнения (162),
так как при бесконечной длине шатуна величина X тоже равна
бесконечности.
223
Таким образом конечная длина шалуна вызывает дополнитель-
ное перемещение поршня при повороте вала от 0 до 90° на вели-
чину:
As = s<jo° — %goo = R (1 +-2х) ' ^64)
Сравнивая уравнения (161) и (163), видим, что конечная длина
шатуна является единственной причиной усложнения кинематики
поршня, так как вызывает его дополнительные перемещения вслед-
ствие отклонения шатуна от оси цилиндра.
2. Скорость поршня. Уравнение скорости v поршня получается
в результате диференцирования уравнения пути по времени. Дифе-
ренцируя уравнение (162), получаем:
2 sin 2а \ di
4Х ) di ’ .
При работе двигателя с по-
стоянным числом оборотов
где <о — угловая скорость вра-
щения коленчатого вала. По-
этому
/ . , Sin 2а \ „ .,ггч
'» = ^sina4—
Зависимость величины ско-
рости поршня от угла пово-
Фиг. 92. Зависимость величины скорости Рота коленчатого вала пред-
поршня v от угла поворота коленчатого ставлена на фиг. У2.
вала а. Как видно из уравнения
(165) и фиг. 92, при а = 0 и
180°, т. е в верхней и нижней мертвых точках, скорость поршня
равна нулю, что обусловливается изменением в этих точках напра-
вления движения поршня.
При a = 90° имеем: = рсо.
т. е. скорость поршня равна окружной скорости радиуса колена.
Однако эта скорость не является максимальной. Угол поворота
коленчатого вала, при котором скорость поршня максимальна,
определяется из уравнения (165) обычным способом, т. е. путем
взятия первой производной по а и приравнивания ее нулю:
Так как
то имеем:
df / , cos2a\ п
dT = (cosa +—=
COS 2a — 2 COS2 a — 1,
или
COsa=-4+/(4)3+|
(166)
Угол поворота коленчатого вала а, Соответствующий максймаль-
ной скорости поршня, определяется на основании cos а, подсчи-
танного по уравнению (166). Величина максимальной скорости опре-
деляется по уравнению (165) при соответствующей величине
угла я.
Помимо истинных значений скорости, практически часто при-
меняют условную величину, называемую средней скоростью
поршня Ст. Средняя скорость поршня представляет собой неко-
торую постоянную скорость, которой должен был бы обладать
поршень, чтобы при равномерном движении проходить в единицу
времени тот же путь, что и в действительности. Исходя из этого,
определяем, что минутный путь поршня будет равен:
Ямин — 60 • Ст-
Фиг.93. Зависимость ускорения поршня j, а также образующих
его ускорений первого (Д) и второго (7ц) порядка от угла пово-
рота коленчатого вала а.
С другой стороны, тот же минутный путь поршня может быть
выражен следующим уравнением:
где S—полный ход коленчатого вала. 5мин — 2Sn, поршня, совершаемый за половину оборота
Таким образом 60Cm = 2Sn
или = (167)
В современных авиационных двигателях средняя скорость
поршня равна П-т-15 MjceK.
15 Общ. курс авиадвигателей. 13*4)
225
3. Ускорение поршня. Для получения уравнения ускорений
поршня J достаточно продиференцировать по времени уравне-
ние (165) скорости:
dv г-. ( . 2cos2a'\ da.
/ = Л=“ЧСО5Й+~2Г№-
Так как
da
— = ш.
dt •
ТО
; = ю2£(со5«+^). (168)
Зависимость ускорения поршня от угла поворота коленчатого
вала приведена на кривой, представленной на фиг. 93, сплошной
толстой линией. Как видно, наибольшая величина ускорения полу-
чается в в. м. т. (а = 0), где она равна
В н. м. т. (а = 180°) его величина значительно меньше и выра-
жается уравнением:
-А 80° “ 1 X”) ‘
Исходя из уравнения (168), ускорение поршня можно предста-
вить как сумму двух ускорений:
/=7i+/n,
где
ш2п
/j = w2R cos а; /п == -у- cos 2а.
Эти ускорения представлены на фиг. 93 тонкими линиями. Та-
ким образом кривую ускорения поршня можно считать состоящей
из двух гармоник, причем период одной (Д) равен обороту колен-
чатого вала, а период другой (/п) в два Раза меньше. Поэтому
ускорение Д принято называть ускорением первого порядка, а уско-
рение уи — ускорением второго порядка. При к = со ускорение
второго порядка обращается в нуль, так что наличие его обусло-
вливается исключительно конечной длиной шатуна, т. е. связан-
ными с этим дополнительными перемещениями поршня.
§ 43. СИЛЫ ИНЕРЦИИ КРИВОШИПНОГО МЕХАНИЗМА
1. Сила инерции поршня. Исходя из величины ускорения
поршня, его силу инерции можно определить по уравнению:
Р/пор =-Afnop-y=-^nop‘«2/?(cos«+^-), (169)
где ./ИПОр — масса комплекта поршня, т. е. поршня, поршневых колец,
пальца поршня и других деталей, движущихся вместе с поршнем.
2. Сила инерции шатуна. При вращении коленчатого вала ша-
тун совершает сложное движение, которое можно рассматривать,
как результат двух его перемещений: а) поступательного пере-
мещения вместе с поршнем вдоль оси цилиндра и б) вращатель-
ного движения вокруг оси пальца поршня.
22В
Пренебрегая небольшим моментом от пары сил, силу инерции
шатуна можно заменить двумя силами инерции: а) силой инерции
части массы шатуна, сосредоточенной на оси пальца поршня и
обладающей ускорениями поршня, и б) силой инерции остальной
части массы шатуна, сосредоточенной на оси шатунной шейки вала
и вращающейся вместе с последним.
Часть массы шатуна, отнесенная к оси пальца поршня, опреде-
ляется из соотношения:
МШп = Мш~, (170)
где Мш — масса всего шатуна,
а — расстояние от центра тяжести шатуна до оси шатунной
шейки (фиг. 94).
Фиг. 94. Разнесение массы шатуна.
Часть массы шатуна, отнесенная к оси шатунной шейки, Л4швр>
следовательно, будет равна:
Л/швр = Л1ш —ЛТШп = Л4ш(1—£) = Л/Ш|, (171)
где b — расстояние от центра тяжести шатуна до оси пальца поршня.
В авиационных двигателях, в тех случаях когда на одну ша-
тунную шейку работают два или большее число цилиндров, при-
меняется довольно часто система сочлененных шатунов. Пример
подобной системы для двух цилиндров приведен на фиг. 95. Эта
система состоит из одного главного шатуна, нижняя головка кото-
рого вращается вокруг оси шатунной шейки, и так называемого
бокового или прицепного шатуна, нижняя головка которого вра-
щается вокруг оси, укрепленной в головке главного шатуна.
В системе сочлененных шатунов всегда имеется один главный
Щатун, а число боковых шатунов определяется количеством рабо-
, тающих на одну шатунную шейку цилиндров, и в случае звездо-
' образного девятицилиндрового двигателя доходит до восьми.
Движение бокового шатуна и связанного с ним поршня, про-
исходит по несколько другому закону, чем у нормального криво-
Щипного механизма. Однако эту разницу для приближенных под-
счетов возможно не учитывать и считать кинематику бокового
* 227
шатуна и связанного с ним поршня той же, что н у нормального
кривошипного механизма.
Масса бокового шатуна делится на две части тем же спосо-
бом, как и в случае нормального шатуна. При этом часть массы,
отнесенная к поршню, как и ранее, считается сосредоточенной на
оси пальца поршня, а другая часть принимается сосредоточенной
на оси пальца бокового шатуна, укрепленной в головке главного
шатуна.
Главный шатун рассматривается вместе с массами боковых ша-
тунов, отнесенными к осям их пальцев, причем подобная система
называется „приведенным шатуном". Масса приведенного главного
шатуна разносится тем же способом, что и массы других шатунов.
В целях ознакомления с подобным вычислением определим
разнесенные массы приведенного главного шатуна, несущего один
боковой шатун (фиг. 96):
а а' мш-а + тшвоа'
МШп = Мш £ + ЩШвр ;
лл „ Ъ , ... W Мт-Ь + тШвЫ
^вр “ £• 4“ т“вр £ — L ’
где Мш — масса главного шатуна;
МШп — часть массы приведенного шатуна, отнесенная к поршню;
МШвр — часть массы приведенного шатуна, отнесенная к шейке
вала;
л1Швр—часть массы бокового шатуна, отнесенная к главному
шатуну;
а' и b' — расстояния от оси пальца бокового шатуна до оси шатун-
ной шейки и оси пальца поршня; эти расстояния берутся
параллельно линии, соединяющей центры верхней и ниж-
ней головок главного шатуна;
а и Ь — расстояния от центра тяжести главного шатуна до оси
шатунной шейки и оси пальца поршня, определенные
тем же способом, что и а' и Ь'.
После разнесения масс шатуна их силы инерции определяют,
исходя из условий их движения. Часть массы шатуна, отнесенная
к поршню, обладает его ускорениями. Поэтому ее сила инерции
выражается уравнением:
Р/Шп =-^2/?(cosa + ^). (172)
Фиг. 95. Разнесение массы приведенного главного шатуна.
Масса, отнесенная к шейке вала, вращается вместе с последним
и, следовательно, обладает лишь центростремительным ускорением.
Поэтому ее центробежная сила будет:
(173)
3. Сила инерции колена. При равномерном вращении вала дви-
гателя колено будет давать лишь одну центробежную силу инер-
ции, равную:
где $ — расстояние от центра тяжести колена до оси вращения,
— масса колена,
22fi
И стинную массу колена можно заменить приведенной, величина
которой определяется из выражения:
Х=тик1.
Тогда уравнение центробежной силы колена принимает вид:
= (174)
4. Суммарные силы инерции кривошипного механизма. Исходя
из изложенного выше, все силы инерции кривошипного механизма
можно представить в виде двух суммарных сил:
а) силы инерции масс, движущихся поступательно вместе с
поршнем; сюда относятся масса комплекта поршня и отнесенная
к поршню часть массы шатуна;
б) силы инерции масс, вращающихся вместе с коленом вала, а
именно: массы самого колена и отнесенной к нему части шатуна.
На основании уравнений (169) и (172) сила инерции поступа-
тельно движущихся масс будет:
- - (<W».p + JR (cos «+2^) =
(cos (175)
где Afn — суммарная масса поступательно движущихся частей.
Силу инерции Pja, как и ускорение поршня, можно рассматри-
вать состоящей из двух слагаемых: а) силы инерции первого поряд-
ка Р>п1 и б) силы инерции второго порядка РУп11. При этом
РЛ1 = — Л4пшгР cos а;
РУпП = -Л1п^Р^.
Сила инерции вращающихся масс определяется при помощи
уравнений (173) и (174):
PJBP = %р =(7ИШвр 4- Мк) =жвр(0*/г, (176)
где 7ИВр — суммарная масса вращающихся частей.
ГЛАВА XV
ДИНАМИЧЕСКИЕ ДИАГРАММЫ ДВИГАТЕЛЯ
В течение полного периода работы двигателя, равного двум
оборотам коленчатого вала, действующие в нем силы изменяются.
Зависимость величин этих сил от угла поворота коленчатого вала
обычно изображается графически. Получающиеся диаграммы назы-
ваются динамическими диаграммами двигателя. Динамические диа-
граммы необходимы для расчета двигателя на прочность, так как
позволяют выявить максимальные значения действующих сил. Кроме
230
ТОГО, динамические диаграммы служат для расчета двигателя на
изнашивание и для определения равномерности его работы.
§ 49. ДИАГРАММЫ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ ОТ ОДНОГО ЦИЛИНДРА
1. Диаграмма сил инерции поступательно движущихся масс.
Построение этой диаграммы производится при помощи уравнения
(175)- При этом независимо от знака силы инерции Р]а, обусловлен-
ного знаками и величиной входящих в уравнение (175) членов, по.
строение диаграммы удобно производить, считая силу PJn, спо.
собствующую движению поршня, положительной, а силу, препят-
ствующую этому движению,—отрицательной.
Фиг. 97. Диаграмма зависимости сил инерции'поступагельно движу-
щихся масс (/’/„) от угла поворота коленчатого вала (а).
Согласно этому правилу знаков на фиг. 97 построена зависи-
мость величины Pjn от угла поворота коленчатого вала. Как видно,
применение принятого правила знаков приводит к тому, что силы
pJn в мертвых точках претерпевают разрыв. Это объясняется тем,
что при одинаковом направлении действия силы изменение на-
правления движения поршня на обратное делает эту силу из спо-
собствующей движению поршня силой, препятствующей его дви-
жению в новом направлении.
2. Диаграмма сил от давления газов. Для построения этой
диаграммы предварительно следует выяснить величину давлений
газов по индикаторной диаграмме. Эта величина давлений должна
соответствовать развиваемой двигателем индикаторной мощности,
полученной в результате теплового расчета.
Теоретическая индикаторная работа (§ 14) представляет собой
разность работы расширения и работы сжатия теоретического
цикла двигателя, т. е. (фиг. 98):
Li = L'g—— L(c—a)’
Из термодинамики известно, что работа L^-e) политропы расши-
рения может быть выражена следующим уравнением:
где п? — показатель политропы расширения.
?31
Точно так же работа Цс-а\ политропы сжатия будет:
1
г ____ РсУс
Чс-а)— п_у
РсУс
«1 — 1
е«г -1
где «j — показатель политропы сжатия.
Таким образом выражение для Lt можно переписать, учиты-
вая, что V, = Vc, так:
1
рУг -
г
е”1”1
"7^ 1
l^T-PcVc n~X
1 1
г"*-1
ла-1
Фиг. 98. Теоретический цикл двигателя.
иЛи
Лх— 1 / ‘
Найдем выражение для
определения величины р2.
Индикаторная работа свя-
зана уравнением (37) с тео-
ретической индикаторной
работой, а именно:
^1 — Lftw
Исходя из уравнения(46)
среднего индикаторного да-
вления и заменив в нем
теоретическую индикатор-
ную работу по предыду-
щему уравнению, получаем:
Li__
Pi~ К” Vh^
Но
' 1 1
------------------------------------------------------А
Ус Ус
yh Уа-Ус
1
^-1
Ус
v п
’« «1 — 1 .
1
е — 1 ’
поэтому:
/ 1
1
ел«'
и2 — 1
Рс
I—1
e1
«1—1
(177)
,п,—1
В уравнении (177) неизвестными являются максимальное давле-
ние р2 и давление конца сжатия рс теоретического цикла; величины
А> 6 и входящие в него, известны из теплового расчета, а пока-
зателями политроп л2 и «х можно задаться (§ 8 и 10).
232
Давление конца сжатия рс связано с давлением начала сжатия р
уравнением политропы:
PaV'a'^PcVc1
ИЛИ
Рс=Ра^П1-Ра^- (178)
Зная давление ра, определяют по уравнению (178) давление рс,
после чего при помощи уравнения (177) подсчитывают максималь-
ное давление р2.
Давление начала сжатия ра зависит от давления воздуха, посту-
пающего в двигатель, и от перепада давления в течение напол-
нения. Динамические диаграммы обычно рассчитываются для номи-
нального режима двигателя. Поэтому давление внешнего воздуха
и перепад давления при наполнении, а следовательно, и давление
ра должны соответствовать условиям этого режима. Так как давле-
ние рс примерно в четыре раза меньше давления рг, то при опре-
делении последнего по уравнению (177) оно сравнительно мало
зависит от величины д.. Поэтому давление рг, а следовательно, и
влияющее на него по уравнению (178) давление ра можно вычислять
со сравнительно небольшой точностью.
У невысотных двигателей номинальный режим довольно близок
к режиму работы при полном открытии дросселя и номинальном
числе оборотов, для которого производится тепловой расчет. По-
этому возможно пользоваться данными теплового расчета, получая
в результате несколько преувеличенные значения рс и pz,
В этом случае перепад давления в конце наполнения опреде-
ляется при помощи уравнения (55):
¥„=/>о^(1-Л (179)
так как все входящие в это уравнение величины либо известны
из теплового расчета, либо могут быть выбраны (§ 22—1).
После определения Ьра давление в конце наполнения, а следо-
вательно, и в начале сжатия, вычисляется из соотношения:
Ра = Р«— ЬРа- (180)
Таким образом максимальное давление рг для невысотных дви-
гателей определяется в следующем порядке: первоначально по
уравнению (179) вычисляют величину кра, а по уравнению (180)
давление ра-, после этого давление конца сжатия рс определяется
при помощи уравнения (178), а затем давление р, по уравне-
нию (177).
У переразмеренных двигателей номинальный режим соответ-
ствует работе на земле со значительно прикрытым дросселем.
Вследствие этого давление ра, определенное тем же методом, что
и для невысотных двигателей, будет значительно преувеличено,
так как оно соответствует работе двигателя на эквивалентном ре-
жиме, для которого производится тепловой расчет. Для получения
Давления раа на поминальном режиме можно приближенно считать,
238
что оно изменяется пропорционально фактору дросселирования j
(получая несколько преуменьшенные значения). Таким образом
искомая величина ран определяется из соотношения:
Pa„=Pa3KBf> <181>
где Разкв—давление на эквивалентном режиме, определенное при
помощи уравнений (179) и (180) так же, как и для невысотных дви-
гателей.
После нахождения ран давления рс и рг определяются, как и
ранее, при помощи уравнений (177) и (178), причем величина pt
должна соответствовать номинальному режиму.
Для двигателей с нагнетателями динамические диаграммы рас-
считываются при работе двигателя на расчетной высоте, так как
номинальный режим этих двигателей рассматривается на этой вы-
соте. В этом случае давление в конце наполнения и начале сжатия
ра/1 можно приближенно определять, считая, что оно изменяется
пропорционально давлению поступающего воздуха. Таким образом
P°k==Pa^' (182)
где ра — давление в конце наполнения того же двигателя, но без
нагнетателя, работающего на земле при номинальном числе
оборотов и полностью открытом дросселе;
pk—абсолютное давление во всасывающем трубопроводе за
нагнетателем;
/>oj — абсолютное давление двигателя без нагнетателя в том же
месте всасывающего трубопровода, что и давление pk при
установке нагнетателя.
Давление ра определяется при помощи уравнений (179) и (180)
так же, как и для невысотных двигателей. После определения pak
давление в конце сжатия pck и максимальное давление теорети-
ческого цикла ргк, как и ранее, вычисляют по уравнениям (177) и
(178), принимая для pt значение, соответствующее номинальному
режиму. Значения величин nlt я2 и можно брать теми же, что и
для невысотных двигателей.
Давление ра изменяется для большинства двигателей в сравни-
тельно узких пределах. Поэтому при грубых подсчетах можно не
применять уравнений (179) и (180), а задаваться величиной ра в
пределах 0,87^-0,93 кг/см2.
После определения величин давлений рс и рг политропы сжатия
и расширения строятся по точкам при помощи их уравнений. Для
политропы сжатия давление рх при некотором произвольном объеме
Vr равно:
( Vc\n>
P.-PeU) •
Давление рх для политропы расширения будет:
234
После вычисления достаточного количества точек (пяти-шести)
их наносят на диаграмму и проводят по ним кривые сжатия и
расширения. Для получения теоретического цикла эти кривые сое-
диняют по краям вертикальными прямыми постоянного объема.
Построенный таким образом теоре-
тический цикл является исходным для
получения индикаторной диаграммы.
При этом нужно иметь возможность
перехода от углов поворота коленча-
того вала к соответствующим измене-
ниям объема цилиндра. Вместо послед-
них на диаграмме можно рассматри-
вать пропорциональные им перемещения
поршня. Связь между перемещениями
поршня и углами поворота коленчатого
вала, даваемая уравнением (162), до-
вольно сложна, поэтому более удобно
применять графический метод, заклю-
чающийся в следующем (фиг. 99).
180 540
<iiSs
270
315
300
~ 285
Фиг. 99. Построение индикаторной диаграммы по диаграмме теорети-
ческого цикла.
720 000
Ж
№ s,
Под диаграммой цикла проводят полуокружность радиусом,
равным по масштабу диаграммы. Одновременно этот радиус
можно считать равным радиусу коленчатого вала R (в мас-
Щтабе диаграммы). Тогда при бесконечной длине шатуна проекция
935
конца радиуса, наклоненного под углом а к оси абсцисс, дает на
этой оси перемещение поршня или изменение объема цилиндра,
соответствующее повороту коленчатого вала на угол а от в. м. т.
[уравнение (163)]. Однако получаемые таким образом величины бу-
дут отличаться от действительных вследствие конечной длины
J о R2
шатуна; при повороте вала на 90 разница достигнет As — [урав-
нение (164)].
Поэтому, для получения более точных результатов, на диа-
грамме намечают точку, смещенную от центра полуокружности
к н. м. т. на расстояние As (поправка Брикса) в масштабе диа-
граммы, считая на ней размер Vh, одновременно равным пол-
ному ходу поршня S. Луч, проведенный из этой точки под
углом а (отсчитываемый от в. м. т.) к оси абсцисс, дает при
пересечении с окружностью точку, проекция которой на ось
абсцисс указывает соответствующее положение поршня, а сле-
довательно, и объем цилиндра. В этом случае при повороте
вала на 90° путь поршня равен его величине, вычисленной по
уравнению (162).
Переход от теоретического цикла к индикаторной диаграмме
состоит в следующем:
а) Линию сообщения тепла (с — z) заменяют (фиг. 98) линией
процесса сгорания, которое не происходит мгновенно. Можно счи-
тать, что действительное максимальное давление на 15-н2О°/о меньше
рг и имеет место при повороте коленчатого вала на 10-<-15° после
в.м.т. Кроме того, заметное повышение давления вследствие сго-
рания начинается примерно на 10н-12° поворота коленчатого вала
позже момента зажигания смеси. Поэтому для получения истин-
ной кривой сгорания на линии сжатия намечают точку начала
повышения давления, учитывая величину опережения зажига-
ния; исходя из этой точки, округляет конец сжатия и ведут
дальше наклонную прямую к точке максимального давления,
делая плавный переход на линию расширения, как это показано
на фиг. 99.
б) Наметив на диаграмме момент открытия выхлопного клапана
(исходя из величины опережения выхлопа 40н-70°), округляют
конец расширения и плавно переводят в линию выхлопа (фиг. 99).
Последнюю проводят при давлении рг, которое можно для всех
двигателей считать на 5н- 10% выше внешнего барометрического
давления.
в) Проводят линию наполнения при давлении ра и плавно сое-
диняют ее с линией выхлопа, как это показано на фиг. 99.
После округления диаграммы следует проверить разницу между
теоретическим и действительным циклами, которая должна соот-
ветствовать выбранному в тепловом расчете коэфициенту полноты
диаграммы -qw.
Используя полученную индикаторную диаграмму, возможно по-
лучить диаграмму сил от давления газов в зависимее™ от угла
поворота коленчатого вала. Сила от давления газов Р выражается
уравнением:
— Рпор {р Ро)
(183)
236
где F„op — площадь поршня в см2\
р — давление газов по диаграмме, т. е. абсолютное давление
в кг/см2',
Ро — давление внешней среды, т. е. абсолютное давление газов,
действующее на другую сторону днища поршня. Для
двигателей с нагнетателями это давление будет рЛрясч.
Используя имеющуюся на диаграмме связь между углами пово-
рота вала и объемами в цилиндре, определяют значения Рг для ряда
углов поворота вала, которые обычно берут с интервалами в
Фиг. 100. Зависимость силы от давления газов Рг от угла
поворота коленчатого вала.
в предыдущем пункте правило знаков. Откладывание под индика-
торной диаграммой углов поворота вала должно производиться
в направлении движения вала так, как это представлено на фиг. 99.
При этом принято отсчет углов а вести от в. м.т. в момент начала
хода всасывания.
Получающаяся в результате указанного подсчета диаграмма
сил от давления газов приведена на фиг. 100.
3. Диаграмма суммарных сил, действующих по оси цилиндра.
По направлению оси цилиндра действуют две силы: сила инерции
поступательно движущихся масс Pjn и сила от давления газов Рт
Алгебраическая сумма этих двух сил дает суммарную (равнодей-
ствующую) силу Ps, которая выражается уравнением:
Pi=Pr + PJn- (184)
Для получения кривой изменения суммарной силы достаточно
сложить по точкам кривые диаграмм, представленных на фиг. 97
и 100. Получающаяся при этом диаграмма приведена на фиг. 101.
237
Для ясности там же вторично изображены кривые изменения сил
PJ и Рт-
Jn г
Как видно, силы инерции уменьшают давление конца сжатия
Фиг. 101. Зависимость суммарной силы действующей
по оси цилиндра, от углов поворота коленчатого вала а.
например, в случае очень быстроходных двигателей, давление сум-
марной силы в конце расширения может быть больше, чем в
Фиг. 102. Распреде-
ление сил в криво-
шипном механизме.
момент максимального давления в цилиндре.
4. Диаграмма сил, действующих по оси ша-
туна и на стенку цилиндра. Так как ось шатуна
в общем случае бывает наклонена по отноше-
нию к поршню, то суммарная сила Ръ, переда-
ваясь на шатун, дает дополнительную слагаю-
щую N, действующую нормально к стенке ци-
линдра.
Исходя из схемы, представленной на фиг. 102,
определяем величину этой силы:
W=Pstg₽. (185)
Величина силы К, направленной по оси ша-
туна, будет:
Полученные при помощи уравнений (185) и
(186) диаграммы этих сил приведены на фиг. 103.
При построении силы обычно считают положи-
тельным ее направление, создающее опрокиды-
вающий момент, противоположный направлению
вращения коленчатого вала, как это и показано на фиг. 102. Так
как угол р обычно не превышает 17-т-18°, то величина cos р всегда
238
близка к единице. Поэтому при не очень точных вычислениях воз-
можно его в уравнении (186) не учитывать и считать, что
Сила К передается по шатуну на шатунную шейку вала, а сила?/
создает момент, стремящийся повернуть двигатель вокруг коленча-
того вала.
на, и сил N, действующих на стенку цилиндра,- от углов
поворота коленчатого вала.
5. Диаграмма тангенциальных и нормальных сил, действую-
щих на шатунную шейку. Передающуюся на шатунную шейку
вала силу К можно разложить на две составляющих, одна из
которых направлена касательно к окружности, описываемой ра-
диусом колена, а другая — нормально к первой, т. е. по направле-
нию радиуса колена. Поэтому первая сила Т обычно называется
тангенциальной, а вторая Z — нормальной. На основании схемы,
представленной на фиг. 102, величины этих сил можно определить
при помощи следующих уравнений:
Г= Д' sin (а -|~ ₽)
Z = K cos (а —
(187)
(188)
Тангенциальная сила является единственной силой, обусловли-
вающей крутящий момент на валу, так как направление действия
Нормальной силы всегда проходит через ось вращения вала. Поэ-
тому крутящий момент на валу выражается уравнением:
Mt=T-R. (189)
239
Так Иак раДИус колена А является величиной постоянной, то
Диаграмма тангенциальных сил (фиг. 104) может служить также
Фиг. 101. Зависимость тангенциальных Т (сплошная
линия) и нормальных Z (пунктирная линия) сил от
углов поворота коленчатого вала.
и диаграммой крутящих моментов, для чего нужно лишь изменить
масштаб на оси ординат.
При построении диаграммы нормальных сил общее правило
знаков не имеет смысла, так как эти силы ни помогать, ни пре-
пятствовать движению вала не могут. Обычно принимают силы,
растягивающие колено, положительными, а сжимающие — отрица-
тельными.
Приведенная на фиг. 104 диаграмма этих сил получена при со-
блюдении этого правила знаков.
Помимо нормальной силы действует вдоль радиуса колена рас-
тягивающая его центробежная сила Р,ш части массы шатуна (урав-
нение 173). Таким образом суммарная нормальная сила будет:
ш вр
(190)
Сила PJm всегда положительна и постоянна по величине. По-
этому для получения диаграммы суммарной нормальной силы Zs
достаточно ось абсцисс диаграммы сил Z перенести вниз на вели-
чину PJul , как это и сделано на фиг. 104.
Для упрощения подсчетов, связанных с построением динами-
ческих диаграмм, в табл. 10—16 приведены значения тригономе-
трических величин, входящих в предыдущие уравнения.
243
Таблица 10
Значений величин А = 1 + — (cosа-]———
ос° Знак величины А X Знак величины А в”
3,3 3,5 3,7 3,9
0 0,000 0,000 0,000 0,000 360
10 0,020 0,019 0,019 0,019 350
20 0,078 0,077 0,076 0,075 340
30 0,172 0,170 0,168 0,166 330
40 0,297 0,293 0,290 0.287 320
50 0,446 0,441 0,436 0,432 310
60- 0,614 0,607 0,601 0,596 300
70 0,792 0,784 0,777 0,771 290
80 0,973 0,965 0,957 0,957 280
90 1,151 1,143 1,135 1,128 270
100 1,321 1,312 1,304 1,298 260
ПО 1,476 1,468 1,461 1,455 250
120 1,614 1,607 1,601 1,596 240
130 1,732 1,727 1,722 1,718 230
140 1,829 1,825 1,822 1,819 220
150 1,904 1,902 1,900 1,898 210
160 1,958 1,956 1,955 1,955 200
170 1,989 1,989 1,989 1,989 190
180 2,000 2,000 2,000 2,000 180
Таблица 11
„ > ( , . sin 2а \
Значения величин А = ( sin а -—)
а0 Знак величины А X Знак величины А а*
3,3 3,5 3,7 3,9
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 НО 120 130 140 150 160 170 180 0,000 0,225 0,439 0,631 0,792 0,915 0,997 1,037 1,036 1,000 0,933 0,842 0,735 0,617 0,494 0,369 0,247 0,122 0,000 0,000 0,225 0,434 0,624 0,783 0,907 0,989 1,031 1,034 1,000 0,936 0,848 0,742 0,625 0,502 0,376 0,250 0,125 0,000 0,000 0,220 0,429 0,617 0,776 0,899 0,983 1,026 1,031 1,000 0,939 0,853 0,749 0,633 0,510 0,383 0,255 0,127 0,000 0,000 0,217 0,424 0,611 0,770 0,892 0,977 1,022 1,029 1,000 0,941 0,857 0,755 0,640 0,516 0,389 0,259 0,130 0,000 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 360 350 340 330 320 310 300 290 280 270 260 250 240 230 220 210 200 190 180
1g
и Общ. кур о авиадвигателей. I860 241
Таблица 12
, Cos 2а\
Значения величин А = ^соз а + X )
Знак X Знак
«• величины ——— Ть-—- величины а*
А 3,3 3,5 3,7 3,9
0 1,303 1,286 1,270 1,256 360
10 1,270 1,253 1,239 1,226 350
20 1,172 1,159 1,147 1,136 340
30 1,017 1,009 1,001 0,994 330
40 0,819 0,816 0,813 0,811 320
50 0,590 0,593 0,596 0,598 - ЗЮ
60 0,348 0,357 0,365 0,372 300
70 0,110 0,123 0,315 0,146 290
80 0,111 0,095 0,080 0,067 280
90 0,303 0,286 0,270 \ 0,256 270
100 0,458 0,442 0,428 0,415 260
НО 0,574 0,561 0,549 0,538 250
120 0,651 0,643 0,635 0,628 240
130 0,695 0,692 0,690 0,687 230
140 0,713 0,716 0,719 0,722 220
150 0,714 0,723 0,731 0,738 210
160 0,708 0,721 0,733 0,743 200
170 0,700 0,716 0,731 0,744 190
180 0,697 « 0,714 0,730 0,744 180
Таблица 13
Значения величин cos р
Знак X Знак
ОС величины величины
COS0 3,3 3,5 3,7 3,9 cos ₽
0 1,000 1,000 1,000 1000 360
10 0,999 0,999 0,999 0*999 350
20 0,995 0,995 0,996 0’996 340
30 0,988 0,990 0,991 0*992 330
40 0,981 0,983 0,985 0’986 320
50 0,973 0,976 0,978 0*980 310
60 . 0,965 0,969 0,972 0*975 300
70 0,959 0,963 0,967 0 970 290
80 0,954 0,960 0,964 0,968 280 1
90 0,953 0,958 0,963 0 967 270
100 0,954 0,960 0,964 0*968 260 1
110 0,959 0,963 0,967 0 970 250
120 0,965 0,969 0,972 0,975 240 1
130 0,973 0,976 0,978 0,980 230
140 0,981 0,983 0,985 0,986 220 I
150 0,988 0,980 0,991 0,992 210
160 0,995 0,995 0,996 0,996 200
170 0,999 о',999 0,999 0,999 190 1
180 + 1,000 1,000 1,000 1,000 180
242
Таблица 14
Значения величин tg fl
а" Знак величины tgP X Знак величины tg ₽
3,3 3,5 3,7 3,9
0 0,000 0,000 0,000 0,000 360
10 0,053 0,050 0,047 0,044 —. 350
20 0,104 0,098 0,093 0,088 — 340
30 0,153 0,144 0,136 0,128 — 330
40 0,199 0,187 0,176 0,167 — 320
50 0,239 0,224 0,212 0,200 — —- 310
60 0,272 0,255 0,241 0,228 — 300
70 0,297 0,279 0,263 0,248 —. 290
80 0,313 0,293 0,276 0,261 — 280
90 0,318 0,298 0,281 0,265 270
100 0,313 0,293 0,276 0,261 — 260
ПО 0,297 0,279 0,263 0,248 — 250
120 0,272 0,255 0,241 0,228 — 240
130 0,239 0,224 0,212 0,200 —. 230
140 0,199 0,187 0,176 0,167 — 220
150 0,153 0,144 0,136 0,129 210
160 0,104 0,098 0,093 0,088 200
170 0,053 0,050 0,047 0,044 — 190
180 0,000 0,000 0,000 0,000 — 180
Таблица 15
Значения величин sin (а + g)
а° Знак величины sin (а + Р) X Знак величины Sin (а + р) а*
3,3 3,5 3,7 3,9
0 0,000 0,000 0,000 0,000 — 360
10 0,225 0,224 0,219 0,217 350
20 0,438 0,435 0,427 0,423 — 340
30 0,625 0,622 0,612 0,607 — 330
40 0,779 0,776 0,766 0,760 — 320
50 0,894 0,967 0,891 0,882 0,877 — 310
60 0,965 0,959 0,955 —. 300
70 0,998 0,998 0,996 0,994 290
80 0,992 0,993 0,995 0,997 — 280
90 0,953 0,956 0,963 0,967 * 270
100 0,888 0,892 0,903 0,909 —. 260
110 0,803 0,808 0,822 0,829 — 250
120 н 0,704 0,710 0,725 0,733 ___ 240
130 0,596 0,602 0,616 0,625 230
140 0 481 0,486 0,500 0,508 220
150 0,363 0,367 0,378 0,385 210
160 0,243 0,246 0,254 0,258 — 200
170 0,122 0,123 0,127 0,130 190
180 "1“ 0,000 0,000 0,000 0,000 — 180
243
Таблица 16
Значения величин соз(а-[-₽)
#1° Знак величины cos (а + 3) X Знак величины cos (а + ₽) а*
3,3 3,5 3,7 3,9
0 1,000 1,000 1,000 1,000 360
10 0,974 0,975 0,976 0,976 350
20 0,899 0,902 0,904 0,906 340
30 0,780 0,786 0.791 0,795 330
40 0,626 0,635 0,643 0,650 320
50 0,448 0,459 0,470 0,480 310
60 0,255 0,270 0,284 0,295 300
70 0,060 0,077 0,092 0,106 290
80 0,128 0,111 0,095 0,081 280
90 0,303 0,286 0,270 0,256 270
100 0,460 0,444 0,430 0,417 260
ПО 0,596 0,582 0,570 0,559 250
120 0,710 0,699 0,689 0,680 240
130 0,803 0,795 0,788 0,781 230
140 0,877 0,871 0,866 0,862 220
150 0,932 0,929 0,926 0,923 210
160 0,970 0,969 0,967 0,966 200
170 0,993 0,992 0,992 0,992 190
180 1,000 1,000 1,000 1,000 180
§ 50. ДИАГРАММЫ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ОДНУ ШЕЙКУ ВАЛА
Как уже указывалось выше, в авиационных двигателях на одну
шатунную шейку вала большей частью работает не один, а два
или больше цилиндров. Для получения суммарных сил, действую-
щих от этих цилиндров на шейку вала, необходимо сначала выяс-
нить, относительное выраженное в градусах поворота вала сме-
щение по времени как одинаковых процессов, происходящих в этих
цилиндрах, так, следовательно, и мертвых точек. Для этого доста-
точно знать порядок зажигания по цилиндрам.
1. Порядок зажигания в цилиндрах. При выборе порядка зажи-
гания руководствуются следующими общими соображениями:
а) За полный период работы в 720° должны произойти вспышки
во всех цилиндрах двигателя. Для получения максимально возмож-
ной равномерности работы и меньшей величины максимальных
значений суммарного крутящего момента всего двигателя интервалы
между вспышками во всех цилиндрах следует делать одинаковыми.
При соблюдении этого условия угол поворота коленчатого вала
между двумя последовательными вспышками должен быть равен:
т==720 (191)
где г —число цилиндров.
Равные интервалы между вспышками желательно иметь также
с точки зрения работы магнето, о чем более подробно будет ука-
заножв соответствующей главе.
244
Фиг. 105. Схема расположения цилиндров и форма
коленчатого вала четырехнилиндрового однорядного
двигателя.
б) Форму коленчатого вала, т. е. расположение колен, жела-
тельно делать таким образом, чтобы центробежные силы отдель-
ных колен взаимно уравновешивались и не образовывали неуравно-
вешенной пары сил.
в) Для более равномерного распределения нагрузок по картеру
желательно в однорядных и многорядных двигателях последова-
тельные вспышки производить в цилиндрах, не расположенных
на картере рядом.
Ниже приведен порядок зажигания, обычно применяемый в наи-
более употребительных типах двигателей. Этот порядок легко
устанавливается на основе изложенных выше соображений.
А. Однорядный четырехцилиндровый двигатель.
Схема расположения цилиндров и форма коленчатого вала приве-
дены на фиг. 105. Угол
поворота коленчатого
вала между соседними |
вспышками, постоян-
ный для всех цилин-
дров, будет равен:
у== 1^ = 180°.
• 4
При изображенной
форме коленчатого ва-
ла возможны два рав- .
ноценные варианта по-
рядка зажигания по ци-
линдрам (соответствен-
но нумерации, приве-
денной на фиг. 105):
1—3—4—2—1 или 1—2—4—3—1.
Б. Однорядный шестицилиндровый двигатель
фиг. 106). Интервал между вспышками равен:
у== 1^ = 120°.
4 о
Порядок зажигания
1_5_3_6-2—4—1.
В. Цвухрядный восьмицилиндровый двигатель
(V-o б р а з н ы й). Этот двигатель можно рассматривать как сдвоен-
ный четырехцилиндровый двигатель. Схема расположения цилин-
дров и форма коленчатого вала представлены на фиг. 107. Как
видно, двигатель имеет два ряда цилиндров 1—4 и 5—8, угол
между которыми (угол развала) равен 90°. Коленчатый вал имеет
четыре колена (I—IV), а следовательно, на каждую шатунную
шейку действуют силы от двух цилиндров. Угол поворота колен-
чатого вала между вспышками должен быть равен:
7 = ^1 = 90°.
245
Легко заметить, что угол 90° между двумя рядами цилиндров
является обязательным для получения равных интервалов между
вспышками.
Порядок зажигания по цилиндрам будет следующий:
1-8-3 — 6—4—5—2—7—1.
Фиг. 106. Схема расположения цилиндров и форма коленчатого вала
шестицилиндрового однорядного двигателя.
Как видно, в каждом ряду порядок зажигания тот же, что и
в четырехцилиндровом двигателе. При этом зажигание в каждом
ряду цилиндров начинается с противоположной стороны коленча-
Фиг. 107. Схема расположения цилиндров и форма
коленчатого вала двухрядного восьмицилиндрового
двигателя.
того вала и смещено
на 90°.
Г. Двухрядный
(V-образный) две-
надцатицилиндро-
вый двигатель
(фиг. 108). Этот двига-
тель представляет со-
бой сдвоенный одно-
рядный шестицилинд-
ровый двигатель. Угол
поворота вала между
вспышками равен:
720’ спо
т = __^60.
Порядок зажигания
по цилиндрам:
1-12—5-8—3—10-6—7—2—11—4-9—1.
Д. Трехрядный двенадцатицилиндровый (W-o б раз-
ный) двигатель. Его можно рассматривать как строенный
четырехцилиндровый двигатель (фиг. 109). Угол между вспышками,
как и в предыдущем случае, равен 60°.
Порядок зажигания:
1 —8 -9—3—6 -11—4—5 -12—2—7—10—1.
246
Е. Звездообразные (радиальные) двигатели. В этих
двигателях все цилиндры обслуживаются одноколенным валом.
Для получения равных интервалов между вспышками зажигание
производится через один цилиндр в направлении вращения вала.
Фиг. 108. Схема расположения цилиндров и форма коленчатого вала двух-
рядного (V-образного) двенадцатицилиндрового двигателя.
Фиг. 109. Схема расположения цилиндров и форма коленчатого вала
угрехрядного (W-образного) двенадцатицилиндрового двигателя.
Для примера нафиг. НО приведены схема расположения цилин^
дров и форма коленчатого вала для пятицилиндрового двигателя.
В этом случае
720’
у = —=
144°.
Порядок зажигания по цилиндрам:
1—3—5—2—4—1.
247
Фиг. ПО. Схема расположения цилиндров и форма
коленчатого вала звездообразного пятицилиндрового
двигателя.
Как видно, равные интервалы между вспышками возможно
иметь лишь при нечетном числе цилиндров. Вследствие этого
не применяются звездообразные двигатели с четным числом ци-
линдров в одной звезде.
2. Диаграммы нормальных и тангенциальных сил, действую-
щих на одну шатунную шейку вала. При работе нескольких
цилиндров на одну шатунную шейку их тангенциальные и нор-
мальные силы складываются между собой, давая соответствующие
суммарные силы. Для получения последних можно пользоваться 1
диаграммой тангенциальных и нормальных сил, полученных для
одного цилиндра, считая эту диаграмму применимой для всех ци-,
линдров (т. е. не учитывая влияния кинематики боковых шату-
нов). При этом следует
иметь в виду, что одно-
именные точки диа-
граммы для отдельных !
цилиндров смещены
между собой на угол •
поворота коленчатого
вала, равный интерва-
лу между вспышками
в этих цилиндрах, со-
ответственно сущест-
вующему порядку за-
жигания. Метод полу-
чения диаграммы сум-
марных сил, действую-
щих на одну шатунную
шейку, . лучше всего
поясняется примером.
Пример. Определить
диаграмму суммарных
тангенциальных сил, действующих на вторую шатунную шейку
восьмицилиндрового двухрядного двигателя, схема которого при-
ведена на фиг. 107, исходя из диаграммы тангенциальных сил
одного цилиндра, приведенной на фиг. 111, и указанного выше
порядка зажигания.
Из схемы, представленной на фиг. 107, видно, что на вторую
шатунную шейку действуют силы от второго и шестого цилинд-
ров. Из применяемого порядка зажигания следует, что начало
всасывания в шестом цилиндре происходит на 270° (на три
интервала между соседними вспышками) раньше, чем во втором
цилиндре.
Примем, что заданная диаграмма относится ко второму цилиндру,
т. е., что а представляет собой угол между коленом и осью этого
цилиндра. Диаграмма сил от шестого цилиндра имеет тот же вид,
но для получения связи между этими силами и углами «, опреде-
ляемыми по отношению к оси второго цилиндра, под осью абсцисс
диаграммы фиг. 111 проводится вторая шкала, на которую следует
нанести те же углы а, но координированные по отношению к силам,
действующим от шестого цилиндра.
248
Так как процессы в шестом цилиндре опережают процессы
во втором цилиндре на 270° поворота вала, то при а = 0, т. е. при
положении вала в в. м. т. для второго цилиндра будет от
шестого цилиндра передаваться сила, соответствующая повороту
коленчатого вала на 270° после в. м. т. при начале всасывания
Фиг. 111. Метод получения диаграммы суммарной тангенциальной силы,
действующей на вторую шатунную шейку коленчатого вала восьми-
цилнндрового V-образного двигателя.
в этом цилиндре. Поэтому точка « = 0 (или 720°) для силы от ше-
стого цилиндра расположится против а = 270° на шкале для второго
цилиндра, как это и видно по диаграмме. Исходя из этой точки,
на второй шкале наносят все углы а, координированные относи-
тельно сил от шестого цилиндра.
щей на вторую шатунную шейку коленчатого вала восьмицилиндро-
вого V-образного двигателя, от углов поворота коленчатого вала а, из-
меряемых по отношению к оси второго цилиндра.
После нанесения второй шкалы достаточно для получения диа-
граммы суммарной тангенциальной силы на второй шейке сло-
жить алгебраически силы, относящиеся к одинаковым углам а
по обеим шкалам (т. е. действующие одновременно), и результаты
нанести на новую диаграмму. Получившаяся в результате этого
диаграмма суммарной тангенциальной силы приведена на фиг, 112.
249
Подобный метод применим для любого количества цилиндров,
действующих на одну шатунную шейку. Следует отметить, что
в случае сложения нормальных сил при системе сочлененных ша-
тунов проще предварительно суммировать силы Z, так как в этом
случае имеется лишь одна сила РУшвр [уравнение (173)], которая
в дальнейшем прибавляется методом перенесения оси абсцисс,
как и в случае получения силы от одного цилиндра (§ 49—5).
3. Диаграмма сил, действующих на одну опорную шейку
вала. Диаграмма сил, действующих на опорную шейку, т. е. на
опорный подшипник, определяется в результате сложения сил,
действующих на примыкающие к ней шатунные шейки вала При
этом берется половина каждой силы и сложение производится
геометрически с учетом угла между коленами. Силы, действую-
щие на каждую шейку, определяются с учетом углового смещения
работы отдельных цилиндров тем же способом, что и в предыду-
щем случае. Помимо сил, действующих на шатунные шейки, сле-
дует также учитывать половину центробежной силы каждого
колена.
§ 51. ДИАГРАММА СУММАРНЫХ ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ СИЛ ДЛЯ ВСЕГО
ДВИГАТЕЛЯ
Получение суммарной тангенциальной силы для всего двигателя
возможно осуществить тем же методом, который был применен
Фиг. 113. Метод получения диаграммы суммарных тангециальны сил
для четырехцилиндрового двигателя.
Однако в этом случае порядок зажигания по цилиндрам, очевидно, •
не имеет значения, а важен лишь интервал между вспышками у.
Поэтому под диаграммой тангенциальной силы одного цилиндра
проводят дополнительные шкалы по числу оставшихся цилиндров,
причем на каждой шкале начало отсчета углов а смещают на угол у.
После этого суммируют все силы, относящиеся к одной величине
углов а, и- результат наносят на новую диаграмму.
250
Пример подобного построения для четырехцилиндрового дви-
гателя (у =180°) приведен на фиг. 113, а диаграмма полученной
Фиг. 114. Диаграмма суммарной тангенциальной силы для четырех-
цилиндрового двигателя.
суммарной тангенциальной силы — на фиг. 114. Как уже указыва-
лось выше, последняя диаграмма является одновременно диаграм-
мой суммарных крутящих моментов двигателя.
Фиг. 115. Диаграмма суммарной тангенциальной силы для шесги-
цилиндрового двигателя.
Отношение максимальной суммарной тангенциальной силы к сред-
ней, или, что то же, отношение максимального крутящего момента
к среднему, называется степенью неравномерности крутящего мо-
максимального крутящего момента при заданной мощности. Оче-
251
видно, что последний момент будет тем выше, чем больше степень
неравномерности.
По мере увеличения числа цилиндров степень неравномерности
крутящего момента понижается. В этом состоит одно из основных
преимуществ многоцилиндровых двигателей. Так, для одноцилиндро-
вого двигателя <т^8-н9, для четырехцилиндрового ess 2, для
шестицилиндрового а —1,2 и для двенадцатицилиндрового а» 1,13.
Это понижение степени неравномерности крутящего момента обу-
словливается уменьшением колебания крутящего момента, т. е. сум-
марной тангенциальной силы при увеличении числа цилиндров. Для
примера на фиг. 115 и 116 приведены диаграммы суммарных тан-
генциальных сил шести- и двенадцатицилиндрового двигателя. Эти
диаграммы, как и диаграмма, представленная на фиг. 114, хорошо
иллюстрируют влияние числа цилиндров на равномерность крутя-
щего момента.
ГЛАВА XVI
УРАВНОВЕШИВАНИЕ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
§ 52. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Работа двигателя связана с появлением в нем различных сил.
Все эти силы можно разделить на две группы: а) уравновешенные
силы и б) неуравновешенные силы.
К уравновешенным силам относятся силы, которые уравнове-
шиваются силами реакций внутри двигателя и не передаются на
его опоры. Сюда относятся силы от давления газов, силы тре-
ния и пр.
К неуравновешенным в двигателе силам принадлежат все силы,
которые могут вызывать его перемещение и, следовательно, вос-
принимаются опорами, т. е. передаются на подмоторную раму.
К этим силам относятся: силы сопротивления воздуха вращению
винта, все силы инерции и силы, внешние по отношению к двига-
телю. В число последних входят силы реакции струи выхлопных
газов, вес двигателя и пр.
Неуравновешенные силы, постоянные по величине и направле-
нию действия, как например вес двигателя, воспринимаются реак-
цией опор и не оказывают никаких вредных влияний. Неуравно-
вешенные же силы, переменные по величине или направлению
действия, могут вызывать вибрации моторной установки, т. е., как
говорят, делают ее динамически неуравновешенной.
Уменьшение динамической неуравновешенности достигается со-
зданием внутри двигателя условий, при которых неуравновешен-
ные силы взаимно уравновешивали бы друг друга, не давая не-
уравновешенных моментов. Последнее и носит название динами-
ческого уравновешивания или просто уравновешивания двигателя.
Вопрос уравновешивания является для авиационного двигателя
первостепенным, так как вследствие малой массы самого двига-
теля и подмоторной рамы, обладающей к тому же небольшой
жесткостью, моторные установки весьма склонны к интенсивным
252
вибрациям. Последние являются практически недопустимыми, так
как приводят к поломкам двигателя и подмоторной рамы, а также
могут передаваться на части самолета или дирижабля.
Из всех неуравновешенных сил основным источником вибраций
являются силы инерции. Наиболее значительными силами инерции,
действующими в двигателе, являются силы инерции поступательно
движущихся и вращающихся масс. Поэтому под уравновешиванием
двигателя и понимают обычно уравновешивание этих сил.
Для определения силы инерции поступательно движущихся
масс ранее было выведено уравнение (175). Это уравнение было
получено на основе приближенного уравнения (162) пути поршня,
при выводе которого было применено разложение в ряд по биному
Ньютона с оставлением лишь первых двух членов ряда. Для бо-
лее общего рассмотрения вопросов уравновешивания уравнение(175)
является недостаточно полным. Поэтому удобнее применять сле-
дующее приближенное уравнение, которое может быть получено,
если при выводе уравнения пути поршня после разложения в ряд
по биному Ньютона оставить первые четыре члена ряда и сделать
необходимые преобразования:
Pj. = (cos аН-------X-----4W - + -пИ • <193>
В этом уравнении направление действия силы вверх, т. е. в на-
правлении от оси коленчатого вала, принято положительным, вслед-
ствие чего силы PJn имеют знак, противоположный знаку в урав-
нении (175).
Таким образом уравнение (193) состоит из четырех слагаемых,
которые согласно предыдущему (§ 48-4) можно называть силами
инерции первого, второго, четвертого и шестого порядков. Сле-
дует отметить, что в уравнении (193) все члены, за исключением
первого, содержат косинусы углов, кратных 2а. Как видно, силы
инерции, образующие PJn, за исключением сил первого порядка,
получаются лишь четных порядков.
Уравновешивание сил инерции и их моментов достигается двумя
способами:
а) надлежащим расположением цилиндров и выбором формы
коленчатого вала, при которых силы инерции различных цилинд-
ров взаимно уравновешиваются; этот способ уравновешивания мо-
жет быть назван самоуравновешиванием двигателя;
б) применением специальных деталей, называемых противо-
весами, неуравновешенные силы инерции которых служат для урав-
новешивания сил инерции двигателя.
Последний способ является менее удобным, чем первый, так как
связан с увеличением веса и усложнением конструкции двигателя.
Способ уравновешивания при помощи противовесов приме-
няется в тех случаях, когда самоуравновешивание не может быть
достигнуто. Для более подробного ознакомления с этим способом
следует рассмотреть метод полного уравновешивания одноцилинд-
рового двигателя. При этом под полным уравновешиванием обычно
понимают уравновешивание сил инерции вращающихся масс и сил
253
инерции поступательно движущихся масс первого и второго п
рядков. Силы инерции поступательно движущихся масс высших
порядков не уравновешивают ввиду их незначительной величины.
§ 53. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ОДНОЦИЛИНДРОВОГО ДВИГАТЕЛЯ
Как уже отмечалось, первый способ уравновешивания является
для одноцилиндрового двигателя невыполнимым, вследствие чего
уравновешивание
Фиг. 117. Схема уравно-
вешивания одноцилин-
достигается исключительно применением про-
тивовесов. При этом уравновешивают силы
инерции вращающихся масс и силы инерции
поступательно движущихся масс первого и
второго порядков.
Схема уравновешивания двигателя пред-
ставлена на фиг. 117. Сила инерции вращаю-
щихся масс Pj вр- [уравнение (176)] уравнове-
шивается при помощи центробежной силы
двух противовесов, расположенных на про-
должении щек коленчатого вала. Таким
образом центробежная сила одного противо-
веса должна быть равна
_ ^вр
Чвр — 2 2
С другой стороны, центробежная сила
противовеса выражается уравнением:
QBp = Afnp
где 7Ипр — масса противовеса,
С — расстояние центра тяжести про-
тивовеса до оси вращения.
Таким образом
или
Mnp = -f^. (194)
ярового двигателя. Следовательно, для уменьшения веса про-
тивовесов их следует располагать по воз-
можности дальше от оси вращения.
Уравновешивание действующих по оси цилиндра сил инерции пер-
вого порядка поступательно движущихся масс достигается примене-
нием системы двух противовесов, расположенных симметрично отно-
сительно оси цилиндра и вращающихся в противоположные стороны
с угловой скоростью коленчатого вала (фиг. 117). Противовесы уста-
навливаются таким образом, что при положении поршня в в. м. т.
центробежная сила обоих противовесов направлена точно вниз.
Тогда при повороте коленчатого вала на угол а от в. м. т.
противовесы займут положение, показанное на фиг. 117. При этом
254
вертикальные слагающие их центробежных сил QBp х дадут равно-
действующую Ri, направленную по оси цилиндра и равную:
Ri — 2QBp г cos а = 2 Afnp 1 “2Cr cos а,
где Afnpi — масса противовеса,
Ci —расстояние центра тяжести противовеса до оси враще-
ния.
Таким образом вертикальные слагающие центробежных сил
противовесов направлены по оси цилиндра в направлении, про-
тивоположном силе инерции первого порядка, и имеют одинако-
вый с ней закон изменения при вращении коленчатого вала. Вслед-
ствие этого возможно подобрать массу противовесов, при которой
их центробежная сила уравновешивала бы силу инерции первого
порядка. При этом масса одного противовеса определяется из со-
отношения:
т. е.
2 7ИПр I “2Ci cos « = ЛГп rfR cos а
или
/Wnpi = ^~. (195)
Горизонтальные слагающие центробежных сил противовесов,
как легко видеть, всегда равны и направлены в противоположные
стороны, так что уравновешивают друг друга.
Для уравновешивания сил инерции второго порядка приме-
няется точно так же система двух противовесов, расположенных
симметрично относительно оси цилиндра и вращающихся в про-
тивоположные стороны. Однако их угловая скорость делается
в два раза больше угловой скорости коленчатого вала.
При положении поршня в в. м. т. оба противовеса устанавли-
ваются таким образом, что их центробежная сила направлена точно
вниз. Поэтому при повороте коленчатого вала на угол а верти-
кальные слагающие центробежных сил QBpn этих противовесов
дают равнодействующую, направленную по оси цилиндра и равную:
/?п = 2QBp п cos 2 а = 2ЛТпр п “пСп cos 2 а,
где УИпрп— масса противовеса,
“п — угловая скорость вращения противовеса,
Си — расстояние центра тяжести противовеса до оси вра-
щения.
Аналогично случаю сил инерции первого порядка сила Rn может
полностью уравновешивать силу инерции второго порядка. Необхо-
димая для этого масса одного противовеса определяется из соот-
ношения:
или
2 7Ипрп “н Сп cos 2 а = 7ИП o>2R ~—у— •
255
Таким образом
Млр и = —
о»2 /? А/п П
“и 4i
(196)
Горизонтальные слагающие центробежных сил проти вовесов
как и ранее, взаимно уравновешиваются.
Так как все силы инерции можно рассматривать действующими
в одной плоскости и непараллельными друг другу, то при пра-
вильной установке противовесов неуравновешенных моментов быть
не может.
§ 54. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ОДНОРЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Уравновешивание сил инерции поступательно движущихся
масс. В однорядных двигателях силы инерции поступательно дви-
жущихся масс расположены в одной плоскости и действуют па-
раллельно друг другу. Для выяснения условий их самоуравнове-
шивания следует силы инерции каждого порядка рассматривать
по отдельности, так как силы инерции неодинаковых порядков,
действуя с различной частотой по времени, взаимно уравновеши-
ваться не могут. При этом для выяснения существования в дви-
гателе самоуравновешивания сил инерции какого-либо порядка
достаточно определить алгебраическую сумму этих сил по всем
цилиндрам двигателя. В том случае, когда эта сумма при любом
положении коленчатого вала оказывается равной нулю, сила инер-
ции рассматриваемого порядка самоуравновешивается.
При одинаковых интервалах между вспышками для всех ци-
линдров исследование самоуравновешивания однорядных двига-
телей может быть произведено в общем случае для двигателя
с произвольным числом цилиндров и для силы инерции любого
порядка.
Силы инерции всех порядков могут быть выражены следующим
образом:
Pjn j — Мп а>2 R cos а = Ai cos а— сила инерции первого порядка,
Л/п ш2/?
PJn п = —х-— cos 2 а = Лц cos 2а — сила инерции второго порядка,
Л4П О)2/?
H/niv ~---cos 4а = /iiv cos 4а — сила инерции четвертого по-
рядка и т. д.
Таким образом можно считать, что сила инерции некоторого
порядка k выражается уравнением:
P/nA = ?1AC0S ka>
где Ak — коэфициент, постоянный для всех сил инерции данного
порядка.
2i6
В двигателе с числом цилиндров i (при равных интервалах между
вспышками) угол поворота коленчатого вала между двумя сосед-
ними вспышками равен:
720
т=т•
Угол между вспышками обусловливает относительное смещение
колен вала Поэтому сила инерции порядка k, выраженная в зави-
симости от углов а поворота первого колена вала относительно оси
первого цилиндра, будет (нумерация цилиндров принята по порядку
вспышек):
для 1-го цилиндра: Phk = ^Acos Аа = Лд,со8А(а — zy) [т. к. zy = 720°],
для 2-го цилиндра; cos А (а — у),
для 3-го цилиндра: Ру = Akcos k(а — 2у),
для 4-го цилиндра: Р/п = Ak cos k (а — Зу),
для z-ro цилиндра: Pjl}j — Ahcosk [я— (z—l)yj.
Учитывая закон изменения углов, входящих в уравнение сил
инерции порядка k отдельных цилиндров, суммарную силу инерции
порядка k для всего двигателя можно выразить следующим обра-
зом:
Pj„ky = Ak cos А (« — у) + AAcos k (я — 2у) -|- Ak cos k (а — Зу) +.... +
h=i
-|- Ak Cos k [а — (z — 1 )y] 4- Ak cos k (a — zy) = A^^ COS k (a — Ay).
h=l
Так как:
cos A (a — Ay) = cos ka cos A/zy Ц- sin ka • sin A/zy,
TO
Z h=i h—i »
Pj„ — Ak { cos ka ^cos A/zy-|-sin ka sin AAy ). (197)
s \ /<=1 h=\ J
Сила инерции порядка k в двигателе с числом цилиндров z будет
самоуравновешиваться в том случае, когда суммарная сила
при
всех значениях угла а будет равна нулю. Из уравнения (197) видно,
что это возможно лишь в том случае, когда каждая из входящих
в него сумм равна нулю.
Углы, входящие в эти суммы, образованы по следующему за-
кону: каждый последующий угол больше предыдущего на вели-
чину начального угла, а последний угол кратен 360° (так как
z*y = 720°, а k— всегда целое число). Известно, что сумма синусов
углов, образованных по этому закону, всегда равна нулю. Таким
образом: /l=i
sin ka sin khy = 0.
Z»=l
Сумма косинусов углов, образованных по тому же закону,
равна нулю во всех случаях, за исключением того, когда вели-
17 Общ. курс авиадвигателей, i860 257
Чина 2k кратна числу цилиндров i, т. е. когда — = а, где а це-
лое число.
В последнем случае имеем:
A/zy = ^.^/z = 360aA.
Так как а и /г — целые числа, то первая сумма в уравнении (197)
представляет собой сумму косинусов углов, кратных 360°, т. е. она
Равна:
cos khy = cos 360 ah = cos 360 a -}-
h=l h=l
-J- cos 360 2a 4* • •. • + cos 360 la = i.
При этом величина неуравновешенной силы инерции порядка k
выражается следующим уравнением:
% = Л*СО{5
ka 2j cos /г/zy == iAk cos ka.
л=1
(198)
Таким образом сила инерции порядка k в двигателе с числом
цилиндров i самоуравновешивается в том случае, когда величина 2k
не кратна числу i. Если 2k кратно числу i, то сила неуравнове-
Таблица 17
Данные по самоуравновешенности сил
инерции поступательно движущихся
масс в однорядных двигателях
k i 1 II IV VI
4 0 — — —
5 0 0 0 0
6 0 0 0 —
7 0 0 0 0
8 0 0 — 0
шена, причем величина суммар-
ной неуравновешенной силы
PJ[lk в i раз больше величины
этой силы Р} для" одного ци-
линдра. Следовательно, частич-
ного самоуравновешивания не
бывает: силы инерции отдельных
цилиндров либо уравновеши-
ваются полностью, либо сумми-
руются арифметически.
В табл. 17 приведены данные
о самоуравновешивании одно-
рядных двигателей, причем знак
нуль показывает, что сила инер-
ции данного порядка самоуравно-
вешивается, а знак минус, — что
она неуравновешена. Как видно,
наибольшая самоуравновешен-
ность достигается в двигателях
с нечетным числом цилиндров.
Однако эти двигатели практи-
чески не применяются вследствие наличия у них неуравновешен-
ных моментов сил инерции, о чем будет сказано ниже.
Практически наиболее употребительны четырех- и шестицилин-
дровые двигатели.*
253
Несмотря на то, что в четырехцилиндровом двигателе силы
инерции второго порядка не самоуравновешиваются, уравновеши-
вание их при помощи противовесов обычно не применяется. При
этом получают более простой и легкий, но и более склонный
к вибрациям двигатель.
Для получения представления о величинах неуравновешенных
сил инерции поступательно движущихся масс, возникающих в одно-
рядных двигателях, определим величины этих сил для четырех-
цилиндрового однорядного двигателя со следующими данными:
вес поступательно движущихся частей . . . Оп = 2,4 кг
ход поршня.............................S = 150 мм
отношение длины шатуна к радиусу колена . X = 3,45
число оборотов.........................п = 1900 об/мин
Из предыдущего известно, что в подобных двигателях само-
уравновешиваются лишь силы инерции первого порядка. Силы
инерции второго, четвертого и шестого порядков неуравновешены,
причем их величины определяются по уравнению (198).
Таким образом неуравновешенная сила инерции второго по-
рядка будет:
P/nirj = Mucos2a =
= iMn = 4 • 0,245 • 1992 %2g cos 2а = 842 cos 2а кг,
“ Л 3,45
где
Мп = у = = 0,245 кг сек21м;
т.п т. 1900 , nn г 1 1
ш== зб = ^о- =199 tB 1 сек-Ь
Я = -| = 2^2 = о,О75 м.
Сила инерции четвертого порядка равна:
М
Py„IVi = iAiv COS 4a = - 4 cos 4a =
0,245-1992-0,075 . ,
=-----:— cos 4 a = — 17,7 cos 4a кг. •
3,453
Точно так же сила инерции шестого порядка будет:
MnrfR
PJnvls= iA™ C0S 6* = Z “T4X5- COS 6a =
, 0,245-1992-0,075 c R „„
~4 — cos 6a = 0,426 cos6a кг.
14-3,45'’
Отрицательная величина силы PynIVj показывает, что эта сила
действует при а = 0 (в м. т.) в обратном направлении, чем осталь-
ные; в то время как силы Р>пПг и PynV)s в этот момент действуют
вверх (т. е. по оси цилиндра в сторону его головки), сила P;nIVl
направлена вниз. Как видно, с увеличением порядка силы ее ве-
личина резко уменьшается (что уже указывалось ранее), поэтому
* 259
Фиг. 118. Изменение неуравновешенных сил инер-
ции однорядного четырехцилиндрового двигателя
в зависимости от угла поворота коленчатого вала.
уравновешенность сил инерции высших порядков (начиная с чет-
вертого) не имеет практического значения.
На фиг. 118 приведено изменение найденных неуравновешен-
ных сил инерции в зависимости от угла поворота коленчатого
вала а.
2. Уравновешивание
сил инерции вращаю-
щихся масс. В одноряд-
ном двигателе самоурав-
новешивание сил инер-
ции вращающихся масс
достигается выбором ко-
ленчатого вала соответ-
ствующей формы. Для
этого колена вала распо-
лагают Симметрично по
окружности так, что рав-
нодействующая всех цен-
тробежных сил обращает-
ся в нуль.
3. Уравновешивание
моментов сил инерции.
Уравновешенность в дви-
гателе сил инерции еще
не означает отсутствия в
нем неуравновешенных
моментов этих сил.
Для примера на фиг.
119 приведен двухколен-
ный вал, центробежные
силы Pj вр которого само-
уравновешиваются. Одна-
ко эти силы дают не-
уравновешенный момент
/у вр I, для уравновеши-
вания которого необхо-
димо создать при помо-
щи противовесов рав-
ный, но направленный в
обратную сторону, мо-
мент Q-m.
Для того чтобы избежать неуравновешенных моментов сил
инерции поступательно движущихся и вращающихся масс, колен-
чатый вал однорядных двигателей делают симметричным относи-
тельно его середины. При одинаковых интервалах между вспыш-
ками это возможно осуществлять лишь для двигателей с четным
числом цилиндров, поэтому в двигателях с нечетным числом ци-
линдров имеются неуравновешенные моменты.
Для примера можно рассмотреть уравновешенность сил инер-
ции первого порядка поступательно движущихся масс и их мо-
260
ментов в трехцилиндровом однорядном двигателе. Форма коленчя
того вала этого двигателя, приведенная на фиг. 120, обусловлена
получением равных интервалов между вспышками, равных 240°
Силы инерции первого порядка самоуравновешиваются, так как
у = | —дробное число.
Момент силы инерции первого порядка PJni от первого цилиндра
относительно середины вала (расположенной на оси второго цилин-
дра) будет:
1 = PJa^ I — Mnu?R cos a I.
Тот же момент, взятый для третьего цилиндра, равен:
Мв — — Р/П1 I = — Мп u>2R cos (а -ф 120°) I.
Так как момент сил от второго цилиндра равен нулю, то сум-
марный момент будет:
М^ = Ma<zzRl [cos а — cos (а-|~ 120°)] —
= ^2 Mam*Rl (j/3 cos a -|- sin a).
Этот момент является неуравновешенным и, действуя в пло-
скости цилиндров, будет вызывать вибрации двигателя.
Подобным методом можно определять неуравновешенные мо
менты сил инерции любого порядка или сил инерции вращающихся
масс для двигателя с любым числом
цилиндров.
Отсутствие самоуравновешевности
моментов, наблюдающееся у всех одно-
Фиг. 119. Схема уравновеши-
вания момента центробежных
сил инерции двухколенного вала.
Фиг. 120. Схема коленчатого вала
трехцилиндрового однорядного
двигателя.
рядных двигателей с нечетным числом цилиндров, препятствует их
применению на практике (так как уравновешивание противовесами
усложняет и утяжеляет конструкцию).
§ 55. УРАВНОВЕШИВАНИЕ МНОГОРЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Многорядный двигатель можно рассматривать как совокупность
нескольких однорядных двигателей. Поэтому к ним полностью при-
менимы выводы предыдущего параграфа.
В тех случаях, когда в отдельных рядах цилиндров имеются
неуравновешенные силы инерции, суммарная неуравновешенная
сила для всего двигателя определяется как их геометрическая
сумма.
Наличие в двигателях сочлененных шатунов оказывает некоторое
влияние на уравновешенность сил инерции. Однако это влияние
'незначительно и при неточных подсчетах его возможно не учи-
тывать.
Как уже отмечалось выше, практическое значение имеет лишь
неуравновешенность сил инерции не свыше второго порядка. Силы
инерции первого порядка во всех применяемых двигателях само-
уравновешены. Поэтому следует рассмотреть величину суммар-
ной силы инерции второго порядка в тех двигателях, где отсут-
ствует ее самоуравновешивание. Такими двигателями являются
V-образный восьмицилиндровый и W-образный двенадцатицилин-
дровый.
1. Неуравновешенная сила инерции второго порядка в V-образ-
ном восьмицилнидровом двигателе. Схема двигателя приведена на
фиг. 107. Так как двигатель образован двумя четырехцилиндро-
выми рядами, то в каждом ряду действует неуравновешенная сила
инерции второго порядка. Если под углом а понимать угол пово-
рота колена относительно оси ряда цилиндров (5—8), то неуравно-
вешенные силы инерции будут выражаться на основании уравне-
ния (198) так:
для ряда цилиндров (5—8)
„ 4Л? ш5/?
=----—cos 2а
и для ряда цилиндров (1—4)
4Л4_ v£R 4М„ w^R
^„11^=---— cos 2(а + 90) =----г— cos2а.
Проекция этих сил на вертикальную ось дает:
Ins — Pjnu^ sin45° + P?nIIj, sin 135° = 4M|1> Rcos 2a (sin 45°—
— sin 135°) = 0.
Проекция на горизонтальную ось дает:
4Л4
= р/п111: cos 45° + P?nIIji cos 135° = —— cos 2a (cos 45° —
ЬМ vPR 4-V2M a>2/?
— cos 135°) = - n,- - 2 cos 2a cos 45° = F — cos 2a.
A A
Так как сумма проекций сил на вертикальную ось равна нулю,
то сумма проекций сил на горизонтальную ось Ajij дает суммар-
ную неуравновешенную силу, действующую в горизонтальном напра-
влении. Как видно, максимальное значение этой силы в |/2
раза, т. е. примерно на 41%, больше максимального значения
неуравновешенной силы в одном ряду цилиндров.
263
2. Неуравновешенная сила инерции второго порядка в W-об-
разном двенадцатицилиндровом двигателе. Схема 12-цилиндрового
^-образного двигателя приведена на фиг. 109. Обозначим через а
угол поворота вала относительно оси цилиндров (9—12); тогда
неуравновешенные силы инерции второго порядка будут:
для ряда цилиндров (9—12)
4М ш2/?
РЛа£> =---—COS 2а,
для ряда цилиндров (5—8)
4 Д/
P/nI%=^r-cos2(a+60»),
для ряда цилиндров (1—4)
4М
Р/п’1Ч = -Л- COS 2 (a + 120°).
Для определения суммарной неуравновешенной силы всего
двигателя следует просуммировать проекции неуравновешенных
сил отдельных рядов цилиндров на горизонтальную и вертикаль-
ную оси.
Сумма проекций на горизонтальную ось равна
*их = ^cos 30° + pj^ cos 90° + P/1I4 cos 150° =
= — [cos 2 a cos 30° + cos 2 («+120°) cos 150°] =
4M „ш2/? ,3 /3 3 \ 6Л1_ ш2/?
=----x— C-Cos 2a —4 sin ~----->— sin 2 (a —J— 60 ).
Сумма проекций на вертикальную ось равна:
Fnx = Pmij, sin 30°+Р/пП а sin 90°+РЛП1> sin 150° =
4Af__ ,
= —у— [cos 2a sin 30°+cos 2 (a + 60°)+cos 2 (a +120°) sin 150°] —
=----—J cos 2a--------— sin 2a) =---у— cos 2(a + 60°).
Складывая геометрически силы Лпх и Уцх, можно получить
величину и направление действия равнодействующей неуравнове-
шенной силы для каждого положения коленчатого вала. Получен-
ные уравнения показывают, что построенная векторная диаграмма
равнодействующих сил будет иметь форму эллипса, малая ось кото-
рого расположена вертикально.
Для примера на фиг. 121 приведена векторная диаграмма равно-
действующей сил инерции второго порядка двенадцатицилиндро-
вого W-образного двигателя Нэпир-Лайон V (п=2000 об/мин,
D = 140мм и 5 = 130 мм).
2<?8
Несмотря на значительную величину сил инерции второго по-
рядка, они обычно не уравновешиваются, чем достигается более
Фиг, 121. Векторная диаграмма сил инерции второго порядка двигателя
Нэпир-Лайон V.
легкая и простая конструкция двигателя, хотя динамическая неурав-
новешенность увеличивает ею склонность к вибрациям.
§ 56. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ЗВЕЗДООБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Уравновешивание сил инерции поступательно движущихся
масс. Как и в случае однорядных двигателей, исследование усло-
вий самоуравновешивания сил инерции поступательно движущихся
масс можно произвести в общем виде, рассматривая силу инерции
порядка k для двигателя с числом цилиндров I. При этом в первом
приближении влияние сочлененности шатунов можно не учитывать.
В звездообразном двигателе с числом цилиндров г угол между
осями цилиндров равен ? = -?-• Поэтому согласно фиг. 122 сила
инерции порядка k, выраженная в зависимости от угла поворота
коленчатого вала относительно оси первого цилиндра, будет:
для первого цилиндра: = Аъcos ka,
для второго цилиндра: Pjn = A* cosЛ(а-|- »),
для третьего цилиндра: PJn = ZAcos^(a-]-2<?),
“3
для последнего цилиндра i: Pjn
ki
— .ZU cos k [a-|-(г— 1)?].
Каждая из этих сил направлена по оси своего цилиндра. По-
этому для их сложения необходимо спроектировать их на две оси
координат и после этого определить равнодействующую на каждой
оси по отдельности.
Для большего удобства дальнейших выводов за ось X следует
взять направление радиуса колена, а за ось Y—линию, перпенди-
264
кулярную ему (фиг. 122). Таким образом принятые оси кооппи,,^
не являются неподвижными, а вращаются в пространстве Zc™
с коленчатым валом. месте
Так как составляющие сил инерции на осях X и У друг дпугя
составляю-
этого, как
уравновешивать не могут, то самоуравновешивание этих
щих сил следует рассматривать по отдельности. Для
и в случае одноряд-
ных двигателей, нужно
определить условия,
при которых сумма
проекций на каждую
ось обращается в нуль.
При этом сила инер-
ции будет полностью
самоуравновешиваться
лишь в том случае, ког-
да самоуравновешены
ее проекции на обе оси
координат.
‘А П р о е к ц и я ’и а
ось?б Из схемы, пред-
ставленной на фиг. 122,
видно, что проекции
силы инерции порядка
k на ось X равны:
для первого цилиндра:
Фиг. 122. Схема кривошипного механизма звездооб-
разного двигателя с центральными шатунами.
Xki = Pjp> COS я = Ak COS k a COS а = Ak COS k (a i<p) cos (a-j-zcp),
для второго цилиндра:
cos (а 4 cp) == Ak cos k (a -f- cp) cos (a cp),
для третьего цилиндра:
Xk, = Pjn^ cos (a 4~ 2?) — cos k (a -|- 2<p) cos (a + 2cp),
для цилиндра i:
— Pj cos [a (i — 1) cp] = Ak cos k [a 4- (i — 1) o] cos [a -1- (t — 1) ср].
Таким образом сумма проекций всех сил на ось X будет:
Xk^ — Ak cos k (я —|— <p) cos (<x —|— cp)-|— Ak cos k (a —|— 2<p) cos (</. —2cp) —J- - • -4*
]- Ak COS k [a —]- (i— l)co]cos [« + (*—1)®] +A*cos^(a-|~icp)cos(a-|-i?)=
h=i
= Ak cos k (a 4- cp/z) cos (a 4- ©A)’
/₽=!
265
Полученное произведение косинусов может быть преобразовано
на основе известного тригонометрического соотношения:
cos (8 Ч-у) + cos (₽ — г)
COS р COS у =----------------
2
Так как в данном случае ,
р = Л(а + <рЛ),
у = а 4*?^
то предыдущее уравнение принимает вид:
= у cos (Л + 1) (аЛад) 4-cos (Л—1) (а 4-Лад)] =
Lh=l
й=1 -*
t й==£ h=i
= у Scos Оа cos +О — X s*n 4~ 0 а sin 4-1) 4-
й—1
й=1
4- cos a cos — 1) sin (Л — 1) a sin (k — 1) Лад =
Л=1
h=i h=i
й-1
= у cos(&-|- 1)а ^cos(&4~ 1)Ло — sin (Л 4" 1)а sin (Л 4“ 1)Л<?4~
Л==1
h=l h=i ,
4~cos (k— l)aj^cos (k— 1)Л<р— sin(A — l)a ^sin(£ — 1)Л<р .(199)
Й=1 Й=1 J
Углы, входящие в суммы уравнения (199), образованы по тому
же закону, что и в случае однорядного двигателя [уравнение (197)].
Поэтому суммы синусов в уравнении (199) всегда обращаются
в нуль, и это уравнение принимает вид:
4*
2
Й=1
h=i
(200)
Входящие в это уравнение суммы косинусов обращаются в нуль
во всех случаях за исключением того, когда (Л4~1) или (Л—1)
кратны числу цилиндров I, т. е. когда
Л-М k~ 1 ,
— —= a или —— = Ь,
где а и b — целые числа.
В последнем случае имеем:
Л=/ й—i о л—£
cos (Л 4-1) Лад = cos (Л 4-1) Л cos ah 360° = cos 360° а 4-
Л=1 Л—1 л=1
4-cos360°-2а4*. •. 4~cos 360°• fa = i
266
или
Л=/ h~l
cos (k— 1) h-f= V cos bh 360° = cos 360° -{— cos 360° 26 4~-.. 4*
h=l Л=>1
4~ cos 360° i-b — i.
Таким образом проекции сил инерции порядка k на ось X само-
уравповешиваются в том случае, когда величины (&4~1) и — 1)
не кратны числу цилиндров i. Если одна из этих величин кратна
числу цилиндров i, то проекции сил не уравновешиваются, причем,
величина неуравновешенной силы будет:
^j. = ^rc°s(^-}-l)a
или
Xk^ =~ i cos (А — 1)а.
(201)
Следует отметить, что не может быть случая, когда и
(k— 1) были бы кратны числу i одновременно. Поэтому при отсут-
ствии самоуравновешивания неуравновешенная сила всегда равна
одной из величин, приведенных в уравнениях (201).
Б. Проекция на ось Y. Проекции сил инерции порядка k
на ось У будут:
для первого цилиндра:
У/г, = Ak cos krJ. sin a = Ak cos k (a -|~ z®) sin (a -|- *?),
для второго цилиндра:
Y^ — Ak cos k (a -f- ®) sin (a Ц- ®),
для третьего цилиндра:
У*„ = Ak cos A: (a —J- 2®) sin (<x -]- 2®),
для цилиндра i:
Ykt = Л/eCOS k [« + (/ — 1)®] sin [a-|-(t— 1)®].
Следовательно, сумма проекций всех сил на ось Убудет равна:
У*г = Ak [cos k (a -|- ®) sin (a + ?) Jr cos A (a 4- 2 <p) sin (a 4- 2 ®) 4" • • • 4~
4- COS k [a (z— 1)®] sin [a 4~ —1)?] -f-C0sA(a4-Z<p)sin(a + *?)] =
h^i
= Vcos k (а4~?Л) sin (a 4-0).
Л=1
Полученное уравнение можно преобразовать, воспользовав-
шись следующим тригонометрическим соотношением:
cos₽sinY = .
267
Учитывая, что в данном случае:
и
получаем:
₽ = А(а + й?)
Y = (« + *?).
й=/ й=г
г*1= 1*1 sin 4~ 1) (х + Л ?)— V sin (k — 1) (я-f- h <p)l =
La=i Л=1 J
sin (А.Ц-1)а V cos (k -|- 1) h <p 4-cos
лгакп
Л=1
h=i
(A-|- l)a sin —
ti-i
h—i h—i
— sin (k — 1) a cos (k — 1) h ® — cos (k — 1) a V cos (k — 1) h о
Суммы синусов, входящие в это уравнение, всегда равны, как
уже отмечалось, нулю. Поэтому
П=1
Y^— A‘i [sin a cos (k +1) h <» —
ft=i
/..=/
— sin (А—l)a^cos(&—(202)
й=1
Суммы косинусов, входящие в это уравнение, имеют тот же
вид, что и в уравнении (200). Поэтому признаки самоуравновеши-
вания проекций сил на ось Y те же, что и для проекций сил на
ось Х\ величины (&4“1) или (k— 1) не должны быть кратны числу/.
В случае, если эта кратность имеется, величина неуравновешенной
силы будет:
K^=lftzsin (А 4-1) a
или
*Е=— ф г sin (Л — 1 )а
(203)
Так как признаки самоуравновешивания для проекций сил на
оси X и Y одинаковы, то, очевидно, они применимы и для самих
сил. Таким образом силы инерции порядка k в звездообразном
двигателе с числом цилиндров i самоуравновешиваются в том
случае, когда величины (&4~1) и (А — 1) не кратны числу i.
Некоторым исключением из изложенного выше правила является
сила инерции первого порядка. Так как она имеет наибольшее
практическое значение, то ее следует рассмотреть отдельно.
В. Уравновешивание сил инерции первого по-
рядка. В случае сил инерции первого порядка при любом числе
цилиндров (большем двух) имеем:
Л-|-1 2 .
а = —j- ( —дробное число
268
и
i i
Вследствие этого
У cos (А — 1) Л о — /,
л=1
так что
vz Ль ' ft t \ ЛТп о.- •
Ais = Y l COS (Л — 1) a— —g— I
И
i sin (k — 1) a = 0.
Как видно, силы инерции первого порядка являются исключением
из общего правила: несмотря на то, что сумма косинусов не равна
нулю, сумма проекций сил на ось V обращается в нуль. Поэтому
суммарная неуравновешенная сила будет:
(204)
Таким образом в звездообразных двигателях не происходит
самоуравновешивания сил инерции первого порядка. При этом сум-
марная неуравновешенная сила направлена по рялиусу колена
П имеетпостоянную величину, равную центробежной силе поло-
вины поступательно движущихся ~масс всего двигателя, сосредо-
точенных на оси шатунной шейки. Вследствие этого неуравнове-
шенна>гТйла инерции первого порядка легко уравновешиваедгя-
при помощи противовесов.
1'. Сум ма р н ы е йёуравновешенные силы инерции.
Выше был рассмотрен частный случай суммарной неуравновешен-
ной силы инерции первого порядка. Однако возможно установить
общие соотношения в величине и направлении действия суммарных
неуравновешенных сил. При этом следует разобрать два случая,
соответствующих двум признакам неуравновешенности сил.
а) Вел и чина (£-j-l) кратна числу i. В этом случае согласно
уравнениям (201) и (203) суммы проекций неуравновешенных сил
на оси X и Y будут:
X,.s = Z^ccs(/e | l)a
и
y*£ = ^sin(A4- l)a.
Таким образом вся неуравновешенная сила равна:
P,.t=V =
= /"[ rcos(*+ »«y+[^‘sin(* + l)«]2='A>. (205)
269
Следовательно, неуравновешенная сила постоянна по величине»
т. е. не зависит от положения коленчатого вала. Для определения
направления действия этой силы следует определить угол ее на-
клона по отношению к принятым осям координат. Из схемы, пред-
ставленной на фиг. 123, видно, что
tg9
rAl sin (А 4-1) а
cos (А 4-1) a
= tg(/e + l)a,
I
Фиг. 123. К определению сил инерции
поступательно движущихся масс.
.следовательно,
0 = (k 4-1) a.
Таким образом неуравнове-
шенная сила вращается вокруг
начала координат с угловой ско-
ростью относительно оси X в
(&4~1) раз большей, чем угло-
вая скорость коленчатого вала.
Однако ось X расположена на
радиусе колена R и вращается
вместе с ним в сторону, проти-
--- воположную вращению суммар-
ной силы. Поэтому неуравнове-
шенная сила вращается в про-
странстве в сторону, противо-
положную вращению коленчато-
го вала, и с угловой скоростью
в k раз большей.
б) Величина (k—1) кратна числу г Согласно уравнениям
(201) и (213) проекции неуравновешенных сил на оси X и Y будут:
и
AAi = ^cos(A —1)а
= —^sin(A-l)a.
Отсюда величина всей неуравновешенной силы будет:
;Vr’V-i~=t
т. е. она имеет ту же величину, что и в первом случае. Напра-
вление этой силы, как и ранее, определяется углом ее наклона
к оси X.
tg9
-у-sin (Л -1)0
— cos (k— l)a
tg(A — l)a,
6 = — (k— l)a.
270
Таким образом неуравновешенная сила вращается в ту же сто-
рону, что и ось X, но с угловой скоростью относительно неё
в (А — 1) раз большей. Следовательно, эта сила вращается в про-
странстве в ту же сторону, что и коленчатый вал, с угловой ско-
ростью большей в k раз.
Как видно, неуравновешенные силы, соответствующие обоим
признакам неуравновешенности, имеют одинаковую величину и вра-
щаются вокруг оси вала со скоростью в k раз большей его ско-
рости вращения. Однако при наличии второго признака неуравно-
вешенности сила инерции вращается в сторону вращения коленча-
того вала, а при наличии первого признака — в обратную.
В табл. 18 помещены данные о самоуравновешивании сил инер-
ции различных порядков. Знак нуль показывает, что сила инерции
данного порядка самоуравновешивается, а знак минус, что само-
уравновешивания нет.
Таблица 18
шинстве звездообразных двигателей вал имеет одно колено. По-
этому уравновешивание сил инерции вращающихся масс Pj может
быть достигнуто лишь при помощи противовесов. Ер
Таким образом центробежная сила двух противовесов, распо-
ложенных на продолжении щек коленчатого вала, должна уравно-
вешивать силы инерции первого порядка поступательно движу-
щихся масс и силы инерции вращающихся масс. Используя урав-
нения (176) и (204), получаем:
W,,s=/%,+рЛ1[= (м„+^) <»««,
где QnP— центробежная сила одного противовеса.
Так как
Qnp — 7Ипрш2С,
где С—координата центра тяжести противовеса по отношению оси
271
вращения, то величина массы одного противовеса определяется из
следующего уравнения:
2 л/пр<«2; = (мвр 4- ф) ^R,
т. е.
Л1пр = (Х+^-п)£. (206)
Так как в звездообразном двигателе все силы инерции пересе-
каются в одной точке, то моменты этих сил существовать не могут.
Вследствие этого отпадает вопрос об их уравновешивании.
§ 57. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСТИМОЙ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТИ ДВИГАТЕЛЯ
Как уже отмечалось выше, полного уравновешивания всех сил
инерции достичь невозможно. Неуравновешенные силы инерции,
действуя периодически, стремятся вызвать колебательные движения
двигателя, т. е. его вибрацию. Амплитуда этого колебательного
движения (интенсивность вибраций) зависит не только от величины
и частоты действия неуравновешенной силы, но также от массы
двигателя и жесткости и массы подмоторной рамы.
Масса подмоторной рамы имеет небольшую величину. Поэтому
можно считать, что требования, предъявляемые к жесткости под-
моторной рамы, зависят от степени неуравновешенности двигателя
и от его массы. Эти требования можно характеризовать амплитудой
колебательного движения двигателя под действием неуравнове-
шенных сил инерции, считая, что жесткость и масса подмоторной
рамы равны нулю. В этом случае рассматривается свободно висящий
в воздухе двигатель, без воздействия на него силы тяжести, т. е.
рассматривается двигатель, находящийся в воздухе во взвешенном
состоянии.
Очевидно, что чем больше будет амплитуда свободных коле-
баний двигателя, тем выше должна быть жесткость подмоторной
рамы. Величина жесткости подмоторной рамы практически огра-
ничена. Поэтому существуют предельные значения амплитуды
свободных колебаний двигателя, при превышении которых очень
трудно получить работу двигателя без вибраций. Таким образом
неуравновешенность двигателя считается допустимой в том случае,
когда неуравновешенные силы инерции вызывают свободные коле-
бания двигателя, амплитуда которых не превышает максимально
допустимой величины; последняя обычно берется равной 0,3 0,4 мм.
Величина амплитуды свободных колебаний определяется на
основе следующих рассуждений.
Суммарная неуравновешенная сила инерции любого порядка
обычно выражается ее проекциями А\и 4%. на горизонтальную и вер-
тикальную оси (на ось X и ось У). Эти проекции всегда могут быть
первоначально представлены в виде уравнений:
== (CXj sin k a. -f- Cx cos k a) <u2 1 ('907'1
Ykx = (C sin k a-j- C cos k a) w2 I ’ '
272
где CXi , и — постоянные, величины которых зависят от
порядка силы инерции, массы поступа-
тельно движущихся частей, величины ра-
диуса колена, числа и расположения
цилиндров и значения К,
•— угловая скорость вращения коленчатого
вала,
а — угол поворота коленчатого вала относи-
тельно оси любого цилиндра.
Можно считать, что эти силы вызывают свободные перемещения
двигателя в горизонтальном и вертикальном направлениях, пред-
ставляющие собой проекции истинных перемещений двигателя
в пространстве.
Обычно ограничиваются определением амплитуды колебаний
двигателя по этим направлениям. Однако не представляет трудности
нахождение и истинного перемещения двигателя. Для этой цели
следует лишь брать геометрическую сумму проекций при одина-
ковых величинах а.
Для определения свободных перемещений по горизонтальной
оси, силу Х^ удобнее выразить следующим уравнением, вытекаю-
щим из уравнения (207):
.¥Л1==Сж81п(Лх-НДш«, (208)
где с,=« Сх> -=/q 4- q, Л COS sin 1
и С,
Сила Х^ действуя на двигатель, сообщает ему ускорение. Ве-
личина этого ускорения определяется из соотношения:
Xks Сх sin (fe-z + ш8
/*= лг= " ’ Л1
где М — масса двигателя.
Скорость перемещения двигателя будет:
-.=f
sin (ka ©Д dt,
однако
at at
поэтому
d (kt + <?Л.)
ka
= ~ k-м cos (fta+4-
18 Общ. журс авиадвигателей.
I860
273
Движение двигателя, обусловленное характером действующей
силы, происходит по простому гармоническому закону. Поэтому
при максимальном значении jx (k а -|- ух — 90°) скорость vx дол-
жна быть равна нулю. Следовательно,
то = О.
Перемещение двигателя равно:
sr = f‘vxdt= J— ^“cos(Aia + <pv)^ =
= -^sin(te + ^ + ^
Величины sx наиболее удобно отсчитывать от среднего поло-
жения двигателя. При рассматриваемом законе движения это поло-
жение двигателя будет при максимальной величине скорости и ну-
левом ускорении, т. е. при ka. —0° (или 180°). Поэтому
so = O.
Максимальное перемещение двигателя sx (т. е. амплитуда его
колебаний) равно расстоянию между его крайними положениями,
соответствующими —90° и = 270°. Таким образом
s Sin 270’ — Г— sin 90° 1 = . (209)
Точно так же может быть выражена амплитуда свободных коле-
баний по вертикальному направлению, т. е. по оси Y:
(210>
где
Как видно, амплитуда свободных колебаний не зависит от числа
оборотов двигателя. Это объясняется тем, что при изменении числа
оборотов изменяется не только величина неуравновешенной силы
инерции, но также и частота ее действия. При этом влияние обоих
этих факторов на амплитуду колебания двигателя взаимно компен-
сируется.
Уравнения (209) и (210) позволяют определять амплитуды сво-
бодных колебаний двигателя по двум основным направлениям и,
следовательно, позволяют судить о допустимости его неуравнове-
шенности.
Так, например, для двигателя Нэпир-Лайон V при /г= 2000об/мин
максимальная неуравновешенная сила инерции второго порядка по
горизонтальной оси равна около 1140 кг (фиг. 121Y Отсюда при
помощи уравнения (208) возможно непосредственно определить
величину Сх, которая будет равна:
r Xns__1140 nnoc. 9
х w2 2O92 0,0261 к2-сек.
274
Вес двигателя равен 425 кг\ поэтому
Л4 = ~ = 0,434 кг-сек*/см.
Таким образом амплитуда свободных колебаний двигателя в го-
ризонтальном направлении [по уравнению (209)] будет:
= = = 0,0302 см = 0,302 мм.
Как видно, интенсивность свободных колебаний не превышает
предельной величины, что указывает на допустимость существую-
щей неуравновешенности.
Приведенные рассуждения касались лишь сил инерции посту-
пательно движущихся масс. Однако они полностью применимы и
для случая неуравновешенности сил инерции вращающихся масс.
При этом следует лишь считать, что А = 1.
Неуравновешенность моментов сил инерции встречается практи-
чески очень редко. Решение вопроса о допустимой неуравновешен-
ности может выполняться тем же методом, что и в случае неуравно-
вешенных сил; при этом вместо массы двигателя войдет его момент
инерции и вместо линейных величин ускорения, скорости и пере-
мещения— угловые величины. Конечный результат, как и ранее,
можно выразить в виде линейного перемещения, взяв произведение
углового перемещения на расстояние от оси вращения до наиболее
удаленного места креп ;ения двигателя к подмоторной раме.
ГЛАВА XVII
ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К АВИАЦИОННЫМ
ДВИГАТЕЛЯМ. КЛАССИФИКАЦИЯ АВИАДВИГАТЕЛЕЙ
§ 58 ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К АВИАЦИОННЫМ ДВИГА-
ТЕЛЯМ. ПОНЯТИЕ ОБ АВИАЦИОННОМ ВЕСЕ
I. Предварительные сведения (авиационный вес). Эффективная
мощность авиационного двигателя полностью затрачивается на
перемещение самолета в воздухе. Это перемещение самолета про-
исходит под действием силы тяги винта, возникающей при его
вращении двигателем. Получающаяся в результате скорость само-
лета определяется при его горизонтальном равномерном полете
из условия равенства силы тяги и силы сопротивления или, просто,
сопротивления самолета при его движении в воздухе. Благодаря
соответствующей форме самолета, воздействие на него воздуха
дает, помимо сопротивления, другую слагающую силу, направлен-
ную нормально к траектории движения и называемую подъемной
силой. Очевидно, что горизонтальный полет возможен лишь в том
случае, когда подъемная сила равна полному весу самолета.
Отношение подъемной силы к сопротивлению, т. е. число кило-
граммов подъемной силы на 1 кг сопротивления, называется каче-
ством самолета и обозначается т.
* 9Л5
Каждая деталь, находящаяся на самолете, требует для своего
поддержания в воздухе определенной подъемной силы, равной ее
весу. При этом величина соответствующего сопротивления, связан-
ного с появлением этой подъемной силы, может быть определена
в результате деления веса детали (равного затрачиваемой на него
подъемной силе) на качество самолета. Так как получение этого
сопротивления связано с затратой части мощности двигателя, то
можно считать, что каждая деталь на самолете для своего поддер-
жания в воздухе требует затраты части мощности двигателя.
В том случае, когда деталь расположена под действием потока
воздуха (а не внутри самолета), она будет при движении в воздухе
оказывать некоторое сопротивление. На преодоление этого сопро-
тивления должна затрачиваться часть силы тяги винта, а следова-
тельно, и часть мощности двигателя. Если форма детали не обусло-
вливает возникновения подъемной силы, то эту затрату мощности
можно считать бесполезной. Очевидно, что в этом случае подъем-
ная сила самолета уменьшится, так как на преодоление сопроти-
вления, связанного с ее получением, можно использовать меньшую
мощность.
Следовательно, установка на самолете любой детали, не дающей
подъемной силы при горизонтальном полете самолета, связана
с некоторой затратой мощности на поддержание ее в воздухе
и преодоление ее сопротивления. Эту потерю мощности можно
характеризовать некоторой нагрузкой на самолет, требующей для
своего поддержания в воздухе (без ее сопротивления) при том же
режиме полета той же затраты мощности. Подобная условная
нагрузка называется авиационным весом детали.
Если сопротивление детали Q, а качество самолета т, то нагрузка,
требующая той же затраты мощности, что и на сопротивление де-
тали, будет Qt.
Тогда авиационный вес детали при горизонтальном полете само-
лета выразится следующим уравнением:
Ga = G 4* Qx кг,
где G — вес детали.
Очевидно, что для детали, не дающей сопротивления (Q = 0),
авиационный вес будет равен ее истинному весу.
Установка авиационного двигателя на самолете всегда обладает
некоторым сопротивлением, относительная величина которого воз-
растает с увеличением быстроходности самолета. Так, например,
у современных скоростных истребителей сопротивление моторной
установки достигает 30°/о сопротивления всего самолета. Поэтому
для сравнения моторных установок с точки зрения затраты на них
мощности в полете следует применять авиационный вес моторной
установки.
Последний представляет собой сумму нескольких величин.
Этими величинами являются:
Сдв — вес двигателя,
Он.у — вас моторной установки без двигателя,
Ge — вес запаса топлива на определенное число часов дан-
ного полета,
276
—- вес запаса масла на то же число часов полета,
Qt — нагрузка, соответствующая сопротивлению Q моторной
установки при данном режиме полета.
Следовательно:
Од = Одв G„.y Ое + Gu -|- Q т.
Вес топлива и масла может быть выражен в зависимости от
числа часов полета при помощи следующих уравнений:
Ge — CeNet
И
GM = CMNet,
где Се — удельный расход топлива при данном режиме полета;
Си — удельный расход масла, т. е. потеря масла на 1 л. с. ч.
при тех же условиях на данном режиме;
t—число часов полета.
Таким образом
Од = ОДв -}- Ом.у -1- (Се Ц- Си) Net —Q т
или, относя веса к 1 л. с. эффективной мощности при данном
режиме полета, получаем уравнение удельного авиационного веса :
Яа= = 4~Ям у + (Ос + СмПЧ~(7Т> (211)
где g№ — удельный вес двигателя;
gu.j — удельный вес моторной установки;
q—удельное сопротивление моторной установки, т. е. со-
противление, отнесенное к 1 л. с. эффективной мощ-
ности.
Очевидно, что летные качества самолета будут тем выше, чем
меньшая часть мощности двигателя затрачивается на преодоление
сопротивления моторной установки и на поддержание ее в воз-
духе. Поэтому основным требованием, предъявляемым к авиацион-
ному двигателю, является минимальный авиационный вес или мак-
симальная авиационная легкость.
Помимо этого, авиационный двигатель должен удовлетворять
ряду других требований, из которых основными являются:
а) мощность,
б) уравновешенность,
в) надежность работы при достаточной ее продолжительности,
г) эксплоатационные требования,
д) производственные требования.
В случае установки двигателя на дирижабль предъявляемые
к нему требования остаются в общем без изменения, хотя отно-
сительная значимость отдельных требований изменяется.
Необходимо отметить, что понятие „авиационный вес“ к ди-
рижаблю не применимо. Подъемная сила дирижабля в отличие от
самолета не обусловливается воздействием набегающего на него
потока воздуха и, следовательно, его сопротивлением, а зависит
от объема и удельной подъемной силы заключенного в нем газа.
277
Поэтому понятие, аналогичное качеству самолета в случае дири-
жабля, теряет смысл, как и авиационный вес.
Однако, как и в случае самолета, мощность двигателя затрачи-
вается на преодоление сопротивления дирижабля при его дви-
жении в воздухе. Сопротивление моторной установки связано с за-
тратой некоторой части мощности двигателя и, следовательно,
уменьшает скорость дирижабля. Поэтому необходимо сопротивление
моторной установки делать минимальным, хотя оно и имеет мень-
шее значение вследствие небольших скоростей полета дирижабля.
2. Авиационная легкость. Увеличение авиационной легкости,
\ т. е. уменьшение авиационного веса, может достигаться несколь-
кими способами. Уравнение (211) показывает, что авиационный
вес обусловливается следующими величинами (отнесенными к 1 л. с.
эффективной мощности):
а) весом двигателя и моторной установки, т. е. весом кон-
струкции;
б) весом топлива и масла для заданного числа часов полета и
в) аэродинамическим сопротивлением моторной установки.
Таким образом уменьшение удельного авиационного веса может
происходить вследствие облегчения конструкции, понижения удель-
ного расхода топлива и масла, а также и уменьшения сопротивле-
ния моторной установки.
Сопротивление моторной установки зависит от ее конструкций,
габарита двигателя и его системы охлаждения. Вопросы, непосред-
ственно связанные с моторными установками, в настоящий курс
не входят, а характер влияния систем охлаждения будет изложен
в соответствующей главе.
Цифровых данных по сопротивлению моторных установок
имеется весьма ограниченное количество, причем эти данные
в значительной степени обусловливаются конструкцией самолета.
Кроме того, качество самолета и режим его полета непосред-
ственно влияют на величину авиационного веса. Поэтому авиацион-
ный вес одного и того же двигателя может значительно изме-
няться в зависимости от типа самолета и рассматриваемого ре-
жима полета, так что его точное значение имеет смысл лишь для
данного конкретного случая.
Недостаточность данных о величинах сопротивлений моторных
установок и зависимость авиационного веса от частных условий
его определения препятствуют применению его для общего Срав-
нения двигателей с точки зрения их авиационной легкости. В по-
следнем случае пользуются так называемым удельным полетным ве-
сом двигателя, который представляет собой вес конструкции дви-
гателя и топлива и масла для заданного числа часов полета, отне-
сенный к 1 л. с. эффективной мощности, развиваемой двигателем
при этом полете.
Используя обозначения уравнения (211), удельный полетный
вес можно выразить следующим уравнением:
£п = £дв+(Се + См)г. (212)
Очевидно, что сравнение авиационной легкости двигателей при
помощи полетного веса является неполным, так как не учитывает
278
как веса всей моторной установки, так и ее сопротивления Пп
этому в случае сравнения двигателей, резко отличающихся этими
величинами, влияние последних на авиационную легкость необхо-
димо учитывать отдельно.
Уменьшение полетного веса, как и авиационного веса, может
достигаться понижением удельного веса двигателя и уменьшением
удельного расхода топлива и масла.
Удельный вес двигателя может быть выражен следующим урав-
нением:
Одв
~ ~ = * <213)
Vh
где Vh — рабочий объем всех цилиндров двигателя в л, т. е. так
называемый литраж двигателя;
GK — литровый вес двигателя;
Ne —литровая мощность двигателя.
Таким образом для уменьшения удельного веса двигателя его
литровый вес должен по возможности понижаться, а литровая
мощность—увеличиваться.
Литровый вес зависит как от конструктивного выполнения и
размеров двигателя, так и от качества применяемых материалов.
Кроме того, литровый вес зависит до некоторой степени от ли-
тровой мощности. Для уменьшения литрового веса конструкция
двигателя особо тщательно продумывается с точки зрения ее веса,
причем применяются наиболее высококачественные материалы, по-
зволяющие получить требуемую прочность деталей при минималь-
ном их весе. Уменьшение литрового веса достигается также пере-
размеренностью двигателей. У современных двигателей литровый
вес в среднем равен 13 ч-18 кг/л, увеличиваясь с уменьшением раз-
меров двигателя.
Литровая мощность двигателя выражается при помощи урав-
нения (68) следующим образом:
Следовательно, увеличение литровой мощности может дости-
гаться либо повышением среднего эффективного давления, либо
увеличением числа оборотов в минуту, т. е. увеличением быстро-
ходности двигателя. Наиболее значительное повышение среднегс
эффективного давления достигается применением наддува. Однакс
наддув на земле ограничен появлением детонации и увеличением
рабочих температур цилиндра, клапанов и поршня с кольцами дс
недопустимого предела, при котором начинается их быстрое раз-
рушение. Кроме того, применение сильного наддува связано с по
нижением экономичности двигателя, вследствие необходимое^
обогащения смеси (для понижения температур цикла) и затрать
мощности на привод нагнетателя.
Наддув на высоте до земного давления позволяет повышат!
среднее эффективное давление, а следовательно, и литровую мощ
279
ность без увеличения земных рабочих температур деталей двига-
теля. Этот способ повышения литровой мощности применяется
в высотных двигателях с нагнетателями.
Увеличение числа оборотов ограничивается главным образом
связанным с этим увеличением сил инерции, что ухудшает работу
подшипников, коленчатого вала, механизма распределения, поршня
и пр. Помимо этого с увеличением числа оборотов интенсивность
падения среднего эффективного давления возрастает, так что по-
вышение литровой мощности происходит все в меньшей степени,
чем увеличение числа оборотов.
У современных двигателей литровая номинальная мощность
в среднем равна 15-Т-25 л. с.[л. Удельный вес двигателя соответ-
ственно этим данным в среднем равен 0,5-н 0,9 кг/л.с.
Эффективный удельный расход топлива, как известно, зависит
от индикаторного и механического к. п. д. и теплотворной способ-
ности топлива. Для уменьшения эффективного удельного расхода
все эти величины должны быть по возможности выше.
Наиболее значительное увеличение индикаторного к.п.д. дости-
гается повышением степени сжатия. Однако повышение степени
сжатия лимитируется появлением в двигателе детонации и ограни-
чивается антидетонационными свойствами топлив. С другой сто-
роны, расход горючего зависит от состава смеси. Возможное
обеднение смеси обусловливается свойствами применяемых топ-
лив. В некоторых случаях обеднение смеси ограничено перегревом
двигателя вследствие происходящего при обеднении смеси увели-
чения температуры выхлопа.
Практическая возможность работы на бедных смесях зависит
в значительной степени от точности регулировки состава смеси
в карбюраторе. Этот вопрос будет освещен в главе о карбюраторах.
Механический к.п.д. определяется главным образом мощностью
трения и у современных двигателей колеблется в довольно узких
пределах.
Теплотворная способность существующих жидких топлив ко-
леблется довольно значительно. Предпочтительно применяются
сорта топлив, обладающих наибольшей теплотворной способностью.
В этом отношении наиболее выгодными являются бензины. То-
плива, содержащие большое количество ароматических углеводоро-
дов, занимают несколько худшее положение, но практически ока-
зываются выгоднее, чем бензины, так как допускают более высо-
кую степень сжатия; спирты и спиртовые смеси, несмотря на их
малую склонность к детонации, практически невыгодны, так как
обладают весьма низкой теплотворной способностью. Более по-
дробные данные о топливах приведены в соответствующей главе.
Таким образом эффективный удельный расход в основном за-
висит от качества применяемых топлив, склонности двигателя
к детонации и точности регулировки состава смеси карбюратором.
При существующих топливах, в современных двигателях степень
сжатия обычно достигает 6-г-7, коэфициент избытка воздуха не
превышает единицы, а теплотворная способность равна 10 200-ь-
-4- 10 700 Кал.'кг. При этих условиях эффективный удельный расход,
бывает около 0,210 -ь- 0,260 кг]л. с. ч.
280
Удельный расход масла зависит от количества масла, попадаю
щего в камеру сгорания, где оно частично сгорает, а частично вы-
брасывается из цилиндра вместе с выхлопными газами. Это коли-
чество масла зависит от конструкции поршневых колец, поршня
и цилиндра, о чем сказано ниже, в главе о смазке. Следует заме-
тить, что в современных двигателях расход масла составляет
обычно 3 -ь-8°/0 от расхода топлива, так что его влияние на по-
летный и авиационный вес относительно невелико.
Количество топлива и масла на самолете зависит от числа часов
полета, в то время как вес конструкции от продолжительности по-
лета, очевидно, не зависит. Поэтому относительное влияние первых
двух факторов на величину полетного и авиационного веса обу-
словливается продолжительностью полета [уравнения (211) и (212)].
С увеличением последней значение веса топлива и масла воз-
растает и, начиная с 10-4-15 час. полета, становится доминирующим.
Таким образом в двигателях, предназначенных для продолжитель-
ных полетов без возобновления запаса топлива и масла (особенно
работающих на дирижаблях), экономичность работы имеет основ-
ное значение, в то время как двигатели, предназначенные для
кратковременных полетов (продолжительностью 2н-3 часа), должны
обладать главным образом малым весом конструкции.
Ряд факторов, понижающих удельный вес двигателя, обусло-
вливает повышение эффективного удельного расхода, и наоборот.
Так, например, применение наддува на земле значительно умень-
шает удельный вес, но это связано с увеличением склонности дви-
гателя к детонации и с повышением температуры ряда деталей. Так
как антидетонационная способность топлива ограничена суще-
ствующими возможностями, то повышение наддува связано с умень-
шением допустимой степени сжатия, что увеличивает удельный
расход топлива. В тех случаях, когда температуры деталей выхо-
дят за допустимые для них пределы, применение наддува требует
обогащения смеси, что точно так же вызывает ухудшение эконо-
мичности двигателя.
Повышение степени сжатия, уменьшая удельный расход то-
плива, понижает допустимый из условий детонации наддув, и, сле-
довательно, связано с увеличением удельного веса двигателя.
Таким образом выбор наиболее рационального наддува и сте-
пени сжатия зависит от продолжительности полета. При этом для
кратковременных полетов более выгодно увеличение наддува,
а для продолжительных—повышение степени сжатия.
Этот пример показывает, что определение наивыгоднейших
основных данных работы и конструкции двигателя следует произ-
водить, исходя из наиболее характерных условий его работы в экс-
плоатации, с целью получить минимальный полетный и в итоге
авиационный вес.
3. Мощность. В зависимости от типа самолета требуемая мощ-
ность моторных установок может изменяться в широких пределах
°т 10-=-15 л. с. (для легких авиеток) до 5000 4-6000 л. с. (для тяже-
лых бомбовозов и многоместных пассажирских самолетов). Таким
образом двигатель должен развивать определенную мощность,,
величина которой зависит от его назначения.
281
Следует отметить, что за исключением специальных случаев
в настоящее время мощность отдельных двигателей редко превы-
шает 1000-ь-1200 л.с., т. е. мощность отдельных двигателей значи-
тельно меньше мощности, требуемой для тяжелых самолетов. Это
объясняется тем, что установка нескольких двигателей позволяет
получить более равномерное распределение нагрузок по самолету
и, кроме того, повышает безопасность полета, так как при отказе
в работе одного двигателя полет еще может продолжаться.
В случае дирижаблей установка нескольких двигателей увели-
чивает маневренность, дает более равномерное распределение на-
грузок и повышает надежность полета.
4. Уравновешенность. Во избежание вибраций моторной уста-
новки двигатель должен быть в достаточной степени динамически
уравновешен. Под динамическим уравновешиванием понимают со-
здание условий, при которых силы, не уравновешенные в двига-
теле реакциями опор и переменные по времени или по направле-
нию действия в пространстве, взаимно уравновешивают друг друга.
Вопрос о. способах уравновешивания двигателей был рассмотрен
в гл. XVI.
5. Надежность работы при достаточной ее продолжительности.
Под надежностью двигателя понимают способность его работать
в эксплоатации без вынужденных остановок из-за дефектов или
поломок деталей, без неуправляемого падения мощности и увели-
чения удельного расхода топлива и масла.
Очевидно, что продолжительность надежной работы двигателя
находится в прямой зависимости от допускаемого удельного веса,
если конструкция двигателя, его выполнение и применяемые ма-
териалы остаются неизменными. При уменьшении удельного веса
механические и термические напряжения в деталях двигателя, а
также изнашиваемость трущихся частей повышаются, что приво-
дит к сокращению срока надежной работы.
Таким образом удельный вес двигателя обусловливается в зна-
чительной степени требуемой продолжительностью его надежной
работы, которая зависит от назначения двигателя. Так, например,
удельный вес гоночных двигателей, срок службы которых исчис-
ляется несколькими часами, достигает 0,30-ь-0,35 кг]л.с. Наоборот,
удельный вес двигателей для дирижаблей должен быть несколько
выше, чем для самолетов, так как требуемый срок службы для
этих двигателей значительно больше.
Продолжительность надежной работы нормальных авиационных
двигателей зависит от типа двигателя и условий его эксплоатации
и в среднем равна 200 н-500 часам.
6. Эксплоатационные требования. Помимо надежности работа
двигателя в эксплоатации должна удовлетворять ряду требований,
из которых основными являются следующие:
а) легкий запуск двигателя при любых атмосферных условиях;
это достигается надлежащей конструкцией пусковой системы кар-
бюратора, наличием пусковых магнето или специальных пусковых
устройств для начального прокручивания двигателя (стартеров) и
других более мелких приспособлений;
б) приемистость двигателя, т. е. способность быстро переходить
283
с одного режима работы на другой; приемистость двигателя обу-
словливается главным образом конструкцией карбюратора;
в) простота и доступность основных деталей, требующих ча-
стого обслуживания в эксплоатации; к этим деталям прежде всего
относятся фильтры (масляные и топливные), свечи, магнето, кар-
бюратор, механизм для регулирования зазоров в клапанахи пр.;
г) простота сборки и разборки двигателя с применением ми-
нимального количества специальных приспособлений и инстру-
ментов;
д) работа на сортах топлива и масла, имеющихся в достаточном
количестве на рынке.
7. Производственные требования. При конструировании двига-
теля должен быть учтен ряд производственных требований, что
необходимо в целях облегчения и удешевления его производства.
Эти требования в общем состоят в следующем:
а) применение материалов, не только соответствующих усло-
виям работы данной детали, но также наиболее простых и, по
возможности, освоенных в производстве;
б) придание деталям наиболее простых с точки зрения произ-
водства конструктивных форм;
в) применение соединений, позволяющих наиболее просто по-
лучать требуемую точность относительного расположения деталей
и их проверку.
Следует отметить, что доминирующим требованием, предъявляе-
мым к конструкции авиационного двигателя, является минималь-
ный вес при достаточной надежности в течение требуемой про-
должительности работы. Для удовлетворения этого требования
идут на усложнение конструкции и применение более дорогих и
трудно обрабатываемых материалов, хотя это связано с удорожа-
нием производства. Поэтому стоимость авиационных двигателей
значительно выше стоимости других типов двигателей внутреннего
сгорания.
§ 59. КЛАССИФИКАЦИЯ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Авиационные двигатели могут быть классифицированы по раз-
личным признакам, а именно:
а) в зависимости от рода применяемого топлива — на двигатели
легкого или тяжелого топлива и на газовые двигатели;
б) в зависимости от характера охлаждения — на двигатели во-
дяного, воздушного, гликолевого (с охлаждением при помощи
этилен-гликоля) или какого-либо другого охлаждения;
в) по характеру изменения мощности с высотой — на высотные
и невысотные двигатели;
г) в зависимости от расположения цилиндров — на однорядные,
двухрядные (или V-образные), трехрядные (или W-образные), че-
тырехрядные (или Х-образные) и звездообразные (или радиальные)
двигатели; при этом последние делятся на однорядные (или, просто,
звездообразные) и двухрядные звездообразные двигатели;
Д) по числу цилиндров двигатели называются четырехциливд-
ровыми, пятицилиндровыми, двенадцатицилиндровыми и т. д.;
283
е) по назначению в эксплоатации двигатели делятся на — мало-
мощные (или авиеточные), истребительные, дирижабельные (или
воздухоплавательные) и пр.
ГЛАВА XVIII
ОСНОВНЫЕ ДЕТАЛИ ДВИГАТЕЛЕЙ И ИХ РАСЧЕТ
§ 60. ЦИЛИНДРЫ И БЛОКИ
1. Условия работы. Цилиндр двигателя можно рассматривать
состоящим из следующих частей:
а) головки цилиндра, в которой имеется камера сгорания (или,
иначе, камера сжатия) и в которой располагаются клапаны с пру-
жинами, свечи и пусковые клапаны;
б) стакана цилиндра (или цилиндровой гильзы), по внутренней
шлифованной поверхности которого, называемой цилиндровым
зеркалом, перемещается поршень;
в) рубашки цилиндра (в случае двигателей жидкостного охла-
ждения), охватывающей как собственно цилиндр, так и’его головку
и служащей для создания потока охлаждающей жидкости вокруг
их стенок, соприкасающихся с горячими газами.
В случае двигателей воздушного охлаждения цилиндры вместо
рубашек имеют охлаждающие ребра, обдуваемые потоком воз-
духа.
При работе двигателя цилиндр находится под действием зна-
чительных, быстро изменяющихся по времени нагрузок, обусло-
вленных переменным давлением заключенных в нем газов. Эти
нагрузки делают цилиндр весьма склонным к вибрациям, для
избежания которых его конструкция должна быть достаточно
жесткой.
Давление газов, действуя на дно цилиндра, стремится оторвать
цилиндр от картера, к которому он обычно присоединен при по-
мощи шпилек. Кроме того, боковая сила N от поршня изгибает
цилиндр в плоскости вращения колена и вызывает изнашивание
цилиндрового зеркала.
Помимо силовых нагрузок цилиндр находится под действием
нагрева от раскаленных продуктов сгорания. Наиболее сильно под-
вержена нагреву головка цилиндра, в которой происходит сгора-
ние смеси. Гильза цилиндра, омываемая горячими газами лишь в
течение ходов расширения и выхлопа, нагревается значительно
меньше. *
Поэтому головка имеет наибольшие температуры. Температуры
отдельных участков головки не одинаковы, так как часть головки,
примыкающая к всасывающему патрубку, периодически охла-
ждается поступающей свежей смесью, а часть, примыкающая
к выхлопному патрубку, наоборот, дополнительно нагревается в те-
чение выхлопа. Кроме того, сама форма головки оказывает влия-
ние на неравномерное распределение температур, так как обусло-
284
вливает лучшее охлаждение отдельных мест головки по сравнению
с другими участками.
В результате неравномерного распределения температур раз-
ница между температурами отдельных точек головки или всего
цилиндра может достигать значительной величины. Для примера,
на фиг. 124, приведена полученная экспериментально диаграмма
кружки показывают места измер ния температур (по опытам
Масленникова и Рудзкого).
распределения температур по цилиндру водяного охлаждения при
температуре охлаждающей воды на входе в цилиндр в 65° Ц. Как
видно, перепад температуры между отдельными точками головки
достигает 100° Ц. В цилиндрах воздушного охлаждения разница
между температурами отдельных точек получается еще больше и
может достигать 200° Ц. При этом температура наиболее горячих
мест может быть равной 300-г-350е Ц.
Значительное повышение температуры цилиндра и особенно
28»
головки приводит к их расширению в процессе работы. Это рас-
ширение происходит неравномерно вследствие разницы между
температурами отдельных участков, в результате чего появляются
внутренние тепловые напряжения. Величины этих напряжений до-
стигают в головке весьма значительных величин, так что они во
многих случаях оказываются более опасными, чем напряжения от
давления газов, и вызывают появление трещин или коробление.
Таким образом при работе двигателя цилиндр находится под
действием как механических, так и тепловых нагрузок. Эти на-
грузки связаны с появлением соответствующих напряжений, кото-
рые конструкция цилиндра должна быть способной выдерживать.
2. Общие сведения о конструкции. В зависимости от конструк-
ции двигателя, расположения и способа охлаждения цилиндров их
конструктивное выполнение может быть различным. При этом су-
ществующие конструкции цилиндров могут быть разбиты на сле-
дующие группы.
а) Цилиндры, выполненные по отдельности и независимо укре-
пленные на картере. Отдельные цилиндры имеются у некоторых
рядных двигателей, но главным образом эти конструкции приме-
няются в звездообразных двигателях, где они являются един-
ственно возможными.
б) Цилиндры, объединенные конструктивно в одно целое, так
как они имеют общую рубашку и их головки выполнены в виде
одной отливки. Подобная система соединенного вместе ряда ци-
линдров называется цилиндровым блоком. Цилиндровый блок
может включать до шести и даже восьми цилиндров.
в) Цилиндры, у которых головки выполнены в одном литье, а
рубашки цилиндровых гильз сделаны по отдельности. Подобная
конструкция называется полублочной или смешанной, так как она
представляет собой комбинацию первых двух типов; ее применяют
многие моторостроительные заводы, как то: Непир, Паккард, Изотта-
Фраскини и др.
Выполнение отдельных цилиндров дает ряд преимуществ:
а) В случае Двигателей жидкостного охлаждения индивидуаль-
ная подача охлаждающей жидкости в каждый цилиндр обеспечи-
вает хорошую циркуляцию жидкости и, следовательно, равномер-
ное охлаждение всех точек цилиндра и головки. При воздушном
охлаждении создание отдельных цилиндров почти неизбежно для
получения удовлетворительного охлаждения.
б) Количество и, следовательно, вес жидкости в рубашках по-
лучается меньше, чем в других конструкциях.
в) В случае аварии одного цилиндра, смена его не представляет
трудностей, так как обычно не требует каких-либо сложных при-
способлений и пригонок.
г) При выпуске семьи однотипных двигателей с различным чи-
слом цилиндров конструкция цилиндровой группы остается без из-
менения.
Основным недостатком отдельных цилиндров является их недо-
статочная жесткость, что сказывается особенно сильно при уве-
личении быстроходности двигателя. Для устранения этого дефекта
головки рядных двигателей соединяют между собой при помощи
286
жесткого картера распределительного (кулачкового) валика. Более
кардинальным решением вопроса является объединение всех голо-
вок в одной отливке, что приводит к смешанной, полублочной
конструкции.
Наибольшая жесткость цилиндровой группы достигается в слу-
чае блочной конструкции, так как все цилиндры охватываются
жесткой литой рубашкой. Кроме этого, вследствие наличия общей
рубашки блочная конструкция позволяет уменьшить расстояние
между цилиндрами, так что длина цилиндрового ряда, а следова-
тельно, вес и габарит двигателя получаются значительно меньше,
чем в случае использования полублочной конструкции или уста-
новки отдельных цилиндров.
Недостатками блочной конструкции являются худшая циркуля-
ция охлаждающей воды и наличие большего ее количества в дви-
гателе по сравнению с другими типами конструкции. Кроме того,
смена цилиндровой гильзы обычно связана со значительными труд-
ностями, а замена головок отдельных цилиндров, очевидно, невоз-
можна. В начале развития авиационного моторостроения основным
препятствием для применения блочных конструкций являлись произ-
водственные трудности, связанные с изготовлением литых алюми-
ниевых блоков. В настоящее время эти трудности преодолены и
большинство современных легких двигателей имеет блочную кон-
струкцию цилиндров, как обладающую наибольшей жесткостью и
позволяющую уменьшать вес и габарит двигателя.
Как уже отмечалось выше, при работе двигателя головка ци-
линдра находится под действием значительных термических на-
пряжений, обусловленных ее неравномерным нагревом. Для умень-
шения этой неравномерности нагрева конструкция головки должна
обеспечивать лучший отвод тепла от наиболее горячих мест, т. е.
от выхлопного канала и перемычки между гнездами клапанов,
охлаждение которой обычно наиболее затруднительно. Кроме того,
конструкция головки должна быть достаточно жесткой, чтобы про-
тивостоять короблению и растрескиванию под действием термиче-
ских напряжений.
В существующих двигателях головки изготовляются из стали
или алюминиевых сплавов (см. таблицы применяемых материалов).
Стальные головки применяются в более старых конструкциях, ко-
торые разрабатывались в то время, когда алюминиевое литье было
развито слабо.
Стальные головки сложны в производстве, так как требуют
много специальных приспособлений и наличия опытных сварщиков.
Кроме того, эта конструкция не позволяет получать достаточно
плавную форму всасывающего канала и ограничивает выбор формы
камеры сгорания.
Алюминиевые головки лишены недостатков стальных головок.
При налаженном производстве эти головки могут выполняться с
весьма сложными конструктивными формами, обеспечивающими
достаточную жесткость конструкции и хороший отвод тепла от
наиболее горячих мест. Последнему особенно способствует значи-
тельно большая теплопроводность алюминия по сравнению со
сталью. Выполнение головок нескольких цилиндров в одной отливке
287
позволяет осуществить блочную или смешанную конструкции,
преимущества которых уже отмечались. В двигателях воздушного
охлаждения алюминиевые головки особенно ценны. В этих двига-
телях условия охлаждения хуже, чем в двигателях жидкостного
охлаждения, так что неравномерность нагрева, а следовательно, и
вероятность коробления и растрескивания головок значительно
больше.
По этим причинам в настоящее время алюминиевые головки
получили всеобщее распространение в двигателях как жидкостного,
так и воздушного охлаждения.
Форма камеры сгорания головки выбирается на основе ряда
соображений. Основным из них является получение возможно боль-
шего коэфициента наполнения, а следозательно, и мощности дви-
гателя. Это соображение диктуется желанием понизить удельный
вес, являющийся одним из основных критериев качества авиацион-
ного двигателя.
С этой точки зрения камеры сгорания с боковыми клапанами
(например вихревая, фиг. 34) мало пригодны. В подобных камерах
при всасывании в цилиндр горючая смесь должна поворачиваться
на 180°, что связано со значительной потерей давления и, следо-
вательно, с понижением коэфициента наполнения.
По этой причине обычно применяются так называемые камеры
сгорания с подвесными клапанами, из которых наиболее употреби-
тельны три: полусферическая, шатровая и плоская (фиг. 34). В от-
дельных случаях эти формы несколько видоизменяются из сообра-
жений большего удобства расположения клапанов и свечей.
Выбор месторасположения и числа клапанов обусловливается
желанием получить максимальные проходные сечения для газов с
целью уменьшить давление при выхлопе и увеличить коэфициент
наполнения. Кроме того, на расположение клапанов влияет стре-
мление конструктора получить более простой и легкий механизм
их привода.
Размер тарелки клапанов ограничен условием их размещения
в камере сгорания. Тарелки клапанов всегда делаются круглой
формы, так как в этом случае облегчается их изготовление и при-
тирка к гнезду. Кроме того, при этом клапан может при работе
двигателя поворачиваться без потери плотности прилегания к
гнезду. Очевидно, что суммарное проходное сечение для газов в
данной головке будет возрастать с увеличением числа клапанов.
Однако увеличение числа клапанов усложняет форму головки
и механизмы распределения и затрудняет отвод тепла от наиболее
горячих мест головки. Поэтому даже в наиболее быстроходных
двигателях число клапанов обычно делают не свыше четырех (два
всасывающих и два выхлопных), что уже представляет значитель-
ные трудности. При этом для удобства их привода форма камеры
сгорания делается плоской или шатровой. Полусферическая камера
сгорания в этом случае невыгодна, так как при этой камере штоки
клапанов направлены в разные стороны по радиусам сферы, что
чрезвычайно усложняет конструкцию механизма распределения.
Трудности, связанные с созданием четырехклапанной головки,
приводят к тому, что многие двигатели водяного и в особенности
288
воздушного охлаждения имеют головки лишь с двумя клапанами
(с одним всасывающим и одним выхлопным).
Помимо коэфициента наполнения, форма камеры сгорания влияет
на экономичность двигателя и склонность его к детонации. Однако
наиболее эффективные с точки зрения наполнения цилиндра формы
камеры сгорания мало отличаются в отношении влияния на эконо-
мичность и склонность двигателя к детонации. Поэтому послед-
ние соображения практически не ограничивают выбора формы
камеры сгорания.
Для получения достаточно быстрого распространения пламени
в головках устанавливаются обычно две свечи, расположенные
примерно на противоположных сторонах камеры сгорания. Одна
свеча устанавливается вблизи всасывающего клапана, а другая —
вблизи выхлопного. Свеча, установленная со стороны всасывающего
клапана, находится в более благоприятных условиях работы, так
как периодически обдувается струей относительно холодной
смеси, поступающей в цилиндр. Свеча, установленная со сто-
роны выхлопного клапана, находится под действием струи выхлоп-
ных газов, так что она значительно более склонна к перегреву и
отказу в работе. Тем не менее установка свечи в этом месте
камеры сгорания имеет большое значение, так как позволяет вос-
пламенять в первую очередь наиболее нагретые зоны смеси,
примыкающие к выхлопному клапану, и тем самым уменьшать
склонность двигателя к детонации.
Конструкция гильзы цилиндра должна быть достаточно жест-
кой, чтобы не деформироваться под действием бокового усилия N
от поршня. В противном случае гильза в поперечном сечении при-
нимает овальную форму вместо круглой, что нарушает плотность
прилегания поршневых колец; получающиеся в результате этого
дефекты в работе двигателя рассмотрены в следующем параграфе.
Для увеличения жесткости гильзы, которая из условий прочности
может быть выполнена довольно тонкой (около 3 мм), с наружной
стороны ее обычно устраиваются ребра.
Уменьшение вибраций цилиндра достигается увеличением тол-
щины стенок в нижней его части и жестким присоединением
к картеру при помощи толстого фланца и достаточного числа
крепящих шпилек. Последние, помимо жесткости соединения,
обеспечивают плотность стыка между фланцем цилиндра (или
блока) и картером.
3. Примеры выполнения отдельных конструкций. А. Цилиндр
двигателя М-17. Двигатель М-17 водяного охлаждения имеет
12 цилиндров, расположенных в два ряда (по шести цилиндров
в каждом ряду) под углом в 60°. Каждый цилиндр выполняется
из стали по отдельности и индивидуально крепится к картеру.
При этом для увеличения жесткости цилиндрового ряда, все ци-
линдры соединяются между собой при помощи жесткого картера
распределительного валика. Этот последний крепится при помощи
шпилек к головкам цилиндров.
Общий вид отдельного цилиндра двигателя М-17 дан на фиг. 125.
Камера сгорания образуется верхней частью цилиндра, дно кото-
рого имеет форму шарового сегмента. В верхней части цилиндра
19 Общ. курс авиадвигателей. 1360 289
ввариваются три втулки, две из которых Служат для установка
свечей, а третья — для установки пускового клапана. К дну ци-
линдра привариваются два колена, образующие каналы для всасы-
вания и выхлопа. В эти колена ввариваются, в свою очередь, труб-
Фиг. 125. Цилиндр двигателя М-17.
чатые детали, наклоненные по отношению к оси цилиндра под
углом в 15° и предназначенные для запрессовки в них направляю-
щих втулок для всасывающего и выхлопного клапанов.
Таким образом головка цилиндра образуется несколькими сва-
ренными стальными деталями. Производство подобной головки
довольно сложно и требует применения ряда специальных машин
и приспособлений.
290
Стакан цилиндра на внешней стороне имеет ряд кольцевых
ребер, расположенных в его верхней части. Эти ребра служат для
повышения жесткости гильзы, т. е. для уменьшения ее деформа-
ций в радиальном направлении. Уменьшение вибраций цилиндра
под действием силы от бокового давления поршня достигается
увеличением толщины стенок стакана цилиндра у его фланца.
Стенка плавно переходит в жесткий фланец, который крепится
к картеру при помощи восьми шпилек.
Для охлаждения цилиндра водой вокруг стакана и головки
приваривается рубашка, выполненная из тонкой листовой стали.
При работе двигателя цилиндр нагревается сильнее, чем рубашка,
вследствие чего его температурное расширение оказывается больше;
во избежание обрыва рубашки при нагревании и удлинении ци-
линдра нижняя часть рубашки делается гофрированной.
Для уменьшения расстояния между цилиндрами ширина водя-
ного пространства между рубашкой и стаканом цилиндра делается
минимальной — около 4 мм. При сварочных работах нельзя рас-
считывать на точное сохранение этого размера. Поэтому во избе-
жание чрезмерного сужения проходного сечения для воды в не-
скольких местах рубашки делаются вертикальные вмятины, кото-
рые не позволяют рубашке приближаться слишком близко к ци-
линдру.
Охлаждающая вода поступает в нижнюю часть рубашки ци-
линдра, поднимается кверху и удаляется через верхний патру-
бок, соединяющий водяное пространство головок всех цилинд-
ров, расположенных в одном ряду.
Б. Цилиндровый блок двигателя АМ-34. Двигатель
АМ-34 имеет 12 цилиндров, расположенных в два ряда (V-образно)
под углом 60°. Каждый ряд цилиндров объединен в один общий
литой блок (фиг. 126 и 247).
Цилиндровый блок состоит из общей для всех цилиндров литой
алюминиевой головки и водяной рубашки, в которой устанавли-
ваются стальные гильзы цилиндров.
Для соединения головки с рубашкой блока служат 14 шпилек,
проходящих через головку и рубашку и укрепленных в картере
двигателя. При помощи этих же шпилек цилиндровый блок при-
крепляется к картеру. Так как при затяжке шпилек рубашка зажи-
мается между головкой и картером, то она полностью разгружена
от разрывающих сил, появляющихся в результате давления газов
на головку. Эти силы при помощи шпилек передаются непосред-
ственно на картер двигателя.
Помимо указанных силовых шпилек для соединения головки
блока с рубашкой имеются дополнительные шпильки. Эти шпильки
укреплены в верхней части рубашки и служат для создания более
равномерной затяжки стыка между головкой и рубашкой, а также
для облегчения монтажа цилиндрового блока на картере.
Камера сгорания представляет собой прямоугольную призму
квадратного сечения с шатровым дном; в последнем расположены
два всасывающих и два выхлопных клапана, наклоненных каждый
под углом 43/4О к оси цилиндра. Вдоль головки блока над клапа-
нами расположены два кулачковых валика, из которых один обслу-
• 291
живает все всасывающие клапаны одного блока, а другой всё
выхлопные. Головка имеет рубашку, отлитую заодно целое
с самой головкой и служащую для циркуляции охлаждающей
воды.
Стальная цилиндровая гильза имеет ряд внешних кольцевых
ребер, увеличивающих ее жесткость. В верхней части гильза закан-
чивается бортиком, которым она опирается на верхнюю плоскость
водяной рубашки блока. При затяжке крепящих шпилек головка
Фиг. 126. Цилиндровый блок двигателя АМ-34.
прижимается к этому бортику, причем, для увеличения плотности
соединения, между головкой и бортиком гильзы помещается уплот-
нительное мягкое кольцо из алюминия. Таким образом все усилие
затяжки, сжимающее рубашку блока, передается через алюминие-
вое кольцо и бортик гильзы цилиндра, чем устраняется прорыв
газов из камеры сгорания наружу. Во избежание перекоса головки
блока при ее затяжке уплотнительные кольца всех цилиндров
должны иметь одинаковую толщину.
Цилиндровая гильза подвешена внутри рубашки блока за верх-
ний бортик и, следовательно, может свободно деформироваться
при изменении ее температуры. Очевидно, что гильза, как и рубашка
блока, полностью разгружена от усилий, передающихся на картер
292
вследствие давления газов на головку, так что эти усилия воспри-
нимаются исключительно одними силовыми шпильками.
Гильза вставляется в блок с зазором. При этом во избежание
утечки охлаждающей воды в нижнем стыке рубашки и гильзы слу-
жат два резиновых уплотнительных кольца, расположенных так,
как показано на фиг. 126. В том случае, если оба кольца будут
пропускать воду, она может проникнуть в полость картера дви-
гателя; чтобы избежать этого в стенке рубашки блока между двумя
уплотнительными кольцами устроены сверления. Если вода про-
ходит через верхнее уплотнительное кольцо, то в дальнейшем
вытекает через сверление наружу, не попадая в картер. Течь воды
одновременно служит указанием на необходимость замены верхнего
уплотнительного резинового кольца.
Охлаждающая вода подается в нижнюю часть рубашки блока,
поднимается по рубашке кверху и в дальнейшем поступает в го-
ловку. Из рубашки вода подается в головку через 27 отверстий
с пропущенными в них короткими алюминиевыми трубками. Во
избежание утечки воды на каждую трубку надеваются резиновые
бочкообразные кольца, которые зажимаются при затяжке гаек
головки и блока и создают достаточную герметичность. Из
головки нагретая вода отводится через привернутый карман, рас-
положенный в передней части головки (со стороны винта).
В. Цилиндровый блок двигателя Испано-Сюиза
12 Ybrs. Двигатель Испано-Сюиза имеет то же число и располо-
жение цилиндров, как и двигатель АМ-34. Шесть цилиндров одного
ряда заключены в блок, конструкция которого (фиг. 127 и 251),
однако, резко отличается от конструкции блока двигателя АМ-34.
Общая для всех цилиндров головка и рубашка выполнены
в одном литье. Рубашка цилиндров имеет внизу солидный фланец,
служащий для крепления всего блока к картеру при помощи
42 шпилек, ввернутых в картер. Большое число шпилек позволяет
получить равномерную затяжку стыка между блоком и картером
и достаточно жесткое крепление самого блока. Таким образом
рубашка блока, в отличие от рубашки двигателя АМ-34, восприни-
мает разрывающие усилия от давления газов на головку и, следо-
вательно, должна выполняться достаточно прочной.
Камера сгорания имеет плоскую, цилиндрическую форму. В го-
ловке, выполненной из алюминиевого литья, расположены 12 кла-
панов (по два клапана на цилиндр), лежащие в плоскости, прохо-
дящей через оси всех цилиндров. Благодаря подобному располо-
жению клапанов они могут обслуживаться одним кулачковым ва-
ликом.
Стальные гильзы цилиндров ввертываются в алюминиевый блок.
При этом уплотнение в резьбе достигается двумя способами:
а) завинчиванием гильзы в предварительно разогретый блок,
вследствие чего, даже в процессе работы двигателя, всегда имеется
некоторый натяг в резьбе и
б) постановкой в верхней части гильзы специального упругого
стального кольца, создающего уплотнение по своим торцам при
затяжке гильзы.
Гильзы свободно подвешены за резьбу внутри рубашки. Уплот-
283
некие в нижней их части во избежание утечки охлаждающей воды
достигается постановкой уплотнительных резиновых колец, затя-
нутых снизу специальной гайкой.
Охлаждающая вода подводится не в нижнюю часть блока, как
это делается в большинстве двигателей, а в верхнюю — по трубе,
расположенной внутри головки Эта труба имеет в радиальном
направлении ряд сверлений, устроенных таким образом, что охла-
ждающая вода поступает в первую очередь на головку, т. е. на
наиболее ’нагретую часть блока.
Фиг. 127. Цилиндровый блок двигателя Испано-Сюиза 12 Ybrs.
Для выхода воды из блока предусмотрено два отверстия, также
расположенных в верхней части блока, с его обоих концов. Отвод
воды может происходить через любое из отверстий, более удоб-
ное с точки зрения общей циркуляции воды в системе охлаждения.
При этом другое отверстие закрывается глухим фланцем.
При этой системе подачи и отвода воды, гильзы цилиндра на-
ходятся в несколько худших условиях охлаждения, так как дви-
жение воды в нижней части их рубашек происходит исключи-
тельно за счет конвекции. Однако последнее обстоятельство не
опасно для надежности двигателя, так как нижняя часть цилиндра
нагревается при работе двигателя меньше, чем другие части.
Поэтому принятый способ охлаждения приводит лишь к тому, что
температура гильзы по высоте цилиндра почти не изменяется, в то
8Р4
время как при подводе воды в нижнюю часть блока темпепя™™
внизу гильзы оказывается минимальной (фиг 124) lcPd‘ypa
Г. Цилиндр двигателя Юпитер VI. Двигатель Юпи-
тер VI представляет собой девятицилиндровый звездообразный
Фиг. 128. Цилиндр двигателя Юпитер VI.
двигатель воздушного охлаждения. Каждый цилиндр этого двига-
теля (фиг. 128) располагается на картере отдельно.
Цилиндр состоит из стального стакана с уширением в верхней
части, образующим камеру сгорания с плоским дном и из алюми-
ниевой клапанной коробки, в которой расположены выхлопные и
всасывающие каналы и направляющие втулки для клапанов. В дне
295
цилиндра устроены четыре отверстия для двух всасывающих и
двух выхлопных клапанов. При этом увеличенный диаметр камеры
сгорания по сравнению с цилиндром позволяет установить клапаны
большего диаметра.
Головка присоединяется к цилиндру при помощи шпилек и
болтов, ввернутых в его дно. Во избежание перегрева дна цилиндра
должен быть обеспечен хороший контакт между соприкасающимися
плоскостями дна и головки. Этот контакт достигается тщательной
подгонкой плоскостей и равномерной затяжкой гаек. Большое
число шпилек обеспечивает плотное соприкосновение по всей
плоскости стыка.
Стакан цилиндра имеет в нижней части фланец с восемью
отверстиями, при помощи которых он крепится восемью шпиль-
ками к картеру двигателя.
Для достаточного охлаждения цилиндр и головка имеют ребра,
выполненные с ними за одно целое. При этом стальные ребра
цилиндра получаются механической обработкой поковки. Толщина
их на концах равна примерно 0,5 мм. Алюминиевые ребра головки
получаются с помощью литья. По условиям производства эти
ребра тонкими делать нельзя; кроме того, тонкие ребра вследствие
хрупкости материала при монтаже легко ломаются. Поэтому алю-
миниевые ребра делаются толще, чем стальные. Толщина конца
такого ребра равна примерно 1,5 мм. i
Д. Цилиндр двигателя Райт Циклон. Как и двига-
тель Юпитер VI, двигатель Райт Циклон имеет девять цилин-
дров, расположенных звездообразно. Каждый цилиндр (фиг. 129)
состоит из алюминиевой головки, навернутой на стальную гильзу.
Подобная конструкция цилиндров воздушного охлаждения встре-
чается наиболее часто, так как по сравнению с конструкцией ци-
линдра двигателя ЮпитерУ! она имеет ряд следующих пре-
имуществ:
а) литая головка позволяет выполнить камеру сгорания наибо-
лее удобной формы;
б) отсутствие трудно охлаждаемого стыка между стальным
дном гильзы и алюминиевой головкой уменьшает опасность коро-
бления и, следовательно, делает цилиндр более надежным в ра-
боте;
в) вес цилиндра получается несколько меньше.
Герметичность соединения головки и гильзы достигается выбором
резьбы специального профиля, а также посадкой головки на гильзу
с натягом. Для этого головка перед сборкой нагревается и в таком
виде навертывается на гильзу цилиндра. При остывании головка
получает значительный натяг, уплотняющий резьбу. При этом во
избежание разрыва головки ее нижнее ребро делается примерно
в три раза толще других ребер.
Крепление цилиндра к картеру производится при помощи сталь-
ного фланца, выполненного за одно целое с гильзой цилиндра.
Камера сгорания имеет полусферическую форму, дающую мини-
мальные потерн тепла в стенки. В ней расположены два клапана
(всасывающий и выхлопной) и две свечи. Клапанные гнезда сде-
ланы из алюминиевой бронзы, коэфициент линейного расширения
296
которой близок к коэфициенту расширения алюминиевого сплава
из которого выполнена головка, что обеспечивает хорошее приле-
гание гнезда при высоких рабочих температурах. Кроме того
алюминиевая бронза обладает достаточно высокой твердостью
Фиг. 129. Цилиндр двигателя Райт Циклон.
Свечи ввертываются в бронзовые втулки, ввинченные в головку
(как указано на фиг. 169, стр. 353). Алюминиевая резьба легко
сминается или ломается при частой смене свечей. Поэтому в алю-
миниевые головки завинчиваются бронзовые втулки с внутренней
89’
резьбой, фиксируемые против отвертывания шпилькой и позволяю-
щие производить смену или осмотр свечей без опасности повре-
ждения резьбы.
Цилиндр и головка имеют ребристую поверхность. Наибо-
лее тщательно охлаждаются канал выхлопа и выхлопной кла-
пан, подверженные при работе двигателя наиболее сильному
нагреву. Поэтому выхлопная сторона головки снабжена частыми
ребрами.
4. Расчет на прочность. Точный расчет на прочность цилиндра,
как и большинства других деталей двигателя, весьма сложен или
даже вовсе невозможен. Причина этого заключается не только
в геометрических формах деталей, затрудняющих расчет, но
главным образом в трудности определения напряжений, обусло-
вленных неравномерным тепловым расширением и вибрацией дета-
лей. Кроме того, в литых деталях могут появляться внутренние
напряжения материала вследствие неравномерного остывания их
после отливки.
Фиг. 130. Схема нагрузки гильзы
цилиндра.
Фнг. 131. К расчету
фланца цилиндра.
Поэтому некоторые части цилиндра, как, например, головка,
не рассчитываются совсем, а их размеры выбираются на основании
опыта работы существующих и надежно работающих конструкций
с учетом производственных соображений. Напряжения деталей,
поддающихся расчету, определяются при помощи элементарных
уравнений. Эти напряжения нельзя рассматривать как истинные
напряжения, существующие в материале. Они служат для сравне-
ния надежности деталей, находящихся в одинаковых условиях
работы и выполненных примерно из одинакового материала. При
проектировании новых конструкций можно считать, что детали,
напряжения которых имеют ту же величину, что и у работающих
конструкций (вычисленные при помощи одинаковых уравнений),
будут иметь и одинаковый запас прочности, если их материалы по-
добны по своим механическим свойствам.
А. Расчет стенок гильзы цилиндра. Стенки гильзы
цилиндра рассчитываются на разрыв по образующей под
действием давления газов. Схема нагрузки приведена на
фиг. 130.
Расчет производится на максимальное давление газов /’max,
определяемое по индикаторной диаграмме (§ 49—2). Избыточное
давление газов можно считать равным (/’max—1). Тогда сила, от-
рывающая одну половинку цилиндра от другой, будет (ртах—1)£)./
(фиг. 130). При этом толщина 8 стенки цилиндра, соответствующая
выбранному напряжению разрыва ор, будет:
___(Рт&т I) D-1____ (Рщах 0-0
~ 2/Ср - ~ 2ср '
(215)
Допускаемое при подсчете по этому уравнению напряжение
разрыва для стали <тр = 400 -j- 600 кг!см2. Небольшая величина на-
пряжения объясняется необходимостью иметь более толстые стенки
для получения достаточной жесткости цилиндра.
Б. Расчет фланца цилиндра. Фланец цилиндра прибли-
женно рассчитывается на изгиб под действием максимальной силы
от давления газов РГтах, реакция которой считается распределенной
равномерно по всем болтам, крепящим цилиндр. Величина РГгаах
берется из соответствующей диаграммы (§ 49—2). При этом со-
гласно схеме, представленной на фиг. 131, действующий изгибаю-
щий момент приближенно равен:
дл р
“ *niax
Момент сопротивления определяется по уравнению (пренебрегая
влиянием кривизны расчетного сечения):
' w ' da^
О
Отсюда напряжение фланца на изгиб будет:
___Мм _____^rmax'fe
и~
(216)
При этом для стали <ти = 800-н 1200 кг/см2.
В. Расчет крепящих шпиле к. Шпильки, крепящие цилиндр,
рассчитываются на разрыв от силы предварительной затяжки, кото-
рая берется на 25% больше силы РГтах- Внутренний диаметр резьбы
шпилек dB определяется по уравнению:
rfE = А Pt max — । ,261/-^°r mai,
Г it tap ' /зр
(217)
где i—число шпилек (или болтов);
Op — напряжение на разрыв (для стали 1000-^-1200 кг[см2).
§ 61. ПОРШНИ
1. Условия работы и общие сведения о конструкции. Поршень
двигателя внутреннего сгорания служит для создания максимально
непроницаемой, перемещающейся перегородки между изменяю-
щимся объемом цилиндра и внешней средой, а также для пере-
gw
дачи сил от давления газов на шатун. Плотность стыка между
поршнем и цилиндром необходима по двум причинам:
а) утечка газов из цилиндра в полость картера уменьшает эко-
номичность двигателя и увеличивает нагрев поршня, что является
совершенно недопустимым;
б) поршень должен препятствовать проникновению смазываю-
щего масла из полости картера в камеру сгорания, так как масло,
попавшее туда, сгорает или выбрасывается вместе с выхлопными
газами и, следовательно, является потерянным.
Работа поршня происходит в чрезвычайно тяжелых условиях,
и у большинства современных двигателей поршень является (за
исключением выхлопного клапана) наиболее нагруженной деталью.
Это объясняется прежде всего тем, что в процессе работы пор-
шень подвергается интенсивному нагреву от раскаленных газов,
с которыми он непосредственно соприкасается. Охлаждение поршня
затруднено, так как поршень охлаждается главным образом от
соприкосновения со стенками цилиндра и, в некоторой степени, от
соприкосновения с маслом, находящимся в картере. Вследствие
трудности охлаждения поршня, его рабочая температура значи-
тельно выше, чем у цилиндра и достигает для алюминиевых спла-
вов 230-^-250° Ц.
Помимо тепловых нагрузок, поршень находится под действием
значительных сил от давления газов и сил инерции. При передаче
этих сил на шатун, как указывалось в § 49, появляется дополни-
тельная сила 2V, действующая нормально к стенке цилиндра; реак-
ция этой силы должна восприниматься боковой поверхностью
поршня. Все эти силы могут вызвать разрушение поршня или (при
недостаточной его жесткости) чрезмерные местные деформации.
Кроме того, эти силы вызывают износ боковой поверхности поршня.
Как уже отмечалось в § 25, движение поршня внутри цилиндра
требует затраты значительной части индикаторной мощности дви-
гателя (6н-8% от Л/,). Поэтому конструкция поршня должна пре-
дусматривать максимально возможное уменьшение силы трения
между его боковой поверхностью и стенкой цилиндра.
Исходя из этого, к конструкции поршня предъявляются следу-
ющие требования:
а) достаточная герметичность против утечки газов из полости
цилиндра;
б) получение необходимой прочности и жесткости при суще-
ствующих силовых нагрузках;
в) хороший отвод тепла, обеспечивающий допустимые темпе-
ратуры поршня;
г) отсутствие пропуска масла из картера в рабочую полость
цилиндра;
д) малый износ трущихся поверхностей поршня;
е) уменьшение до минимума трения поршня о стенки цилиндра;
ж) наименьший вес поршня; это требование связано со стремле-
нием уменьшить силу инерции поршня, которая в быстроходных
300 '
двигателях Достигает значительной величины и увеличиваем СйЛо-
вую нагрузку всего кривошипного механизма.
Удовлетворение всех этих требований весьма затруднительно
так как некоторые из них противоречат друг другу. Поэтому су-
ществующие конструкции дают обычно компромиссное решение
задачи, при котором отдельные требования удовлетворяются лишь
частично.
Узел поршня состоит из следующих деталей (фиг. 132): поршня,
поршневых колец и пальца поршня.
Поршень выполняется обычно отливкой или ковкой (с после-
дующей механической обработкой) в виде одного целого. Его бо-
ковую стенку удобно рассматривать состоящей из двух частей,
Фиг. 132. Поршень двигателя Испано-Сюиза 12 Ybrs.
выполняющих различные функции и работающих в разных усло-
виях. Первая, верхняя часть или, как говорят, верхний пояс при-
мыкает к днищу поршня и имеет канавки для поршневых колец.
Эта часть боковой поверхности во время работы двигателя наибо-
лее нагревается и служит главным образом для передачи тепла от
днища поршня в стенки цилиндра. На этой части устанавливаются
поршневые кольца.
Вторая, нижняя часть боковой стенки поршня, т. е. нижний
пояс или юбка поршня служит главным образом для передачи бо-
ковой силы на стенку цилиндра и таким образом при движении
поршня работает на изнашивание. Рабочая температура юбки
поршня значительно меньше, чем верхнего пояса.
Для улучшения отвода тепла от днища поршня и повышения
его жесткости оно в большинстве случаев снабжается ребрами,
связывающими его с боковыми стенками.
Палец поршня укрепляется в бобышках поршня, отлитых с ним
заодно целое и имеющих соответствующие отверстия. Для раз-
грузки боковой стенки поршня бобышки обычно непосредственно
301
соединяются с днищем, так что
чительной части передается на
сила от давления газов в Зйй»
палец поршня, минуя боковую
стенку.
Для получения более легкого поршня его высоту желательно
делать по-возможности меньшей. Однако с уменьшением высоты
поршня, удельные нагрузки на его боковую поверхность увеличи-
ваются/вследствие чего возрастает ее изнашивание. Минимальная
высота' поршня ограничивается условием получения допустимых
напряжений боковой поверхности на износ. Практически это усло-
вие приводит к тому, что высота поршня обычно получается рав-
ной 0,64-0,7 от его диаметра.
Значительное уменьшение веса поршня достигается примене-
нием легких, главным образом алюминиевых, сплавов (см. таблицу
применяемых материалов, стр. 390), удельный вес которых при-
мерно в 2,5 раза меньше удельного веса чугуна (7,25 для чугуна иоколо
2,9 для алюминиевых сплавов). Теплопроводность алюминиевых спла-
вов примерно в пять раз больше теплопроводности чугуна. Поэтому
применение алюминиевых сплавов имеет еще одно крупное преи-
мущество: получение более низкой
температуры поршня, которая при
алюминиевых поршнях, как уже
было указано, обычно не превы-
шает 250° Ц, в то время как у чу-
гунных поршней она достигает
400-н450°Ц. Более низкая темпе-
ратура поршня не только значительно облегчает условия смазки,
но также связана с увеличением мощности двигателя на 5-Н5°/о
Фиг. 133. Нормальная конструкция
уплотняющего кольца.
вследствие менее сильного подогрева смеси в течение наполнения
цилиндра.
Так как рабочая температура и коэфициент линейного расши-
рения материала поршня значительно выше, чем цилиндра, выбор
величины зазора между поршнем и цилиндром производится с та-
ким расчетом, чтобы не происходило заедания поршня при работе
двигателя. Прорыв рабочих газов в картер устраняется установкой
в верхнем поясе поршневых колец, называемых уплотняющими или
компрессионными. Эти кольца в одном месте разрезаны (разрез назы-
вается замком) и в свободном состоянии имеют больший диа-
метральный размер, чем внутренний диаметр цилиндра. Нормальная
конструкция профиля уплотняющего кольца приведена на фиг. 133.
Поставленное в кольцевую канавку поршня и помещенное в ци-
линдр кольцо находится в сжатом состоянии, так что боковая его по-
верхность силой упругости прижимается к зеркалу цилиндра. По-
верхность кольца, прилегающая к зеркалу цилиндра, обрабаты-
вается так, что при сжатом кольце имеет цилиндрическую форму
с диаметром, равным диаметру цилиндра двигателя. Поэтому по-
верхность кольца прилегает (после приработки кольца) всеми точ-
ками к цилиндровому зеркалу, чем и достигается уплотняющее
действие кольца.
Единственным местом, через которое возможен прорыв газов,
является замок кольца. Однако на каждый поршень устанавли-
вается обычно, не меньше двух-трех колец, замки которых распо-
302
лагаются в разных местах, так что утечка газов получается мини-
мальной.
Помимо создания герметичности, уплотняющие кольца сильно
способствуют отводу тепла от поршня, что обусловлено их
прилеганием к стенкам цилиндра.
Являясь средством против утечки газов из рабочего объема
цилиндра, уплотняющие кольца плохо препятствуют проникнове-
нию туда смазывающего масла, которое покрывает внутренние
стенки цилиндра. Причины этого заключаются в следующем:
•Л
а) При движении поршня из в. м. т. в нижнюю, кольцо при-
жимается к верхней стороне (с—d) кольцевых канавок поршня
(фиг. 134, слева). Так как стенки цилиндра покрыты маслом, а ско-
рость поршня довольно велика, то скапливающееся при этом дви-
жении перед кольцами масло обладает значительным давлением.
Вследствие этого масло проникает в пространство зазора между
кольцом и канавкой и просачивается в ра-
бочую полость цилиндра через стык между
верхней стороной канавки и кольцом.
б) Давление уплотняющих колец на стен-
ку цилиндра, обусловленное их силой упру-
гости, недостаточно для хорошей очистки
стенок цилиндра от масла.
в) При изменении направления движения
поршня в н. м. т. кольца меняют свое по-
ложение и прижимаются к нижним сторо-
Фиг. 134. Схема насос-
ного действия уплотняю-
щего кольца.
нам (е—/) канавок (фиг. 134, справа). Это
движение колец вызывает перемещение масла в зазцр, образую-
щийся между верхней стороной канавок и кольцом. В начале
хода поршня вниз кольца снова прижимаются к верхней стороне
канавок и выталкивают масло в рабочую полость цилиндра.
Таким образом в последнем случае уплотняющее кольцо рабо-
тает как насос, перекачивая масло в рабочую полость цилиндра.
Чрезмерное попадание масла в рабочую полость цилиндра, допу-
скаемое уплотняющими кольцами, требует применения поршневых
колец специальной конструкции, называемых маслосбрасывающими.
Маслосбрасывающие кольца обладают следующими особенно-
стями.
а) Внешняя поверхность кольца, прижимающаяся к стенке ци-
линдра, делается меньше, чем у уплотняющих колец. Это умень-
шение опорной поверхности достигается наиболее часто либо за
счет снятия круговой фаски (фиг. 135), либо при помощи проточки
кольцевой канавки по внешней поверхности кольца (фиг. 136).
Уменьшение опорной поверхности кольца при незначительном
изменении его упругости увеличивает давление кольца на стенки
цилиндра. Этим достигается более совершенная очистка стенок
цилиндра от масла, чем в случае уплотняющих колец.
б) Для уменьшения насосного действия кольца зазор между
маслосбрасывающим кольцом и канавкой поршня делается меньше,
чем для уплотняющих колец. Возможность уменьшения зазоров
зоз
обусЛовлйваетбя feM, что мйслосбрасываюЩйе кольца устанавли-
ваются на поршне в таком месте, температура которого значи-
тельно ниже, чем в зоне расположения уплотняющих колец.
в) Ниже маслосбрасывающего кольца в стенке поршня прота-
чивается небольшая кольцевая канавка, по окружности которой
делается ряд сверлений (фиг. 135). Кроме того, в некоторых слу-
чаях сверления выполняются так же в канавке, служащей для
установки кольца (фиг. 135) и в самом кольце (фиг. 136).
Сверления служат для удаления масла со стенок цилиндра в
картер. Вследствие этого давление масла под кольцом резко па-
дает, что уменьшает количество масла, проникающего в рабочую
полость цилиндра.
В современных конструкциях поршней в верхнем поясе обычно
устанавливается два-три уплотняющих кольца и одно-два масло-
сбрасывающих, причем общее число колец
редко превышает четыре. Кроме того, в
некоторых случаях одно маслосбрасываю-
щее кольцо устанавливается внизу поршня.
Все кольца выполняются чугунными. Дан-
ные о применяемых материалах приведены
ниже в таблице 22 (стр. 393).
Фиг. 135. Маслогбра-
сывающее кольцо с
нормальной фаской.
Фиг. 136. Маслосбрасывающее кольцо с
кольцевой канавкой.
Палец поршня служит для связи поршня с шатуном. Концы
пальца опираются на бобышки поршня, а средняя часть лежит во
втулке, расположенной в верхней части шатуна, называемой верх-
ней головкой. Таким образом при работе двигателя сила, дей-
ствующая по оси цилиндра, вызывает в пальце напряжения изгиба
и среза. Кроме того, вследствие вращения головки шатуна отно-
сительно пальца или пальца относительно бобышек поршня по-
верхность пальца подвергается изнашиванию.
Применяется два типа посадок пальцев поршня:
а) плавающий палец, могущий перемещаться как в бобышках
поршня, так и в верхней головке шатуна;
б) фиксированный палец, который закреплен в бобышках поршня
или в верхней головке шатуна.
В настоящее время наибольшим распространением пользуется
плавающий палец, так как при такой конструкции изнашивание
опорных поверхностей бобышек поршня втулки в верхней головке
шатуна и самого пальца получается наиболее равномерным. Пла-
вающий палец может свободно перемещаться в осевом направле-
нии. Вследствие этого при работе двигателя палец может задевать
зеркало цилиндра и, обладая большой твердостью, вызывать боль-
шой местный износ зеркала. Поэтому перемещение плавающего
пальца ограничивают при помощи специальных приспособлений.
304
Весьма часто в концы пальца вставляются специальные заглушки
(фиг. 132) из мягкого металла. При трении таких заглушек о зер-
кало цилиндра износ последнего сводится до величины, не имею-
щей никакого практического значения.
Для уменьшения веса пальцев их выполняют пустотелыми. При
этом отверстие в пальце делается иногда переменного сечения,
уменьшающегося к середине пальца, где изгибающий его момент
имеет наибольшую величину. Этим достигается приближение формы
пальца к балке равного сопротивления изгибу. Пальцы обычно
делаются из цементированной стали (см. таблицу применяемых
материалов, стр. 382).
2. Примеры выполнения отдельных конструкций. А. Пор-
шень двигателя Испано-Сюиза 12 Ybrs (фиг. 132).
Поршень имеет слегка вогнутое днище, форма которого обес-
печивает необходимый объем камеры сжатия. Верхний пояс несет
три уплотняющих и одно маслосбрасывающее кольца.
Жесткость поршня и хороший отвод тепла от днища к боко-
вым стенкам обеспечиваются четырьмя тонкими ребрами, располо-
женными перпендикулярно к оси пальца поршня, и одним толстым
ребром, направленным по оси пальца. Бобышки поршня связаны
с его днищем при помощи двух толстых ребер.
В целях уменьшения веса поршня, стенки его сделаны довольно
тонкими, и для того, чтобы поршень значительно не деформиро-
вался под действием боковой силы N, в нижней части юбки имеется
утолщенный бортик, увеличивающий жесткость ее стенок.
Верхнее уплотняющее кольцо имеет внешнюю (рабочую) по-
верхность цилиндрической формы, а второе и третье кольца — ко-
нической формы, с очень малым углом конусности (около 2°), на-
правленным вверх (фиг. 132, внизу, слева). Вследствие коничности
внешней поверхности колец площадь соприкосновения ее с зерка-
лом цилиндра в новом кольце получается уменьшенной. Поэтому
давление на опорную поверхность кольца увеличивается, что со-
кращает срок прирабатывания кольца к гильзе цилиндра. По мере
приработки кольца вследствие изнашивания поверхности конуса
площадь соприкосновения увеличивается, так что интенсивность
износа кольца постепенно становится нормальной.
Маслосбрасывающее кольцо (фиг. 132, внизу, справа) имеет на
внешней поверхности кольцевую канавку и ряд отверстий, распо-
ложенных по окружности. Соответственно в кольцевой канавке
поршня имеются радиальные сверления. Этим достигается хоро-
шая очистка стенок цилиндра от масла и облегчается удаление
масла обратно в картер.
Поршневой палец плавающего типа выполнен по форме, при-
ближающейся к телу равного сопротивления изгибу. Его осевое
перемещение ограничено постановкой по концам двух алюминие-
вых заглушек. На внешних сторонах заглушек сделаны отверстия
Для выравнивания давления внутри пальца. При отсутствии этих
отверстий вследствие плотной посадки заглушек внутренняя по-
лость пальца оказывается герметически закрытой. Поэтому при
вставке заглушек на место, а также при нагреве воздуха во время
Работы двигателя давление внутри пальца может значительно по-
20 Общ. курс авиадвигателей. 1360 305
выситься и прижать заглушки к зеркалу Цилиндра, вызывая его
повышенное изнашивание.
Б. Поршень двигателя АМ-34 (фиг. 137). Днище поршня
имеет слегка выпуклую форму. Оно связано с бобышками двумя
ребрами. В верхнем поясе расположены два уплотняющих и два
маслосбрасывающих кольца. Достаточная жесткость юбки поршня
Фиг.137.г;Поршень двигателя АМ-34.
достигается при помощи двух внутренних кольцевых ребер, распо-
ложенных в нижней ее части.
Уплотняющие кольца имеют гладкую цилиндрическую внешнюю
поверхность, а на внешней поверхности маслосбрасывающих колец
сделаны кольцевые прямоугольные канавки. Сверления для стока
масла выполнены лишь в стенке поршня, причем два ряда сверле-
Фиг. 138. Поршень двигателя BMW-VI.
ний расположены в канавках маслосбрасывающих колец, а тре-
тий ряд находится под нижним кольцом.
Плавающий палец удерживается от продольных перемещений
при помощи двух алюминиевых заглушек. Для упрощения произ-
водства отверстие внутри пальца имеет постоянное поперечное
сечение.
В. Поршень двигателя BMW-VI (фиг. 138). Поршень
имеет плоское днище, связанное с бобышками при помощи двух
ребер, расположенных перпендикулярно к пальцу и продолжен-
зов
ных до стенок юбки поршня. Кроме этих ребер, имеется еще одно
ребро, расположенное параллельно первым двум по диаметру
днища. Для повышения жесткости юбки внизу ее устроен бортик.
Поршень снабжен четырьмя кольцами, из которых три уплот-
няющих и одно маслосбрасывающее. Уплотняющие кольца распо-
ложены в верхнем поясе, а маслосбрасывающее кольцо — на юбке
поршня, ниже поршневого пальца. Маслосбрасывающее кольцо
имеет ряд радиальных отверстий для удаления масла. Внутрь
поршня масло стекает по наклонным сверлениям, расположенным
в два ряда по окружности поршня. Подобные же сверления
имеются в канавке для третьего уплотняющего кольца, которое,
следовательно, в известной степени выполняет функции масло-
сбрасывающего.
Поршневой палец плавающего типа выполнен в виде трубки
с коническими расточками по концам. Его осевые перемещения
ограничены при помощи двух разрезных пружинящих стальных
колец, которые входят в кольцевые канавки, проточенные в бо-
бышках поршня.
Г.Поршень двигателя Райт Циклон R-1820F (фиг. 139).
Поршень имеет плоское днище, усиленное двумя рядами взаимно
перпендикулярных ребер. На внешней поверхности днища имеются
Фиг. 139. Поршень двигателя Райт Циклон R-1820F.
два местных небольших углубления, которые необходимы для
того чтобы в в. м. т., в начале хода всасывания, клапаны не
задевали за поршень. Бобышки поршня соединяются непосред-
ственно с днищем, что повышает его прочность и улучшает отвод
тепла.
На поршне установлено шесть колец в пяти канавках: три
уплотняющих и три маслосбрасывающих. Все уплотняющие и два
маслосбрасывающие (в одной канавке) кольца расположены в верх-
нем поясе, а третье маслосбрасывающее кольцо установлено
в нижней части юбки поршня. Как и у двигателя Испано-Сюиза
* 30!
12 Ybrs, внешняя поверхность второго и третьего уплотняющих
колец сделана слегка конической с углом конусности около 2°
(фиг. 139, внизу, слева).
Маслосбрасывающее кольцо, находящееся внизу поршня, имеет
фаску на внешней стороне (фиг. 139, внизу, по середине), так что
оставшаяся цилиндрическая поверхность имеет небольшую вы-
соту. Два других маслосбрасывающих кольца выполнены с усту-
пом, образующим острую кромку для счистки масла со стенок
цилиндров (фиг. 139, внизу, справа).
Плавающий поршневой палец имеет цилиндрическое ступенча-
тое отверстие, что упрощает обработку пальца, но несколько
увеличивает его вес. Пустотелые алюминиевые пробки по концам
пальца ограничивают его осевое перемещение.
Д. Поршень двигателя Юпитер VI (фиг. 140). Поршень
имеет слегка вогнутое днище, непосредственно соединенное с бо-
бышками. Основной особенностью поршня является отсутствие
части его юбки, не воспринимающей боковых усилий на стенку
цилиндра. Подобная конструкция, предложенная Рикардо, позво-
ляет понизить вес поршня и уменьшить его трущуюся поверх-
ность. Последнее связано с заметным уменьшением величины
трения поршня о стенки цилиндра и тем самым — с понижением
мощности трения двигателя.
Оставшиеся по обе стороны поршня опорные поверхности
юбки связаны друг с' другом и с днищем при помощи трех ребер,
из которых два проходят через^ередины бобышек, а одно распо-
ребро имеет в средней
части вырез для верх-
ней головки шатуна.
В этом поршне рас-
стояние между бобыш-
ками сделано значи-
тельно меньше, чем
в других конструк-
циях. Вследствие этого
длина пальца полу-
чается примерно на
30% меньше диаметра
поршня. Меньшая дли-
на пальца понижает
изгибающий его мо-
мент и,следовательно,
позволяет несколько
уменьшить вес пальца.
Однако внешний диа-
метр пальца должен
быть увеличен, так как
в противном случае повышенные удельные нагрузки на поверх-
ность пальца вызовут его усиленное изнашивание.
Отсутствие сплошной юбки поршня не позволяет размещать
на ней поршневые кольца. Поэтому поршень имеет лишь три
кольца, расположенные в верхнем поясе, из которых два уплот-
308
ложено по диаметру
поршня.
Фиг. Д40. Поршень двигателя Юпитер VI.
одно маслосбрасывающее. Кольца в таком количестве
няющих препятствуют проникновению масла в рабочую
недоста *инДра. Вследствие этого подобная конструкция порш-
ПОйЛОСТбычно дает повышенный расход масла, что является ее
основным недостатком.
° Плавающий палец фиксируется в осевом направлении при
омоши двух разрезных цилиндрических пружинящих колец, кото-
пые одеваются на проточки, сделанные на концах пальца, высту-
пающих из бобышек.
3. Применяемые зазоры. А. Зазоры между поршнем и
цилиндром. Для свободного перемещения поршня в цилиндре
требуется, чтобы диаметр поршня при любых условиях работы
был меньше диаметра цилиндра. Разность диаметров цилиндра и
поршня носит название диаметрального зазора между ними. Вели-
чина этого зазора, измеряемая обычно в условиях комнатной тем-
пературы, обусловливается следующими соображениями:
а) При работе двигателя температура поршня всегда выше
температуры стенок цилиндра, так как поток тепла направлен от
поршня к цилиндру. Следовательно, при рабочем состоянии дви-
гателя диаметральный зазор между поршнем и цилиндром будет
меньше, чем в условиях его измерения.
б) Материал поршня (в большинстве случаев сплав алюминия)
обладает значительно большим коэфициентом линейного расши-
рения при нагревании, чем углеродистая сталь, из которой обычно
изготовляется гильза цилиндра (около 0,000024 для сплава алю-
миния и 0,000011 для стали). Вследствие этого нагревание поршня
и цилиндра связано с уменьшением диаметрального зазора между
ними.
Таким образом зазор между поршнем и цилиндром в работаю-
щем двигателе значительно меньше, чем в холодном. Исходя из
этого, диаметральный зазор между поршнем и цилиндром при
комнатной температуре делают значительным, чтобы в рабо-
тающем двигателе поршень мог перемещаться в цилиндре без
заедания. Однако этот зазор не может быть слишком большим,
так как в этом случае поршень начнет сильно стучать о стенки
цилиндра в моменты, когда боковая сила N меняет свое направ-
ление.
Так как верхняя часть поршня (вследствие близости днища)
нагревается более сильно, чем нижняя, то диаметральный зазор
для верхнего пояса устанавливается большим, чем для нижнего
пояса (юбки). Можно приближенно считать, что относительная
величина диаметрального зазора, измеряемого в холодном со-
стоянии, в среднем равна около 0,4-н 0,5% от диаметра ци-
линдра. Этот зазор не может быть всегда выдержан с абсолют-
ной точностью вследствие производственных допусков в разме-
рах поршня и цилиндра. Поэтому диаметральный зазор обычно
задается двумя предельными значениями — максимальным и мини-
мальным.
В результате изнашивания трущихся поверхностей зазор в про-
цессе работы увеличивается. Поэтому применяются определенные
опытные нормы (индивидуальные для каждого двигателя) макси-
зоо
мально допустимых диаметральных зазоров в эксплоатируемых
двигателях.
Ниже в табл. 19 приведены величины диаметральных зазоров
(данных в мм) для некоторых современных авиационных двига-
телей.
Таблица 19
Тип двигателя АМ-34 Испано-Сюиза 12 Ybrs Райт Циклон R-1820F Юпитер VI
Зазор в верхнем поясе поршня максимальный . . 0,98 — 1,14 1,51
минимальный . . 0,85 — 0,76 1,41
максимально до- пустимый при износе .... 1,40 — — 1,80
Зазор в нижнем поясе (юбке) максимальный . . 0,50 (0,84 (по оси пальца) (0,17 (перпендику- лярно оси) —— 0,83
минимальный . . 0,37 (0,75 (по оси) <0,13 (перпендику- лярно оси) — 0,72
максимально до- пустимый при износе .... ’ 1,00 (0,90 (по оси) <0,18 (перпендику- |лярно оси) — 1,20
Б. Зазоры в поршневых кольцах и в пальце. Из всех
поршневых колец наибольший зазор по высоте имеет верхнее
уплотняющее кольцо, так как в месте его расположения темпе-
ратура боковой стенки является максимальной. Этот зазор в отдель-
ных конструкциях поршней колеблется в пределах от 0,10 до
0,24 мм. Остальные уплотняющие кольца, работающие при более
низких температурах, имеют обычно несколько меньший зазор.
Маслосбрасывающие кольца устанавливаются в относительно
более холодных частях боковой стенки. Поэтому величина зазора
для этих колец берется значительно меньшей и в среднем равна
0,04-4-0,10 мм.
Зазор плавающего поршневого пальца в верхней головке
шатуна берется равным 0,04-4-0,06 мм. При этом допускается его
увеличение в эксплоатации (вследствие износа трущихся поверх-
ностей) до 0,10 мм. Посадка пальца в бобышки поршня обычно
производится при нагреве поршня и выполняется с меньшим
зазором, колеблющимся в пределах от 0 до 0,02 мм, измеряемым
310
В условиях комнатной температуры. При работе двигателя этот
зазор вследствие нагрева поршня увеличивается и достигает
примерно той же ^величины, что и зазор в верхней головке
шатуна. (А г>
4 Расчет на прочность. А. Расчет поршня. Как уже отме-
чалось выше, днище поршня должно быть достаточно массивным
для выдерживания давления газов и отвода тепла к боковой
стенке. Поток тепла, отводимого днищем к боковым стенкам
поршня, увеличивается по направлению от центра к краям днища.
Изгибающий момент от давления газов по краям днища больше,
чем в центре. Поэтому толщина днища также должна возрастать
по направлению к его внешней окружности. Облегчение условий
работы днища достигается постановкой ребер, которые повышают
его жесткость и улучшают отвод тепла.
Точный расчет днища поршня весьма затруднителен. Его тол-
щину обычно определяют приближенно, рассматривая днище как
круглую пластину, защемленную по краям и подверженную рав-
номерному давлению газов. При этом не учитывают влияния
ребер. Исходя из этого, условное напряжение изгиба в днище
определяют по уравнению:
<^ = 0,68^ = 0,17^,
(218)
где р’—максимальное избыточное давление газов в кг!смг\
Dv—диаметр днища поршня, соответствующий месту перехода
к стенке;
8 — толщина днища в том же месте;
ои — напряжение изгиба, которое должно лежать в пределах
400н-650 кг/см2.
Высота I трущейся боковой поверхности поршня (за вычетом
высоты канавок для колец) определяется из условия получения
допустимых удельных нагрузок от боковой силы N, обусловли-
вающих интенсивность износа этой поверхности. При этом при-
меняется следующее уравнение:
(219)
где ./Vmax — максимальная боковая сила, взятая из соответствующей
динамической диаграммы (фиг. 103);
k— допускаемая удельная нагрузка, которую можно прини-
мать равной 4ч-7 кг/см2-,
D — диаметр поршня.
Б. Расчет пальца поршня. Палец поршня рассчитывается
как балка, нагруженная по краям равномерной нагрузкой, распре-
деленной по длине бобышек поршня и опертая в средней части
по длине верхней головки шатуна.
311
Если L — расстояние между серединами бобышек поршня;
а — длина верхней головки шатуна;
Pt — максимальная сила от давления газов, определяемая
по диаграмме, представленной на фиг. 100, то макси-
мальный изгибающий момент, действующий на середине
пальца, будет:
При этом максимальное напряжение изгиба равно:
_ Ми _ pt (L а\
Си И7и~ 2М7и\2 4/’
(220)
причем
<г/ ___ it о4 — &
32 D
где 1ПИ— момент сопротивления пальца на изгиб;
D—внешний диаметр пальца;
d — диаметр отверстия пальца.
В современных конструкциях величина аи для пальца колеблется
в пределах от 2500 до 3500 кг[см2.
Размер внешнего диаметра пальца обусловливается получе-
нием допустимых удельных нагрузок в бобышках поршня или во
втулке верхней головки шатуна. При этом величина удельной на-
грузки k во втулке верхней головки шатуна определяется по урав-
нению:
(221)
Для бронзовых втулок А = 400 ч-600 кг{см2.
Определение удельной нагрузки на бобышки поршня может
быть сделано при помощи уравнения, подобного уравнению (221),
но с заменой длины втулки а длиной двух бобышек. В этом случае
величина k берется равной 200 ч-300 кг/см2.
В. Расчет поршневых колец. При работе поршневое
кольцо должно находиться в сжатом состоянии и создавать неко-
торое давление на стенки цилиндра. Интенсивность этого давления
зависит как от величины деформации кольца в цилиндре по срав-
нению с его формой в свободном состоянии, так и от размеров
сечения кольца. При деформации кольца в нем возникают напря-
жения изгиба.
Как известно из теории сопротивления материалов, изменение
кривизны и изгибающий момент Ма связаны следующим соотно-
шением:
_ Ми
р' Р ~~ EJ ’
(222)
312
(223)
где р' и Р — конечный и начальный радиус кривизны среднего во-
локна кольца, изменившийся под действием изгибаю-
щего момента Ми',
Е и J—модуль упругости материала и момент инерции сече-
ния кольца.
Если 8—толщина кольца (в радиальном направлении), то напря-
жение изгиба будет:
Л4и-8
°" 2J *
Тогда уравнение (222) принимает вид:
1 __± — 2^5.
р' р ~ 8£ *
Таким образом для определения толщины кольца 3 необходимо
знать изменение его кривизны. Обычно считают, что кольцо при
одевании на поршень с радиусом R плотно его охватывает своей
средней частью, т. е. местом, противоположным вырезу. Тогда
радиус кривизны этого места среднего волокна кольца (при на-
девании на поршень) будет равен Радиус поршня можно
приближенно считать равным радиусу цилиндра. В этом случае
радиус кривизны того же места кольца, находящегося в цилиндре,
будет ^R— |-j. Если принять, что р— радиус кривизны кольца
при свободном его состоянии, то в момент надевания кольца на
поршень будет существовать следующее соотношение:
1______1 __ 2а'и
р я+| 5£’
где % — напряжение в средней части кольца при его надевании.
Для кольца в рабочем состоянии имеем:
1 1 2а"
__________— лзи
р
где <т" — напряжение в средней части кольца при его рабочем
состоянии.
Если считать, что в обоих случаях напряжения должны быть
одинаковы, т. е. <£ = а", то
j______1__ = 1 1
₽ ₽
£ £t
Или
J_ = R
г R2—~r .
4
313
Изменение кривизны средней части кольца в обоих случаях
будет: g
1 _ 1 _________-______1 ~2’ .
р р
Так как 8 обычно во много раз меньше R (в среднем в 15 раз),
то величиной можно пренебрегать. Тогда получаем, используя
уравнение (223), следующую зависимость, позволяющую определять
толщину кольца в его средней части:
5 2пи
ИЛИ
D V Е ’
(224)
Фиг. 141. К расчету кольца.
где D — диаметр поршня.
Допускаемое напряжение зависит в значительной мере от обра-
ботки кольца, выполняемого из чугуна. В среднем можно считать, что
Ои = 900-т-1000 кг!сл?. П ри Е = 825 000кг[см*
получаем, что g в среднем равно По-
давление р, развиваемое кольцом на
стенку цилиндра, может быть выражено
в зависимости от момента Мк. Предполо-
жим, что р постоянно по всей поверхности
кольца; тогда создаваемый давлением
(фиг. 141) изгибающий момент в сечении
(s — 0 можно определить, исходя из того,
что равнодействующая давления на дугу
равна равнодействующей того же давле-
ния на хорду, стягивающую эту дугу, при-
ложена к ее середине и направлена к
центру. Если сечение (s—f) отклонено от
середины замка кольца на угол 6, то,
пренебрегая величиной замка, получаем (не учитывая в данном
случае разницу между радиусом среднего волокна кольца и
радиусом цилиндра):
Mn—phsnR sm^ = '2phRi sin2 — ,
где h — высота кольца (по направлению оси цилиндра).
Однако
2Ли_2Л83 _Л-63
8 12-6 Си 6 Си>
Следовательно:
^a„==2pA/?8sin2^
314
, , О ~3Z>’ , , 6 • (225)
sln= j sin3 у
При 0 —180°, т. е. в середине кольца имеем:
?)^Си
Р = з&- (226)
Деформация в этом месте кольца была выбрана. Поэтому, исходя
из уравнения (224), имеем:
°и — D3 .
Делая соответствующую подстановку в уравнение (226), полу-
Как видим, развиваемое кольцом давление не зависит от вы-
соты кольца А. С увеличением толщины кольца 8 давление р резко
повышается. Однако при условии равенства напряжений кольца
как при одевании его на поршень, так и при работе его в ци-
линдре, увеличение 8 неразрывно связано с повышением напря-
жения [уравнение (224)]. Поэтому величина давления кольца прак-
тически ограничена допускаемым рабочим напряжением <ти и в со-
временных конструкциях колеблется в пределах 0,3-ь-0,4 кг} см2.
Уравнение (225) показывает, что получение одинакового давле-
ния по всей окружности кольца возможно лишь при соблюдении
условия:
—. const.
Sin=y
В кольцах с 8 = const напряжение аи, а следовательно, и изме-
нение кривизны [уравнение (223)] пропорционально sin2-^-, т. е. де-
формация кольца в отдельных точках окружности неодинакова.
Так как в рабочем сжатом состоянии форма кольца близка к окруж-
ности, то, следовательно, в свободном состоянии кольцо не может
быть круглым.
Для получения круглой формы кольца в свободном состоянии,
изменение его кривизны при сжатии в цилиндре должно быть по
всей окружности одинаковым (т. е. р' = const). Из уравнения (223)
видно, что при этом должно быть= const, так что постоянное
Давление будет получаться при условии, когда 8 пропорционально
СлеД°вательно, в этом случае толщина кольца должна
быть переменной.
Таким образом для получения одинакового давления кольцо
Должно иметь либо в свободном состоянии некруглую специальную
форму, либо переменную толщину. Практически эти условия обычно
815
полностью не выполняются, так что давление кольца по его окруж-
ности не сохраняется постоянным.
При свободном состоянии кольца замок должен иметь доста-
точную величину, чтобы после посадки кольца в цилиндр и при
расширении его от нагрева в месте разреза оставался бы некото-
рый зазор. В существующих конструкциях длина замка в свобод-
ном состоянии кольца берется по окружности равной (З-ь-4) 8.
§ 62. ШАТУНЫ
1. Характер работы и общие сведения о конструкции шатунов.
Шатун связывает вращающийся коленчатый вал и движущийся
возвратно-прямолинейно поршень. При этом шатун воспринимает,
и передает на коленчатый вал все усилия, связанные с движением
поршня, а именно: силы от давления газов, силы инерции поршня
и силы реакции от стенки цилиндра, обусловленные наклоненностыо
шатуна относительно оси цилиндра. В зависимости от положения
коленчатого вала и от того, помогает ли сила, направленная
по шатуну, движению коленчатого вала или препятствует ему
(фиг. 103), шатун может работать либо на сжатие, либо на разрыв.
При этом максимальная сжимающая сила обычно имеет место
в момент максимального давления в цилиндре, а максимальная
растягивающая — при положении поршня в в. м. т., в начале хода
всасывания. В последнем случае шатун находится под действием
максимальной силы инерции поршня.
Сложное движение шатуна можно рассматривать состоящим
из двух простых движений: поступательного перемещения вместе
с поршнем и качания вокруг оси пальца поршня. Последнее дви-
жение связано с появлением ускорений, действующих в плоскости
качания и обусловливающих появление сил инерций, вызывающих
изгиб шатуна.
Хотя шатун и не находится под непосредственным действием
горячих газов, как цилиндр или поршень, все же его условия ра-
боты являются весьма тяжелыми вследствие воздействия сил, ве-
личина и направление действия которых изменяются с большой
быстротой. Поэтому шатун выполняется из высокосортной стали
(см. таблицу 20 применяемых материалов на стр. 382).
Шатун можно рассматривать состоящим из трех частей:
а) верхней головки, служащей для соединения шатуна с пальцем
поршня;
б) нижней головки, служащей для соединения с коленчатым
валом;
в) стержня шатуна, связывающего нижнюю и верхнюю головки.
Расстояние между центрами нижней и верхней головок назы-
вается длиной шатуна. Выбор длины шатуна обусловливается сле-
дующими соображениями:
а) Величина силы на стенку цилиндра 7V зависит от угла ₽ на-
клона шатуна к оси цилиндра [уравнение (185)] и увеличивается
при повышении последнего. Однако величина угла ₽ обусловли-
вается значением X (§ 47—1) или (при заданном ходе поршня)
длиной шатуна L. При этом с увеличением L величина ₽,
316
а следовательно, и сила W будет уменьшаться. Таким образом дчя
облегчения условий работы стенок поршня и цилиндра с точки
зрения их изнашивания длина шатуна должна быть достаточно
большой.
б) При недостаточной длине шатуна, в моменты его наиболь-
щего наклона к оси цилиндра, он может задевать за его стенки.
в) Увеличение длины шатуна вызывает необходимость увеличе-
ния высоты цилиндра или картера и, следовательно, связано с по-
вышением веса и габарита двигателя. С этой точки зрения длину
шатуна желательно делать минимальной.
На основе указанных соображений длину шатуна берут практи-
чески минимально необходимой для свободного движения шатуна
в цилиндре и для получения допустимых значений силы 7V. Соот-
ветствующая этому условию величина К обычно колеблется в пре-
делах от 3,3 до 3,9.
Шатуны, у которых нижняя головка вращается вокруг центра
шатунной шейки вала, называются центральными. В тех случаях,
когда на одну шатунную шейку работает два или больше цилинд-
ров, применяется система сочлененных шатунов, о которой уже
упоминалось выше (§ 48—2). При этой системе на нижней головке
центрального, главного шатуна крепятся нижние головки боковых
шатунов, которые, следовательно, не вращаются вокруг центра
шатунной шейки.
При сочлененных шатунах силы, действующие по боковым ша-
тунам, передаются на главный шатун, вызывая в нем дополнитель-
ные напряжения. Поэтому главный шатун должен выполняться
значительно более солидным, чем боковые.
Верхние головки центральных шатунов и обе головки боковых
шатунов, вращающиеся с небольшой скоростью вокруг пальцев,
обычно имеют бронзовые втулки. Нижние головки центральных
шатунов, вращающиеся со значительной скоростью вокруг шатун-
ной шейки вала, имеют на поверхности соприкосновения (в ша-
тунном подшипнике) слой антифрикционного сплава (баббита) или
специальной бронзы (см. таблицы применяемых материалов, стр. 393).
Применение бронзовых втулок и заливка шатунных подшипников
баббитом имеют следующие преимущества:
а) уменьшение трения между поверхностями соприкосновения;
б) понижение вероятности задирания пальцев и коленчатого вала;
в) удешевление ремонта двигателя при чрезмерном износе
в эксплоатации трущихся поверхностей, так как для получения
нормальных зазоров достаточно лишь сменить бронзовые втулки
или сделать новую заливку баббита.
Принятые зазоры и допустимые износы в пальцах были ука-
заны выше (§ 60—3). Зазоры между поверхностями соприкосно-
вения в нижней головке центральных шатунов должны быть по
возможности меньше во избежание значительных ударов шатуна
о шатунную шейку коленчатого вала. Однако слишком малый
зазор затрудняет смазку подшипника. Практически диаметральный
зазор в шатунных подшипниках делают равным 0,04—0,1 мм.
Монтаж шатуна на коленчатый вал возможен (при нормальной
конструкции) лишь в том случае, когда нижняя головка шатуна
317
1
или колено вала"делаются разъемными. Практически в зависимости
от типа двигателя встречаются оба эти случая, о чем указаво ниже.
2. Примеры выполнения отдельных конструкций. А Шатуны
двигателя Испано-Сюиза 12 Ybrs. Цилиндры расположены
Фиг. 142. Главный шатун двигателя Испано-Сюига 12 Ybrs.
в двигателе в два ряда, так что на одну шатунную шейку рабо-
тает два цилиндра. При этом соответствующие шатуны выполнены
сочлененными.
Конструкция главного шатуна и соединение его с боковым ша-
туном приведены на фиг. 142. Стержень шатуна имеет двутавро-
318
что позволяет выпол-
Фиг. 143ЛБоковой шатун дви-
гателя Испано-Сюиза12 Ybrs.
вое сечение. Нижняя головка шатуна сделана разъемной. Для сое-
динения крышки нижней головки с шатуном в местах соединения
сделаны пазы, так что одна деталь входит в другую. Сквозь вы-
ступы просверлены два отверстия, идущие на конус. В эти от-
верстия плотно запрессовываются две конические шпильки. Под
действием сил, растягивающих шатун, эти шпильки работают на
срез одновременно в нескольких сечениях,
нять диаметр шпилек очень небольшим.
Подобная конструкция соединения
крышки нижней головки с шатуном ори-
гинальна и позволяет уменьшить вес и
габарит шатуна. К ее недостаткам сле-
дует отнести большую сложность в про-
изводстве и монтаже по сравнению с
обычно применяемым соединением, о ко-
тором сказано ниже.
Подача масла к пальцу поршня про-
изводится из коренного подшипника при
помощи трубки, прикрепленной к стенке
стержня шатуна. Способ смазки трущихся
поверхностей изложен ниже, в общем
описании конструкции этого двигателя.
Боковой шатун соединяется с глав-
ным при помощи пальца и проушин, сде-
ланных в нижней головке главного ша-
туна. Конструкция бокового шатуна по-
казана на фиг. 143. Стержень шатуна имеет
кольцевое круглое сечение. Для облег-
чения шатунного пальца в середине ниж-
ней головки шатуна сделан вырез, в ко-
торый входит выступ на нижней головке
главного шатуна (фиг. 142). Этот выступ
служит дополнительной (средней) опо-
рой для пальца и, следовательно, значи-
тельно разгружает его от изгибающих
моментов.
Б. Шатуны двигателя АМ-34. Как
и у двигателя Испано-Сюиза, в двигателе
АМ-34 на одну шатунную шейку работают
Два цилиндра. Однако в данном случае
применена система центральных шатунов.
При этом лишь один шатун, вильчатый,
вращается по поверхности шатунной шейки коленчатого вала.
Другой шатун, внутренний, входит в прорез вилки вильчатого
шатуна и вращается по наружной поверхности его нижней
головки, залитой баббитом.
Конструкция вильчатого шатуна показана на фиг. 144. Стер-
жень шатуна имеет двутавровый профиль. Нижняя головка сде-
лана отъемной и состоит из двух половин, которые стягиваются
вместе и присоединяются к нижней части стержня при помощи
четырех болтов. Внутренняя поверхность, соприкасающаяся с шей-
319
кой вала, й часть Внешней поверхности, соприкасающаяся с
внутренним шатуном, залиты баббитом.
Конструкция внутреннего шатуна изображена на фиг. 145. Ша-
тун имеет стержень такого же профиля как и вильчатый. Нижняя
Фиг. 144. Вильчатый шатун двигателя АМ-34.
узкая головка имеет плоскость разъема, несколько повернутую
(на угол 7°) относительно плоскости, перпендикулярной к оси ша-
туна. Эта форма допускает свободное поворачивание внутреннего
820
щатуйа относительно вильчатого шатуна в нужных предела*
Внутренняя цилиндрическая поверхность нижней головки шли-
Фиг. 145. Внутренний шатун двигателя АМ-34.
Фована и работает по наружной залитой баббитом поверхности
«ижней головки вильчатого шатуна.
Общ. к/рс авиадвигателей. I860
В Шатун двигателя Лоррен-Мизар. Этот двигатель
имеет семь цилиндров, расположенных звездообразно. Поэтому
на одну шатунную шейку действует семь шатунов, которые воз-
можно расположить, лишь применяя систему сочлененных ша-
тунов.
Общий вид всех шатунов, собранных вместе, приведен на
фиг 146. Как видно, нижняя головка главного шатуна сделана
разъемной, причем четыре боковых шатуна крепятся к ее крышке,
а остальные два — к верхней половине. Для увеличения жесткости
нижней головки скрепляющие ее четыре болта (на фигуре видны
лишь болтовые отверстия) максимально приближены к центру и
проходят сквозь
Фиг. 146. Шатуны двига-
теля Лоррен-Мизар.
пальцы боковых шатунов. Для этой же цели
серьги, в которые крепятся пальцы боковых
шатунов, сделаны весьма массивными и об-
разуют два толстых ребра, идущих по кон-
цам головки.
Нижняя головка главного шатуна должна
выдерживать усилия, действующие на нее
в различных направлениях от боковых ша-
тунов. В этих условиях разъемную конструк-
цию весьма трудно сделать достаточно
жесткой, для того чтобы ее деформации не
вызывали выкрашивания баббитовой залив-
ки. Поэтому предпочитают выполнять ниж-
нюю головку главного шатуна из одного
куска металла, хотя по условиям монтажа
шатуна на шатунную шейку коленчатый вал
должен в этом случае делаться разъемным.
Г. Шатун двигателя Райт Цик-
лон R-182OF. Этот двигатель имеет де-
вять расположенных звездообразно цилинд-
ров, работающих на одну шатунную шейку
при помощи системы сочлененных шатунов.
Коленчатый вал этого двигателя делается
разборным, что позволяет делать нижнюю
головку главного шатуна неразъемной (фиг. 147). В этой головке
имеется два ребра, в которых устроены проушины для пальцев
боковых шатунов. Нижние головки боковых шатунов входят
между ребер и вращаются вокруг пальцев, неподвижно закреп-
ленных в проушинах главного шатуна.
В нижнюю головку главного шатуна вставлен бронзовый вкла-
дыш, внутренняя поверхность которого залита баббитом.
3. Расчет на прочность. А. Расчет стержня шатуна. Как
уже указывалось выше, при работе двигателя стержень шатуна
находится под действием направленных по шатуну сил /< (§ 49—4),
которые его сжимают или растягивают. Однако расчет шатуна
производится обычно для случая запуска двигателя, когда (вслед-
ствие малой скорости вращения) силы инерции практически равны
нулю, так что сила, сжимающая шатун при вспышке в цилиндре,
получается максимальной. При этом величину расчетного усилия
можно определять при помощи диаграммы сил от давления га-
322
Фиг, 147. Главный шатун двигателя Райт Циклон R-1820F.
зов Рг (фиг. 100), беря по этой диаграмме максимальное значе-
ние Рг и считая, что эта сила действует в в. м. т.
Так как сила Ргтах может, помимо сжатия, вызывать продоль-
ный изгиб шатуна, то для определения напряжений сжатия сле-
дует применять формулу Ренкина.
Если рассматривать продольный изгиб шатуна в плоскости ка-
чания, то следует считать, что его концы могут свободно пово-
рачиваться вокруг пальца поршня и шатунной шейки вала. В этом
Фиг. 148. К расчету стержня шатуна на сжатие.
случае напряжение сжатия в расчетном сечении А—А опреде-
ляется (фиг. 148) по уравнению:
% = (7 + 0’000526 £) (228)
где F—площадь шатуна в сечении А — А;
Jx—момент инерции площади F относительно оси х—х.
Применяя обозначения, показанные на фиг. 148, определяем
величину Jx для двутаврового сечения:
. _ ВН3—(В — Ь) h3
Jx — 12
При рассмотрении изгиба в плоскости, перпендикулярной к пло-
скости качания, концы шатуна можно считать заделанными, так
как их поворачивание будет весьма малым. При этом уравнение
Ренкина принимает вид:
s - (у+0.000526 ) Р,ш , (229)
824
где Jу — момент инерции площади F относительно оси у—у-
Lx — длина стержня шатуна (фиг. 148).
Применяя обозначения, показанные на фиг. 148, определяем
величину /. при двутавровом сечении:
. (Н-Л)В84-й6«
“ 12
Сравнение уравнений (228) и (229) показывает, что для полу-
чения в обоих случаях равных напряжений момент инерции Jy дол-
жен быть (вследствие заделки концов шатуна) значительно меньше
момента инерции Jx. Поэтому обычно жесткость шатуна в плоскости
качания гораздо больше, чем в плоскости, перпендикулярной
ей. Для современных конструкций в среднем можно считать,
что °сх — — 1800-^2300 kzJcm2.
Кроме указанных напряжений, при работе двигателя в стержне
шатуна возникают напряжения от поперечного изгиба под влия-
нием сил инерции шатуна, действующих в плоскости качания.
Однако эти напряжения очень невелики и появляются в то время,
когда сила по шатуну значительно меньше ее максимального зна-
чения. Поэтому напряжениями от поперечного изгиба можно
пренебрегать.
При расчете стержня главного шатуна необходимо учитывать
усилия, действующие от боковых шатунов и вызывающие в основ-
ном шатуне поперечный изгиб его стержня.
Б. Расчет верхней головки шатуна. Верхняя головка
шатуна рассчитывается на разрыв под действием максимальной
силы инерции поршня в в. м. т. Согласно уравнению (169) вели-
чина этой силы при а = 0 будет:
Р/„.р = Л1п.р“,Я(1+т)-
Тогда напряжение разрыва будет равно:
__ р/пор (230)
’₽“2-8-а* 1 2
где а—длина верхней головки;
8 — толщина стенки верхней головки.
Величину этого напряжения можно брать равной 800-*-1200кг/сл«г.
Длина головки а обусловливается также получением допусти-
мых с точки зрения изнашивания удельных давлений на втулку.
Этот вопрос был рассмотрен выше, при расчете пальца поршня
[уравнение (221)].
В. Расчет нижней головки шатуна. Нижняя головка
шатуна рассчитывается на разрыв под действием максимальной
силы инерции поршня и шатуна в в. м. т. При этом обычно не
Учитывается, что часть центробежной силы нижней головки шатуна
Предается непосредственно на шатунную шейку и, следовательно,
825
не нагружает нижнюю головку» При этом допущении согласно
уравнениям (173) и (175) (при а = 0), расчетная сила будет равна:
ЛшВр= ( 1 +т) + Жшвр °)2/? =
==[лЦ1 + у) + ^Швр] со2/?. (231)
Так как нижняя головка выполняется обычно толстостенной,
то, пренебрегая ребрами (если они имеются), следует для опреде-
ления напряжения разрыва ор применять уравнение Ляме:
г *.2
^ = 4^ А (232)
г2 ~Г1
причем
Р==^сг
где размеры гр г2 и с следует брать согласно фиг. 149.
Для получения достаточной жесткости допускаемое напряжение
разрыва берут небольшим, а именно:
ор = 350 ~i~ 550 кг) см2.
В том случае, когда нижняя головка
несет пальцы боковых шатунов, при ее
расчете необходимо учитывать слагаю-
щие сил от боковых шатунов, действую-
щие nd оси главного шатуна.
Длина с нижней головки шатуна
обусловливается также условиями ра-
боты шатунного подшипника, о чем
сказано в следующем параграфе, при
рассмотрении расчета коленчатого вала.
Г. Расчет шатунных болтов. Шатунные болты рассчи-
тываются на разрыв под действием той*же силы Р}-, [уравнение (231)],
что и при расчете нижней головки (пренебрегая массой крышки
нижней головки). Однако по условиям предварительной затяжки
действующее напряжение обычно увеличивается на 25%. Тогда
напряжение разрыва будет:
оР =1,25-^ 1,6 Д-, (233)
Ttfl. "'о
1V
где i — число болтов, dB— внутренний диаметр резьбы болта.
При этом <гр = 1000-^-1300 кг/см2. Шатунные болты делаются из
стали (см. таблицу 20 применяемых материалов на стр. 382).
§ 63. КОЛЕНЧАТЫЕ ВАЛЫ
1. Условия работы и общие сведения о конструкции. Основ-
ное назначение коленчатого вала двигателя — передавать полу-
чаемую в цилиндрах работу на винт. Кроме того, коленчатый вал
3?6
служит для приведения в движение поршней в течение их нера-
бочих ходов и для приведения в действие служебных механизмов
и агрегатов.
При вращении коленчатого вала он находится под действием
нормальных и тангенциальных сил, приложенных к его шатунной
шейке, центробежных сил колен и противовесов (если последние
имеются), реакций опор, соответствующих этим силам, и момента
сопротивления воздуха вращению винта. На вал действует также
сила тяги винта, его жироскопический момент, появляющийся при
виражах самолета, а также силы и моменты, обусловленные приве-
дением в действие служебных механизмов и агрегатов. Однако
последние силы и моменты очень невелики по сравнению с первыми,
так что при рассмотрении нагрузок вала их обычно не учитывают.
Величина действующего на коленчатый вал крутящего момента
периодически колеблется по углу поворота вала и, следовательно,
по времени. Крутящий момент может быть разложен на ряд мо-
ментов, каждый из которых изменяется с некоторой частотой по
простому гармоническому закону. Переменность крутящего мо-
мента обусловливает периодическое изменение упругих крутиль-
ных деформаций коленчатого вала. Эти деформации можно рас-
сматривать как сумму простых, гармонических крутильных коле-
баний вала под действием гармоник моментов, образующих кру-
тящий момент. Подобные колебания называются вынужденными
колебаниями вала.
Коленчатый вал двигателя вместе со связанными с ним массами
может, как всякая упругая система, приходить в колебательное
состояни&мюсле исчезновения момента или силы, вызвавшей на-
чальную деформацию. Подобные колебания называются собствен-
ными колебаниями вала. В случае, если на вал действовал крутя-
щий момент, вызвавший его начальное скручивание, то собствен-
ные колебания будут иметь крутильный характер. Частота собствен-
ных крутильных колебаний вала зависит от величины связанных
с ним масс и его жесткости.
При работе быстроходных двигателей возможен случай, когда
частота собственных и одного из вынужденных колебаний вала
совпадают. Подобное состояние называется резонансом, а число ,
оборотов двигателя, при котором наступает резонанс, — крити-
ческим числом оборотов. Работа при критическом числе оборотов
связана с увеличением деформаций коленчатого вала, величина
которых ограничивается заглушающими силами, появляющимися в
результате колебаний вала. Резонансные напряжения могут дости-
гать значительно большей величины, чем напряжения, полученные
в результате статического расчета вала.
Таким образом коленчатый вал должен быть не только достаточно
прочным для выдерживания действующих на него сил, но так же
не должен иметь резонансных напряжений свыше допустимых.
Коленчатый вал, как сильно напряженная деталь, делается из
высокосортной стали (см. таблицу 20 применяемых материалов
на стр. 382).
Форма коленчатого вала обусловливается числом и расположе-
нием цилиндров и должна удовлетворять следующим требованиям:
327
а) самоуравновешивание центробежных сил инерции колен и
части шатунов и их моментов; это требование обычно удовлетво-
ряется во всех типах двигателей, кроме звездообразных (§ 54
И 55);
б) согласованность с порядком зажигания по цилиндрам при
принятом направлении вращения коленчатого вала (§ 50—1).
Эти вопросы уже были рассмотрены в указанных разделах
курса. Нормальная конструкция коленчатого вала приведена на
фиг. 150. Как уже частично отмечалось раньше, коленчатый вал
можно рассматривать включающим следующие элементы:
а) коренные шейки, которыми коленчатый вал опирается на
коренные подшипники, расположенные в картере;
б) шатунные шейки, служащие опорой для нижних головок
шатунов;
в) щеки, связывающие шатунные и коренные шейки вала;
* г) носок вала, выходящий из картера наружу и служащий для
установки втулки винта. В двигателях с редуктором (т. е. с зуб-
Фиг. 150. Нормальная конструкция коленчатого вала.
чатой передачей на отдельный вал винта, понижающей его число
оборотов) носок, очевидно, отсутствует и заменяется приспособле-
нием для крепления ведущей шестерни.
Носок вала имеет приспособления для центровки винта и для
передачи к нему крутящего момента. Кроме того, в случае несамо-
уравновешенного вала, на продолжениях щек укрепляются про-
тивовесы, дающие необходимое уравновешивание.
На конце вала, противоположном винту, устраиваются, обычно,
шлицы или шпонки, служащие для приведения в действие слу-
жебных механизмов и агрегатов: механизма распределения, нагне-
тателя, водяной и масляной помп, магнето и пр.
Для понижения веса вала, шатунные и коренные шейки де-
лаются пустотелыми. Уменьшение их износа достигается шлифов-
кой и полировкой трущихся поверхностей. Получение достаточно
малого износа обусловливается помимо выбора материала и соот-
ветствующей обработки трущихся поверхностей, величиной удель-
ной работы трения. Как показано ниже, удельная работа трения
на поверхности шеек при заданной нагрузке и числе оборотов не
зависит от диаметра и обратно пропорциональна их длине. По-
этому для получения допустимых износов, шейки вала должны
иметь достаточную длину. Однако в двигателях с рядным распо-
ложением цилиндров, увеличение длины вала сверх той, которая
обусловлена размещением цилиндров, вызывает издишнее утяжеле-
328
s>
S>
Фиг. 151. Коленчатый вал двигателя Испано-Сюиза 12 Ybrs.
ние конструкции. Поэтому стремятся уве-
личить длину шеек со скользящим тре-
нием без повышения общей длины вала.
Это достигается тремя методами:
а) уменьшением ширины щек; при этом
для получения достаточной прочности и
жесткости им придают круглую или оваль-
ную форму;
б) применением роликовых шатунных
подшипников, что позволяет уменьшить
длину шатунных шеек- и за счет этого
увеличить длину коренных шеек;
в) применением роликовых коренных
подшипников и соответствующим увели-
чением длины шатунных шеек.
В звездообразных двигателях шатун-
ную шейку делают обычно с подшипни-
ком трения скольжения, а коренные шейки
помещают на роликовые подшипники. При
этом длина двигателя и его вес полу-
чается меньше.
Смазка подшипников трения скольже-
ния производится под давлением. Методы
смазки изложены в дальнейшем.
2. Примеры выполнения отдельных
конструкций. А. Коленчатый вал
двигателя Испано-Сюиза 12 Ybsr.
Коленчатый вал этого двигателя (фиг. 151)
не. имеет носка для втулки винта, так
как двигатель снабжен редуктором. Перед-
ний (со стороны винта) конец коленча-
того вала имеет фланец, к которому кре-
пится при помощи болтов ведущая шес-
терня редуктора. Вал покоится на восьми
коренных подшипниках, из которых семь
являются основными, воспринимающими
действующие на шатунные шейки силы,
а один нагружен лишь силами, возникаю-
щими на шестернях редуктора.
Для повышения жесткости вала его
коренные шейки сильно развиты — имеют
внешний диаметр в 90 мм при толщине
стенок в 10 мм. Шатунные шейки сде-
ланы значительно меньших размеров и
имеют внешний диаметр в 68 мм. Для
получения максимальной длины тру-
щихся поверхностей шеек щеки вала де-
лаются в осевом направлении толщиной
лишь около 18 мм. Щеки имеют круглую
форму.
В шейке заднего конца коленчатого
Вид м стрем Д
Фиг. 152. Коленчатый вал двигателя Райт Циклон R-1820F'
вала имеются шлицы для посадки упругой муфты. Эта муфта
служит для уменьшения ударной нагрузки на ведущие шестерни
обслуживающих агрегатов, обусловливаемой неравномерностью
работы двигателя на малых режимах и резким изменением его
числа оборотов.
Б. Коленчатый вал двигателя Райт Циклон R-1820F.
Так как цилиндры двигателя расположены звездообразно, то колен-
чатый вал имеет лишь одно колено. Для увеличения жесткости
нижней головки главного шатуна она выполняется целой, так что
п0 условиям монтажа шатуна коленчатый вал должен собираться
из ДВУХ частей.
Как видно из фиг. 152, передняя часть вала выполнена заодно
целое с шатунной шейкой, которая своим концом входит в отвер-
стие задней щеки. Последняя имеет разрезной замок, стягиваемый
болтом. При затяжке болта конец шатунной шейки зажимается
разрезным замком.
Коленчатый вал лежит на трех подшипниках, из которых два
шариковых, а один роликовый. Носок вала снабжен внешними
шлицами для передачи вращения на втулку винта. На продолжении
каждой щеки укрепляются противовесы, которые для уменьшения
их габаритных размеров делаются бронзовыми.
Точная установка обеих частей вала проверяется помощью кон-
трольной скалки, которая должна входить свободно в отверстия,
просверленные сквозь продолжения щек и противовесы обеих
половин вала. Очевидно, что контрольная скалка может пройти
свободно через указанные отверстия только при условии
совпадения их осей, т. е. при правильной сборке коленчатого
вала.
Наклонное сверление, идущее из задней части вала внутрь ша-
тунной шейки, служит для подачи в нее масла. Вывод масла на
рабочую поверхность осуществляется через впрессованную в тело
шейки трубку, забирающую масло из пространства, расположен-
ного вблизи оси вращения. Подобное устройство трубки позво-
ляет подавать на трущуюся поверхность лишь наиболее чистое
масло, так как посторонние примеси, обладающие большей плот-
ностью, чем масло, относятся центробежной силой к внутренним
стенкам шатунной шейки.
При периодическом осмотре двигателя эти примеси удаляются
из полости через отверстие, имеющееся в передней части шатун-
ной шейки, которое обычно закрыто пробкой.
3. Расчет на прочность и на изнашивание. Точный расчет ко-
ленчатого вала на прочность требует большой счетной работы
и представляет значительную сложность, поскольку вал имеет
много опор и находится под действием сил, переменных по вре-
мени и расположенных несимметрично по длине вала. Распреде-
ление сил реакций по опорам и расположение действующих сил
зависит от многих, трудно выявляемых факторов, как то: приле-
гания шатунного подшипника к валу, зазора в коренных подшип-
никах, жесткости вала и его опор и пр. Поэтому обычно при-
меняют приближенные методы расчета, которые позволяют полу-
чать условные напряжения, служащие для оценки прочности рас-
331
считываемого вала по сравнению с прочностью валов, проверен-
ных в эксплоатации.
Наиболее простой приближенный метод расчета заклю-
чается в том, что рассматривается прочность одного колена
вала, свободно расположенного на двух опорах и нагруженного
моментами сил, а также действующими силами и реакциями
опор, сосредоточенными на серединах соответственно шатунной
и коренной шеек. При этом расчет производится для двух опас-
ных положений коленчатого вала:
а) в условиях пуска в ход, когда на шатунную шейку действует
сила взрыва, не уменьшенная силами инерции кривошипного меха-
Фиг. 153. Схема нагрузки коленчатого вала
при первом случае расчета.
низма, и
б) в рабочем состоянии
при действии на вал макси-
мальной тангенциальной силы.
А. Расчет вала на слу-
чай пуска в ход. Для
этого случая условно при-
нимается, что на вал дей-
ствует максимальная сила от
давления газов (Рг ), получен-
ная для нормальной работы
двигателя, а все силы инер-
ции (вследствие малой ско-
рости вращения) равны нулю.
При этом вал находится в
в. м. т.
Соответствующая схема
нагрузки вала и эпюра изги-
бающих моментов приведены
на фиг. 153. Расстояния от
середины шатунной шейки до
середины коренных шеек при-
няты одинаковыми, что большей частью и встречается на прак-
тике. В тех случаях, когда эти расстояния значительно отлича-
ются друг от друга, уравнения для определения действующих мо-
ментов могут быть соответствующим образом изменены. Вели-
чина максимальной силы от давления газов определяется по диа-
грамме, представленной на фиг. 100. Расчет отдельных элементов
вала производится по уравнениям, указанным ниже, причем до-
пускаемые величины напряжений даны при рассмотрении второго
расчетного случая.
а) Расчет коренной шейки. Опасное сечение расположено в
месте перехода к щеке, где изгибающий момент равен: •
Соответствующее максимальное напряжение изгиба равно:
533
причем момент сопротивления изгибу равен;
где D и d — внешний и внутренний диаметры коренной шейки в
рассматриваемом сечении.
б) Расчет щеки. Щека находится под действием постоянного
изгибающего момента, действующего в плоскости колена, и сжи-
мающей силы .
Величина изгибающего момента
Напряжение изгиба при этом равно:
— f*
°и—2й7и ’
где момент сопротивления щеки на изгиб определяется по уравне-
нию (фиг. 153):
Напряжение сжатия
°C“2F“ ЧаЬ •
Таким образом суммарное напряжение выражается уравнением:
+ сс. (235)
в) Расчет шатунной шейки. Опасное сечение находится на сере-
дине шатунной шейки, где изгибающий момент максимален и
равен:
Напряжение изгиба будет:
__ Мл _PrL (236)
где
_____ Я Dl — d*
Wu ~ 32 D »
причем D и d — внешний и внутренний диаметр шатунной шейки
в рассматриваемом сечении.
Б. Расчет вала в случае действия максимальной
тангенциальной силы. Как показано на фиг. 154 коленчатый
вал в этом случае несет следующие нагрузки:
>зз
а) максимальную суммарную тангенциальную силу Те от всех
цилиндров, действующих на одну шатунную шейку; величина этой
силы берется из диаграммы сил, действующих на одну шатунную
шейку (§ 50—2);
б) соответствующую этой тангенциальной силе нормальную
силу ZJ; с некоторым приближением можно считать, что эта сила
представляет собой алгебраическую сумму нормальной силы Ze,
Фиг. 154. Схема нагрузки коленчатого вала при втором
случае расчета.
действующей на шатунную шейку (§ 50—2), и центробежной силы
колена Р, (§ 48—3); таким образом:
Z>ZH-P/K; (237)
в) крутящий момент тк, подходящий к рассматриваемому ко-
лену от конца вала, противоположного винту; этот момент обычно
называется подходящим моментом и считается положительным,
если он направлен в сторону вращения двигателя, как это пока-
зано на фиг. 154.
Уравновешивание действующих сил 7\ и Z'E происходит за счет
соответствующих сил реакции коренных подшипников, которые
могут быть вычислены обычным способом. Уравновешивание кру-
тящих моментов осуществляется крутящим моментом сопроти-
вления Мк.
Очевидно, что
Мк= (238;
В том случае, когда рассматриваемое колено является послед
ним перед винтом, момент Л4К равен суммарному крутящему
334
моменту двигателя М, (§ 51). При этом условии величина подходя-
щего момента определяется по уравнению:
mK = Mt — 7\R.
Однако сочетание действующих нагрузок обычно приводит
к тому, что наиболее напряженными коленами в рядных двига-
телях являются средние (третье и четвертое в шестиколенном
вале, второе и третье в четырехколенном). Подходящий момент
для этих шеек определяется как сумма крутящих моментов, дей-
ствующих от предыдущих цилиндров при рассматриваемом поло-
жении коленчатого вала. Для этой цели может быть применена
диаграмма, служащая для опре-
деления суммарного крутящего
момента всего двигателя (§ 51),
если использовать шкалы, соот-
ветствующие рассматриваемым
цилиндрам.
Эпюры изгибающих и крутя-
щих моментов приведены на фиг.
155—157 по отдельности для на-
грузок силами Ts и Z'j и момен-
Фиг. 155. Эпюра изгибающих моментов
от силы Z£. Моменты действуют в пло-
скости колена.
том тк. Моменты при нагрузке
силой Z's действуют в плоскости
колена и характер их эпюр ничем
не отличается от характера эпюр
моментов при нагрузке силой Рг
(фиг. 153). Сила Т^и соответствую-
щие реакции опор действуют
нормально к плоскости колена.
Поэтому моменты этих сил дей-
ствуют также в плоскостях,
в плоскости чертежа сделано
перпендикулярных к плоскости
колена, и расположение эпюр
лишь условно. Как видно, моменты, изгибающие шейки вала
(фиг. 156), изменяются в этом случае по тому же за-
кону, что и при силе Z/, но изгиб происходит в плоскости, пер-
пендикулярной к плоскости колена. Нагрузки щек несимметричны.
Заднюю щеку (по отношению к винту) можно рассматривать на-
Ti
ходящейся под действием лишь реакции задней опоры. Эта
т
сила дает на щеке постоянный крутящий момент I и изгиба-
ющий момент, увеличивающийся от 0 до Zk/?. Передняя щека
находится под действием того же крутящего момента, но изгиба-
т
ющий момент увеличивается от _L R до Ts R, так как моменты от
сил Ts и Л направлены в одну сторону. Шатунная шейка, по-
335
Фиг. 156. Эпюра изгибающих (пунктирные ли-
нии) и крутящих (точечные линии) моментов
от силы Моменты действуют в плоскостях,
перпендикулярных к плоскости вала.
мимо Изгиба, испытывает кручение, которое появляется при пере-
ходе к ней момента, изгибающего щеку. Передняя коренная шейка,
помимо изгиба, воспринимает крутящий момент, являющийся ре-
цимими г зультатом перехода к ней мо-
мента, изгибающего щеку.
Подходящий момент
(фиг. 157) обусловливает
кручение задней коренной
шейки. Переходя на зад-
нюю щеку, он вызывает ее
изгиб, который, передаваясь
на шатунную шейку, дает
снова кручение. Крутящий
момент вызывает изгиб пе-
, редней щеки и кручение
передней коренной шейки.
Исходя из подобного дей-
ствия нагрузок на вал, мож-
но произвести расчет на
прочность отдельных эле-
ментов колена. При этом
наиболее удобно определять
напряжения от каждой на-
грузки по отдельности, а в
дальнейшем находить сум-
марные напряжения.
а) Расчет коренной шейки. Наиболее нагруженной является
передняя (со стороны винта) коренная шейка, так как она пере-
дает наибольший крутящий момент (фиг. 156). В этой шейке опас-
ное сечение расположено в месте перехода к щеке, так как в этом
месте изгибающий момент имеет максимальную величину (фиг. 155
и 156).
Опасное сечение нагру-
жено:
1) изгибающим моментом
z't
от силы -у, равным
niff сторона
ванта
Фиг. 157. Эпюра изгибающих и крутящих
моментов от подходящего крутящего мо-
мента /пк. (Обозначения эпюр те же, что и
на фиг. 156.)
и моментом от силы Л, равным
Напряжения, соответствующие этим нагрузкам, будут:
D о
1) % — ,
Л1И;
2) изгибающим моментом
Т,
от силы-у, равным
=
3) крутящим моментом /п.
и
«за
Л\ _ М*Т
2> °и7 — W
3) Ок — ц/к >
7*’
где 1^к==^ —g------момент сопротивления шейки на кручение,
а остальные обозначения те же, что и в пер-
вом расчетном случае.
Так как моменты МЯг и М„т действуют во взаимноперпендику-
лярных плоскостях, то суммарное нормальное напряжение будет:
Сложное напряжение в шейке получается по уравнению:
Ссл = 0,35 оИЕ 4-0,65 KgL4-4=£ . (239)
Допускаемая величина асл лежит в пределах от 600 до 800 кг/см2.
б) Расчет щеки. Опасное сечение расположено в месте начала
передней коренной шейки, так как в этом месте изгибающий момент
имеет максимальную величину (фиг. 156). Это сечение нагружено:
Z'-L
1) изгибающим моментом от силы -%, равным
2) изгибающим моментом, появляющимся в результате пере-
хода к щеке крутящих моментов TzR и тк (фиг. 156—157) и дей-
ствия силы у. Этот момент выражается уравнением:
где г — радиус передней коренной шейки;
гг
3) сжимающей силой и
Гг ,
4) крутящим моментом МКт= -^-1.
Так как момент МЯг действует в плоскости меньшей грани
щеки, то соответствующее напряжение изгиба будет:
ми, Ми
--------
22 Общ. курс авиодвигателей 1360.
337
Изгибающий момент М,Е действует в перпендикулярной пло-
скости по отношению к первой, поэтому
ь
Напряжение сжатия равно:
°с = 2яЬ ’
Напряжение кручения достигает максимального значения в сере-
дине более широкой стороны щеки, где оно равно:
Фиг. 158. К определению напряжений кручения в
щеке.
кручения имеет
158.
В середине узкой стороны щеки напряжение
меньшую величину:
где k2 — коэфициент, определяемый согласно фиг.
Схема действия нормальных напряжений и расположение опре-
деляемых напряжений кручения в щеке приведены на фиг. 159.
Как видно, существуют три опасных точки, где напряжения могут
достигать максимальной величины:
1) в точке 1 все нормальные напряжения складываются; таким
образом в этой точке суммарное напряжение будет:
0-= %
(240)
338
2) в точке 2 действуют максимальное напряжение кручения
ок , напряжение изгиба си, и напряжение сжатия ос; поэтому слож-
ное напряжение будет:
□ел, — 0,35(o„2-рас) + 0,65 -f-oc)2~+4^7; (241)
3) подобно предыдущему, сложное напряжение в точке 3 равно:
Ссла = (G“z ~Ь~ °с) 4“ 0’65 у(Сиг ас )2 -|- 4ак2. (242)
Допускаемое напряжение в щеке не превосходит 1500-^1700\г/слЛ
Фиг. 159. Схема действия нормальных напряжений в сече-
нии щеки и расположение рассчитываемых напряжений
кручения.
в) Расчет шатунной шейки. Опасное сечение шатунной шейки
расположено ’ по
(фиг. 155—157):
1) изгибающего
ее середине и находится под действием
момента от силы , равного
М,
2) изгибающего
момента от
L Z'L
2 2 ~ -4 -»
Ts
силы -у, равного
T-L
4 ’
329
3) крутящего момента, равного
7WK|a = R-
В соответствии с этим в опасном сечении существуют следую-
щие напряжения:
ЛТи
1) напряжение изгиба = .
Мн-1
2) напряжение изгиба си^=-^-,
Л"/кш
3) напряжение кручения ок = ~^г-
Таким образом суммарное напряжение изгиба будет:
а сложное напряжение равно:
<7СЛ =0,35^ + 0,65 £+. (243)
Допускаемое напряжение в шатунной шейке не превосходит
1000н-1300 кг/см2.
Примечание. В изложенном расчете колено вала рассматрива-
лось без противовесов. Наличие противовесов дает дополнитель-
ные силы, эпюра моментов которых приведена на фиг. 160 (без учета
смещения центра тяжести противовеса относительно оси щеки).
Таким образом согласно предыдущему противовесы дают в
опасных сечениях колена следующие моменты:
1) в опасном сечении коренной шейки Л4Ипр — Qnp(l— 4) и
2) в опасных сечениях щеки и шатунной шейки:
Так как эти моменты действуют в плоскости колена, то их сле-
дует суммировать с моментами от сил Z, учитывая направление
их действия. После этого весь расчет производится тем же поряд-
ком, что и в случае отсутствия противовесов.
В. Расчет шатунных и коренных подшипников
на изнашивание. Интенсивность изнашивания трущихся по-
верхностей зависит не только от характера этих поверхностей, но
также и от величины работы трения на поверхности подшипника.
Эта работа трения за единицу времени обусловливается коэфи-
циентом трения трущихся поверхностей, силой, действующей на
эти поверхности, и скоростью движения одной поверхности по от-
ношению к другой. Не учитывая разницы в значениях коэфициента
трения и относя работу к 1 см2 трущейся поверхности, можно счи-
тать, что работа трения характеризуется произведением удельного
давления k на поверхность шейки и относительной скорости v
этой поверхности, т. е. величиной kv. Если принять размерность k
в кг/см2, а т» в м/сек, то размерность kv будет кгм/см2 • сек, т. е.
будет соответствовать смыслу этой величины, так как представляет
собой работу за 1 сек., отнесенную к единице площади.
340
Величину удельного давления k на поверхности трения прибли-
женно считают равной частному от деления действующей на под-
шипник силы U на проекцию шейки; таким образом:
k = ~ кг/см2, (244)
где D — внешний диаметр шейки (в см),
с — рабочая длина шейки (в см).
Относительная скорость движения поверхности коренной шейки
равна окружной скорости ее вращения. Относительная скорость
{латунной шейки выражается довольно сложным уравнением.
Однако можно приближенно считать, что она равна окружной ско-
рости вращения шейки с числом оборотов п коленчатого вала.
При этом допущении относительная скорость движения поверхно-
стей шатунной и коренной шеек выражается общим уравнением:
п = -эд - м/сек, (245)
где D—диаметр шеек (в м).
Таким образом, учитывая
разницу в размерности вели-
чины D в уравнениях (224)
и (245), получаем:
U it D n тс Un _
—100-D-c 60 “ 6000 с ~
0,323 Un , .. ,п.с,
“Тооб—Гкгм1см 'сек- <246>
Фиг. 160. Эпюра изгибающих моментов от
центробежных сил противовесов.
Последнее уравнение показывает, что произведение kv зависит
от величины действующей силы, числа оборотов вала и длины
шейки, но не зависит от ее диаметра. Таким образом при заданной
величине действующей силы и заданном числе оборотов допуска-
емая величина произведения kv в значительной степени предопре-
деляет длину вала, а следовательно, и всего двигателя. Однако в
двигателях с рядным расположением цилиндров длина вала огра-
ничена возможно более близким размещением цилиндров. В этом
случае допустимое увеличение числа оборотов двигателя (вызы-
вающее также повышение средней силы U вследствие возрастания
сил инерции) обусловливается: 1) возможным повышением kv пу-
тем применения улучшенных сортов материала (например свин-
цовистой бронзы) или же 2) максимальным удлинением шеек с тре-
нием скольжения, что достигается предельным уменьшением тол-
щины щек или установкой роликовых или шариковых подшипников-
Силз U, действующая на шейку вала, непрерывно изменяется
по углу его поворота, а следовательно, и по времени. Соответственно
будут меняться и мгновенные величины k и kv, вследствие чего
обычно определяют их значения, средние по времени.
В случае шатунной шейки величина U для каждого положения
коленчатого вала определяется как геометрическая сумма сил Ti
11 Z, действующих на одну шатунную шейку (§ 50—2).
Ml
Таким образом имеем:
t7=rr+z:-
Откладывая величины U в зависимости от угла поворота вала а,
можно найти графически (определяя среднюю ординату) среднее
значение этой силы Ucp. При достаточном числе вычисляемых зна-
чений U (через равные интервалы а в 10-т-15°), величина (7Ср может
также определяться как средняя арифметическая.
По определении значения Ucp, средние величины k и kv вычи-
сляются по уравнениям (244) и (246) с заменой U на 1ЛР.
Для коренных подшипников метод вычисления остается тем же,
но для этой цели необходимо брать силы, действующие на этот
подшипник (§ 50—3).
В зависимости от применяемых материалов, величины k и kv в
отдельных двигателях значительно колеблются. В среднем можно
считать, что
/гср = 50-*-80 кг/at2 и kvcp=- 500-*- 800 кгм/см2-сек.
Фиг. 161. Схема механизма
верхнего распределения.
ходы поршня открытие и
§ 64. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ
1. Условия работы и общие сведе-
ния о конструкции. Распределением дви-
гателя называется совокупность деталей,
служащих как для подачи и распреде-
ления по цилиндрам свежей смеси, так
и для удаления продуктов сгорания.
Основными деталями распределения
являются всасывающие и выхлопные
клапаны, расположенные в головке ци-
линдра и прижимаемые к своим опорным
поверхностям (гнездам) при помощи пру-
жин.
При рассмотрении происходящих в
цилиндре процессов (гл. III) было вы-
яснено, что для достижения наибольшего
наполнения цилиндров смесью и наи-
меньшей потери работы на насосные
закрытие клапанов должно происходить
в определенные моменты работы двигателя, согласованные с поло-
жением коленчатого вала. Поэтому общая продолжительность вре-
мени, в течение которого клапан открыт, должна соответствовать
повороту коленчатого вала на вполне определенный угол. Вслед-
ствие быстроходности авиационных двигателей время поворота вала
на этот угол очень невелико и в среднем составляет 0,02 сек.
Осуществление своевременного подъема и опускания клапана в
такой малый промежуток времени возможно лишь при принуди-
тельном движении его от коленчатого вала. Механизм, связываю-
щий движение клапана с вращением коленчатого вала, называется
механизмом распределения. Основным его элементом является вра-
щающийся кулачок, профиль которого вследствие соответствующей
кинематической связи предопределяет закон движения клапана.
312
Механизмы распределения бывают разнообразных типов, однако
их возможно разделить на две основные группы:
а) механизмы верхнего распределения, у которых кулачки рас-
положены выше клапанов, т. е. над головкой цилиндров, и
б) механизмы нижнего распределения, у которых кулачки рас-
полагаются в картере двигателя.
Примерная схема механизма верхнего распределения приведена
на фиг. 161. Как видно, в этом случае применяется валик, на ко-
тором имеются кулачки. Этот валик, называемый кулачковым или
распределительным, расположен непосредственно над рядом клапа-
нов. При вращении кулачкового валика кулачки периодически
надавливают на тарелки клапанов, вызывая их открытие. Обрат-
ная посадка клапана на гнездо происходит под действием пружины.
При работе двигателя температура клапана
сильно повышается, что вызывает его значитель-
ное удлинение. Если клапан в холодном состоя-
нии в период времени, когда он должен быть за-
крыт, будет расположен очень близко от кулач-
кового валика, то при нагреве в температурном
расширении клапана его тарелка упрется в ку-
лачковый валик, а грибок поднимется над гнез-
дом, так как расширение клапана начнет проис-
ходить в сторону цилиндра. Таким образом по-
лость цилиндра будет непрерывно соединяться с
внешней средой вследствие чего правильная ра-
бота двигателя будет нарушена.
Для того чтобы избежать этого, необходимо
при закрытом холодном клапане между его тарел-
кой и кулачком обеспечить достаточно большой
зазор, называемый термическим. Термический
зазор для выхлопных клапанов, как более сильно
нагретых в рабочем состоянии (§ 7), часто имеет
ббльшую величину, чем для всасывающих.
Фиг. 162. Схема меха-
низма нижнего рас-
пределения.
Кулачковые валики приводятся во вращение
от коленчатого вала двигателя при помощи зуб-
чатых передач и промежуточного вертикального
валика. Верхнее распределение обычно приме-
нится в двигателях с рядным расположением цилиндров. Если кла-
паны установлены в головке наклонно, то приведение их в действие
удобнее осуществлять не непосредственно от кулачкового валика,
а при помощи промежуточных рычагов. Подобные же рычаги при-
меняются в тех случаях, когда один кулачковый валик должен
обслуживать два ряда клапанов.
Механизм нижнего распределения схематично представлен на
фиг. 162. В этом случае кулачковый валик расположен в картере
и приводится в движение от коленчатого вала при помощи цилиндри-
ческих зубчатых передач. В звездообразных двигателях, где приме-
няется исключительно нижнее распределение, очень часто вместо ку-
лачкового валика устраивают кулачковую шайбу, описание которой
дано ниже. Кинематическая связь между кулачком и клапаном
осуществляется в последнем случае при помощи толкателя, тяги и
341
4
j
рычага. При этом тяга свободно опирается на толкатель и рычаг,
вследствие чего она может передавать лишь сжимающие ее усилия.
Тау как ось рычага обычно закрепляется на головке цилиндра,
то в этом случае влияние теплового расширения имеет обратный
характер, чем при верхнем распределении. При работе двигателя
цилиндр'нагревается значительно сильнее, чем тяга; вследствие
этого ось рычага поднимается относительно тяги, так что общий
зазор в цепи между кулачком и клапаном сильно возрастает, не-
смотря на удлинение самого клапана. Таким образом в двигателях
с нижним распределением зазор в цепи между клапаном и кулач-
Фиг. 163. Схема потока тепла чергз
клапан.
ком в горячем состоянии значи-
тельно больше, чем в холодном.
Подобное увеличение зазора
приводит к тому, что фазы распре-
деления у холодного двигателя при
его запуске значительно отлича-
ются от фаз распределения, которые
он имеет при работе. Во избежание
этого в некоторых случаях при-
меняют специальные компенсиру-
ющие устройства, позволяющие
поддерживать зазор у холодного
и горячего двигателя примерно
постоянным.
Из всех деталей распределения
в наиболее тяжелых условиях ра-
ботают клапаны, особенно выхлоп-
ной. Последний подвергается весь-
ма сильному нагреву не только в
течение сгорания и расширения
газов в цилиндре, но в значитель-
ной степени и в течение выхлопа,
когда его омывают проходящие
с большой скоростью выхлопные
газы.
Схема потока тепла через за-
крытый клапан приведена на фиг.
163. Как видно, тепло, получаемое
огневой поверхностью грибка кла-
пана, удаляется частично через его опорную поверхность в гнезде,
а частично через шток клапана в направляющую втулку. В течение
выхлопа выхлопной клапан приподнят над седлом; при этом на-
гревается вся поверхность грибка, а отвод тепла происходит лишь
через направляющую втулку.
Таким образом для понижения рабочих температур клапана
необходимо обеспечивать максимальный теплоотвод через гнездо и
направляющую втулку. Для этой цели, а также во избежание утечки
газов из цилиндра опорная поверхность грибка делается конической
и в каждом отдельном случае притирается к гнезду, чем дости-
гается плотная посадка клапана. Следует отметить, что утечка га-
зов, помимо ухудшения экономичности работы двигателя, сама вы-
844
зывает перегрев и разрушение клапана; в месте истечения газов
происходит чрезмерное местное повышение температуры клапана
что обусловливает его коробление и выгорание.
Интенсивность отвода тепла по штоку клапана в направляющую
втулку зависит от зазора между штоком и втулкой, от темпера-
туры самой втулки и ее расстояния от грибка. Поэтому для уве-
личения теплоотвода этот зазор делают минимально необходимым,
чтобы избежать заедания клапана (в среднем по диаметру 0,07-
ОД 2 мм для нового двигателя и до 0,2 мм после износа в эксплоа-
тации). Для понижения температуры втулки конструкция головки
должна предусматривать наилучшие условия ее охлаждения, при-
чем длина втулки в направлении грибка клапана делается макси-
мально возможной.
В некоторых случаях для понижения температуры выхлопных
клапанов применяют для их охлаждения специальные устройства, о
чем будет указано ниже, при рассмотрении отдельных конструкций.
Несмотря на все указанные выше меры, выхлопные клапаны
нагреты до предельно высоких температур (до 9С0° Ц) и являются
весьма часто наименее надежным элементом конструкции двига-
теля. Выхлопные клапаны выполняются из специальных жаростой-
ких сталей (см. таблицу 20 применяемых материалов, стр. 382).
Всасывающие клапаны работают при значительно более низких
температурах (400-^-500° Ц), так как они менее сильно нагреваются
в течение выхлопа и довольно интенсивно охлаждаются при ^по-
ступлении в цилиндр свежей смеси. с
Помимо тепловых воздействий, клапаны подвергаются динами-
ческим нагрузкам вследствие того, что обычно посадка клапана
на седло происходит с некоторой скоростью. Появляющиеся при
этом ударные нагрузки могут вызвать деформацию (вытягивание)
грибка клапана или обрыв его штока. Поэтому шток клапана дол-
жен делаться более прочным, чем это требуется в соответствии
с действующими нормально на клапан усилиями. Грибок клапана
должен быть достаточно массивным и жестким для обеспечения
хорошего отвода тепла от середины его огневой поверхности и
во избежание его коробления и вытягивания.
Закон движения клапана предопределяется формой кулачка.
При этом постоянный контакт между движущимся клапаном и ку-
лачком обеспечивается пружинами, прижимающими тарелку или
шток клапана к кулачку или рычагу (в зависимости от принятой
кинематической схемы).
Таким образом упругость пружин должна быть достаточной
для преодоления силы, стремящейся отодвинуть клапан от ку-
лачка. Эта сила появляется во второй части подъема клапана,
когда его движение происходит замедленно и сила инерции на-
правлена внутрь цилиндра. Подобная же сила действует на пру-
жины при ускоренном движении клапана, в начале его опускания
на гнездо. Кроме того, сила упругости пружины при закрытом
выхлопном клапане должна обеспечивать плотное прилегание его
к седлу в течение процесса наполнения, когда в цилиндре суще-
ствует разрежение, вследствие чего клапан стремится открываться.
Связь между клапаном и пружинами осуществляется тем, что
845
на конце штока клапана укрепляется тарелка, служащая для уп л
пружин. Для увеличения надежности на каждый клапан обычно уста-
навливают не менее двух пружин, расположенных концентрично.
В тех случаях, когда кулачок связан с клапаном непосред-
ственно, он действует на тарелку. При наличии промежуточного
рычага конец последнего снабжается ударником, который нажи-
мает на торец штока клапана.
Термический зазор в клапане всегда должен быть равен своей
расчетной величине, так как в противном случае искажается
кинематика клапана. Поэтому зазор устанавливается непосред-
ственно на двигателе при его монтаже, для чего имеются соот-
ветствующие регулировочные устройства. При этом в случае не-
посредственного воздействия кулачка на клапанную тарелку эти
устройства позволяют перемещать последнюю относительно штока
клапана. При наличии рычагов регулировка величины зазора обычнс
достигается перемещением ударника.
Профиль и расположение кулачка должны соответствовать вы-
бранному закону движения клапана, максимальной высоте его
подъема над гнездом и моментам открытия и закрытия клапана.
В тех случаях, когда кулачок не соприкасается непосредственно
с тарелкой клапана, он обычно связан с роликом, который укре-
пляется на соответствующем конце рычага (при верхнем распре-
делении) или толкателя (при нижнем распределении). При работе,
двигателя весь механизм распределения находится под действием
быстро изменяющихся нагрузок. Эти нагрузки особенно значи-
тельны в механизмах, связанных с выхлопными клапанами, так как
при открытии последних необходимо преодолеть давление газов
в цилиндре в конце хода расширения.
Действующие усилия обусловливают появление сминающих на-
пряжений на рабочих поверхностях кулачка, ролика, ударника и
тарелки или торца штока клапана (в зависимости от кинематиче-
ской схемы), которые могут вызывать их разрушение или чрез-
мерное изнашивание. Весь механизм распределения должен обла-
дать не только достаточной прочностью, но и жесткостью, так
как в противном случае возможно искажение фаз распределения
вследствие деформации деталей распределительного механизма,
(вертикального и кулачкового валиков, тяг, рычагов и пр.).
Материалы, применяемые для изготовления различных деталей
механизма распределения, приведены в таблицах в конце этой
главы (§ 66, стр. 382).
2. Примеры выполнения отдельных конструкций. А. Распре-
деление двигателя АМ-34. Двигатель АМ-34 имеет два вса-
сывающих и два выхлопных клапана на цилиндр. Всасывающие
клапаны, как и выхлопные, расположены в одной плоскости, на-
клоненной к оси цилиндра под углом 43/4°. Таким образом в го-
ловке блока имеется два ряда клапанов, образующих между собой
угол 9,5° (фиг. 164).
Каждый ряд клапанов обслуживается одним кулачковым вали-
ком, кулачки которого воздействуют непосредственно на тарелки
клапанов. Кулачковые валики вращаются в обратные стороны, так
как приводятся в движение при помощи винтовой передачи от
346
одной винтовой шестерни, расположенной на вертикальном валике.
Посадка винтовых шестерен на кулачковых валиках осуществляется
при помощи специальной коронки с зубчиками. Эти зубчики поз-
воляют смещать шестерню относительно валика на небольшой
угол и тем самым облегчают установку фаз распределения, так
347
как дают возможность изменять положение кулачкового валика
относительно коленчатого вала.
Зазор между тарелкой клапана и кулачком (тыльной его частью)
делается равным 2,5 мм. Точная регулировка этого зазора дости-
гается тем, что тарелка
Селение С-в
Сечение О ~б
Фиг. 165. Клапан с замком
двигателя АМ-34.
клапана имеет хвостовик, который может
ввинчиваться в шток клапана или вы-
винчиваться из него. При работе двига-
теля тарелка фиксируется на месте при
помощи специального пружинящего раз-
резного кольца, называемого замком
(фиг. 165). Это кольцо плотно охваты-
вает боковую сторону тарелки и силой
трения не дает ей проворачиваться.
Само кольцо фиксируется относительно
штока клапана специальным выступом,
который входит в паз, сделанный в штоке.
При регулировке зазора разрезное
кольцо слегка разжимается и удержи-
вается на месте при помощи специаль-
ных щипцов, а тарелка клапана пово-
рачивается шиповым ключом; для этой
цели на рабочей плоскости тарелки
имеется 15 отверстий, расположенных
по окружности.
Грибки клапанов, как и гнезда, имеют
коническую опорную поверхность с
углом конусности в 45°. Гнезда выпол-
нены из бронзы и запрессованы в алю-
миниевую головку. Для достижения по-
садки высокой плотности внешняя по-
верхность гнезд выполнена на конус.
Для понижения температуры выхлоп-
ных клапанов они имеют специальное
масляное охлаждение (фиг. 164). Масло
из -подшипника кулачкового валика по-
дается по тонкой трубке в пустотелый
шток клапана. Из трубки масло выходит
в месте перехода штока клапана в гри-
бок и омывает наиболее горячие места
клапана. Нагретое масло поднимается
по кольцевому пространству между
трубкой и внутренней поверхностью
штока и вытекает на поверхность го-
ловки.
Каждый клапан имеет три цилиндри-
ческих пружины, расположенных кон-
центрично. При этом навивка средней пружины направлена в
обратную сторону, чем внутренней и наружной пружин. При
таком устройстве пружин, в случае поломки одной из них, сло-
манные витки не могут попасть между витками целых пружин и
нарушить их работу.
348
Привод кулачковых валиков осуществляется от конической
шестерни 1, установленной на коленчатом вале (фиг. 166). Эта ше-
стерня сцепляется с конической шестерней 2, расположенной на вер-
тикальном валике 3 правого блока. Непосредственное соединение
валика 4 левого блока с коленчатым валом невозможно, поэтому
левый вертикальный валик приводится во вращение от правого
при помощи второй пары конических шестерен 5. Каждый из вер-
тикальных валиков оканчивается винтовой шестерней 6, которая
Фиг. 166. Схема служебных передач в двигателе АМ-34.
одновременно сцепляется с парой винтовых шестерен 7 и тем
самым передает вращение на кулачковые валики.
Число оборотов вертикальных валиков в полтора раза больше
числа оборотов коленчатого вала. Этим достигается два преиму-
щества:
а) увеличение числа оборотов вертикальных валиков позволяет
уменьшить диаметр установленных на них шестерен и тем самым
приблизить валики к блоку, вследствие чего длина двигателя умень-
шается и
б) при увеличении числа оборотов величина крутящего мо-
мента уменьшается, благодаря чему валики могут быть сделаны
более легкими.
349
Винтовая передача от вертикальных валиков к кулачковым дает
уменьшение числа оборотов в три раза. Таким образом кулачко-
вые валики вращаются в два раза медленнее, чем коленчатый
вял. Подобное соотношение числа оборотов кулачкового и ко-
ленчатого валов является единственно возможным, так как в четы-
рехтактных двигателях кулачок должен открывать клапан один
раз за два оборота
коленчатого вала.
Б. Распределе-
ние двигателя
И с п а н о - С ю и з а
12 Ybrs. Двигатель
Испано-Сюиза имеет
по два клапана на ци-
линдр. Все клапаны
одного блока распо-
ложены по оси ко-
ленчатого вала, так
что их возможно об-
служить одним ку-
лачковым валиком
(фиг. 167), кулачки
которого действуют
непосредственно на
тарелки клапанов.
При закрытом кла-
пане зазор между
тарелкой и кулач-
ком (тыльной его
частью) равен 2 мм.
Этот зазор регу-
лируется поворачи-
ванием тарелки, ко-
торая своим хвосто-
виком с резьбой
Фиг. 167. Распределение двигателя Испано-Сюиза 12 Ybrs. ввинчена в шток
клапана (так же,
как у двигателя АМ-34). При работе двигателя тарелка фикси-
руется на месте при помощи диска, который прижимается к ней
снизу пружинами и имеет на поверхности соприкосновения
(на торце) радиальные зубчики, входящие в соответствующие
углубления, сделанные на нижней поверхности тарелки. Сам диск
фиксируется относительно штока клапана при помощи шлиц.
Подобный метод фиксации тарелки более надежен, чем принятый
в двигателе АМ-34. Как уже указывалось, в последнем двигателе
тарелка фиксируется при помощи силы трения между ее боковой
поверхностью и обжимным кольцом. Однако при работе двигателя
эта сила иногда бывает недостаточна и тарелка начинает провора-
чиваться внутри кольца, вследствие чего изменяется величина
термического зазора и нарушается нормальная работа распределения.
Регулировка зазора в двигателе Испано-Сюиза достигается
350
пОворачиванИем тарелки, для чего диск с зубчиками предвари-
тельно отжимается вниз.
Грибки клапанов имеют опорную поверхность с углом конус-
ности в 45°. Гнезда клапанов сделаны из бронзы и запрессованы в
алюминиевую головку. Для увеличения жесткости грибков их огне-
вая поверхность имеет выпуклую форму. Штоки и грибки кла-
панов выполняются пустотелыми, чем достигается уменьшение
их веса.
Для охлаждения выхлопного клапана во внутреннюю его
полость, герметически закрытую конической шпилькой помещается
в процессе изготовления клапана смесь из азотнокалиевой и
азотнонатриевой солей. Эти соли в практике часто называют
калиевой и натриевой селитрой. При работе двигателя эти соли
плавятся и, циркулируя внутри клапана, переносят тепло от грибка
клапана к более холодному штоку.
Кулачковые валики приводятся во вращение от коленчатого
вала при помощи двух конических шестеренчатых передач и
промежуточного вертикального валика.
В. Распределение двигателя BMW-VI. Двигатель
BMW-VI имеет отдельные стальные цилиндры. На каждом цилиндре
установлено по одному всасывающему и одному выхлопному
клапану, которые расположены в плоскости, перпендикулярной
к оси коленчатого вала, и наклонены к оси цилиндра под
углом в 15°.
Все клапаны приводятся в движение одним кулачковым валиком
(фиг. 168), расположенным в специальном картере над головками
и лежащим в плоскости оси коленчатого вала.
Кинематическая связь между кулачками и клапанами осуще-
ствляется при помощи рычагов. Эти рычаги соединяются с рабочей
поверхностью кулачков при помощи роликов, а с торцевой
поверхностью штоков клапанов — при помощи ударников.
Термический зазор между клапаном и ударником равен 0,4 мм.
Для регулировки величины этого зазора ударник посажен в конец
рычага на резьбе. Во избежание проворачивания ударника конец
рычага сделан разрезным и стягивается при помощи болта, зажи-
мающего ударник. При регулировке зазора ослабляют затяжку
стяжного болта и при помощи отвертки поворачивают ударник
до требующегося положения. После этого болт вновь затягивают.
“Клапанные пружины опираются на тарелки, которые фикси-
руются на клапанах при помощи специальных гаек, навинченныД
на шток клапана и имеющих конусную поверхность соприкосно-
вения с тарелками. Конусная часть гаек снабжена продольным
разрезом. Тарелки под действием силы пружин плотно садятся на
конус гаек и благодаря наличию разреза сжимают его, что пре-
пятствует проворачиванию тарелок.
Г. Распределение двигателя Райт Циклон R-1820F.
Двигатель Райт Циклон имеет звездообразное расположение
Цилиндров. При таком устройстве, как правило, применяют нижнее
распределение; при этом кулачковые валики заменяются одним
Диском (распределительная или кулачковая шайба), снабженным
кулачками и вращающимся копцентрично с коленчатым валом.
351
В двигателе Райт Циклон (фиг. 169) кулачковая шайба пред
ставляет собой выполненный из легкого сплава диск, на котором
закреплено при помощи болтов стальное кольцо. На внутренней
цилиндрической поверхности этого кольца сделаны зубцы дл$
сцепления с приводом от
ности имеется два ряда
коленчатого вала, а на внешней поверх,
кулачков, по четыре в каждом ряду
Фиг. 168. Распределение двигателя BMW-VI.
Один ряд кулачков обслуживает толкатели всасывающих клапанов
а другой ряд — толкатели выхлопных клапанов. Для того чтобы
при подобном расположении кулачков клапаны всех девяти ци
линдров двигателя открывались своевременно, т. е. последовательно
через цилиндр в направлении вращения коленчатого вала (анало
гично принятому порядку зажигания), шайба вращается в сторону
обратную вращению коленчатого вала и со скоростью в восемь ра
меньшей. Описание применяемого для этой цели механизма дано
в дальнейшем, при общем описании конструкции этого двигателя
Толкатели опираются роликами на рабочую поверхность кулачко
вой шайбы. Движение толкателей под действием кулачка передается
к клапанам через трубчатые тяги со сферическими наконечниками
352
й рычаги. Регулирование
термического зазора осу-
ществлено помощью гнезд,
ввертываемых на резьбе в
тело коромысел. Сферичес-
кая внутренняя поверхность
этих гнезд служит для сое-
динения со сферическими
наконечниками тяг. Фикса-
ция сферических гнезд до-
стигается стягиванием бол-
том разрезного конца коро-
мысла. Последнее устрой-
ство аналогично конструк-
ции для фиксации ударника
у мотора BMW-VI.
Выхлопные клапаны, как
и у двигателя Испано-Сюиза,
сделаны пустотелыми и
имеют соляное охлаждение.
Внутренняя полость тол-
кателей заполнена войлоч-
ной набивкой, пропитанной
маслом, а крышки коробок
головки, в которых помеща-
ются рычаги, имеют удер-
живающие масло войлочные
прокладки(заштрихованные
на фиг. 169 в клетку). Эти
устройства позволяют осу-
ществлять смазку ролика,
нижнего и верхнего шарово-
го наконечника тяги и ко-
ромысла. Для смазки роли-
кового подшипника рычага
сделано в его оси сверление
и канавка, по которым пе-
риодически специальным
шприцем нагнетается тавот.
3. Определение диаметра
и высоты подъема клапана.
При подъеме всасывающего
клапана над гнездом на вы-
соту h (фиг. 170) можно при-
ближенно считать, что про-
ходное сечение для смеси
представляет собой поверх-
ность усеченного конуса, по-
лученного при проведении
Нормалей АВ между опор-
ной поверхностью грибка
23 Общ. куре авиадвигателей. НИЮ
Фиг. 169. Распределение двигателя Райт Ци-
клон R-1820F.
858
клапана и продолжением поверхности гнезда. Величина Этого
проходного сечения будет (фиг. 170):
= ±^Acos а.
Так как
то
D — d -ф- 2 A cos я sin а = d -ф- A sin 2а,
л=«(й+4
sin 2а) h cos а,
(247)
где d — диаметр проходного отверстия (горловины) седла,
А — максимальная высота подъема клапана,
Фиг. 170. К определению про-
ходного сечения при поднятом
клапане.
а — угол конусности седла кла-
пана.
Величину угла а практически берут
равной 30 или 45°. Угол в 30° дает не-
сколько большее проходное сечение,
но делает центровку клапанов более
трудной, чем при угле в 45°.
Увеличение подъема клапана А це-
лесообразно лишь до известного пре-
дела, так как проходное сечение F не
имеет смысла делать больше величины
-j- , т. е. больше проходного сечения
канала (без учета площади штока кла-
пана). Таким образом максимальные зна-
чения подъема клапана А определяются
Т(& из условия равенства проходных сече-
ний F и Эти предельные значения А зависят от величины угла а-
На основании уравнения (247) имеем:
при а== 0 (плоский клапан) A = 0,25d
при а — 30° А = 0,26 d
при а = 45° А = 0,30 d
Скорость смеси при проходе через клапан обычно определяется
условно, причем смесь считается неупругой жидкостью и ее исте-
чение рассматривается при равномерном движении поршня со
средней его скоростью (§ 47—2). Объем поступившей в цилиндр
неупругой смеси равен ее объему, прошедшему через клапан,
поэтому:
^=ЛпорСт>
где WK— средняя скорость смеси при проходе через всасываю^
щий клапан,
i — число всасывающих клапанов на цилиндр (обычно оди«
или два),
А^пор — площадь поршня,
Сст — средняя скорость поршня
354
Таким образом
WK = -^Cm. (248)
В современных двигателях средняя скорость смеси, определен-
ная по последнему уравнению, равна 60 ч- 80 м!сек. Исходя из этого
условия, подбирают число клапанов I, диаметр горловины d и
высоту подъема клапана h. При этом величина h обычно соста-
вляет 0,25 ч-0,3 от d.
Выхлопные клапаны в большинстве случаев имеют те же
размеры и ту же высоту подъема, что и всасывающие.
4. Определение скорости вращения, числа и расположения
кулачков. А. Определение скорости вращения и ра-
сположения кулачков на кулачковом валике. При
устройстве кулачков на кулачковых валиках каждый кулачок обслу-
живает обычно лишь один клапан (или одноименные клапаны
одного цилиндра). В этом случае при четырехтактном цикле число
оборотов кулачка, а следовательно, и кулачкового валика должно
быть в два раза меньше числа оборотов коленчатого вала.
В двигателях с рядным расположением цилиндров один кулач-
ковый валик несет обычно все кулачки, обслуживающие всасываю-
щие или выхлопные (а иногда и те и другие) клапаны всего ряда
цилиндров. Порядок следования циклов по цилиндрам устанавли-
вается выбранным порядком зажигания (§ 50—1). Поэтому кулачки
должны быть размещены на кулачковом валике таким образом,
чтобы они действовали на клапаны в той же последовательности,
что и вспышки по цилиндрам. Если угол поворота коленчатого
вала между двумя соседними вспышками равен у, то одноименные
кулачки (всасывающие или выхлопные) каждого следующего по
работе ццлиндра должны быть смещены относительно кулачков
предыдущего цилиндра против направления вращения на угол
Если на одном кулачковом валике размещаются кулачки вса-
сывающего и выхлопного клапанов одного цилиндра, то угол
между ними устанавливается из следующих соображений.
Пусть:
апс —угол поворота коленчатого вала в течение открытия вса-
сывающего клапана, т. е. в течение периода всасывания;
авих—угол поворота коленчатого вала в течение периода выхлопа';
«пеР—угол поворота коленчатого вала в течение перекрытия
фаз, т. е. в течение того времени, когда всасывающий и
выхлопной клапаны открыты одновременно.
Тогда угол поворота коленчатого вала от его положения,
соответствующего середине периода выхлопа, до положения в
середине периода всасывания будет:
°вых I авс .. авых + авс
а। —2 Cfnep 2 * ^пер •
* 355
Так как кулачковый валик вращается в два раза медленней Ко-
ленчатого вала, то угол между серединами выхлопного и всасы-
вающего кулачков должен быть равен:
а “вых + “вс ^“пер
’?"='2’==------4
(249)
не имеется и между
Фиг. 171. Расположение всасы-
вающего и выхлопного кулач-
ков одного цилиндра на одном
кулачковом валике.
Таким образом всасывающий кулачок должен быть смещен
относительно выхлопного кулачка против направления вращения
на угол ф (фиг. 171).
Следует отметить, что в тех случаях, когда перекрытия фаз
ом фазы выхлопа и началом фазы всасы-
вания имеется некоторый интервал вре-
мени, величина апер представляет собой
угол поворота коленчатого вала между
фазами. В этом случае угол апер в урав-
нении (249) следует считать положи-
тельным.
Б. Определение скорости
вращения, числа и расположе-
ния кулачков на кулачковой
шайбе. Как уже упоминалось выше,
в случае звездообразного расположения
цилиндров одноименные кулачки обыч-
но размещаются на одной кулачковой
шайбе, вращающейся концентричио с
коленчатым валом. Подобная система
упрощает механизм распределения и
уменьшает его вес, так как применение
кулачковых валиков при звездообраз-
ном расположении цилиндров связано
с необходимостью делать на каждый цилиндр по специальному
валику.
Так как шайба вращается вокруг оси коленчатого вала, то
каждый кулачок обслуживает по очереди все цилиндры. Для того
чтобы подобное действие кулачков соответствовало принятой
очередности циклов по цилиндрам (согласно порядку зажигания),
необходимо, чтобы число кулачков и скорость вращения шайбы
были согласованы с числом цилиндров двигателя.
Подобная задача имеет два решения в зависимости от приня-
того направления вращения кулачковой шайбы.
1-й случай. Кулачковая шайба вращается в ту же
сторону, что и коленчатый вал. Предположим, что в
начальный момент (фиг. 172) происходит открытие клапана в
первом цилиндре при помощи кулачка 1. Тогда следующее по
порядку работы открытие клапана должно происходить в третьем
цилиндре после поворота коленчатого вала на угол 2у. Для этого
шайба должна повернуться на угол (2у—8) с тем, чтобы кулачок 2
мог произвести открытие клапана. Следовательно:
% 2у — 8
' Я ~ 2т 1
(250)
где Пш — число оборотов шайбы,
п — число оборотов двигателя,
у— угол между осями цилиндров,
д — угол между кулачками.
С другой стороны кулачок 1 должен подойти ко второму
цилиндру, повернувшись на угол у, т. е. тогда, когда коленчатый
вал повернется на угол (2-п-|~у)- Таким
образом '
_ У
п 2л У'
Сравнивая уравнения (250) и (251), полу-
чаем:
2т —8_ у
1у 2л-рт
или
> ^т.у
“ 2л + у »
(251)
Фиг. 172. К определению
НО
2л
Y = T’
где i— число цилиндров.
Следовательно,
4л
3 И 4-Г
(252)
количества кулачков и
числа оборотов шайбы,
вращающейся в ту же
сторону, что и коленча-
тый вал.
Так как кулачки должны быть равномерно расположены по
окружности, то число кулачков k будет:
к= Т-=Ф- <253>
По уравнению (251), число обо-
ротов шайбы равно:
/?ш - п = .-4т- (254)
2-й случай. Кулач к о вая
шайба вращается в сторо-
ну, противоположную вра\
Фиг. 173. К определению количества
кулачков и числа оборотов шайбы,
вращающейся в сторону, обратную
вращению коленчатого вала.
щению коленчатого вала
(фиг. 173).
В этом случае при повороте
коленчатдго вала от первого цилин-
дра к третьему цилиндру иа угол 2у
кулачок 2 должен повернуться на угол (8 —2у). Таким образом
«Ш 8~
(255)
В дальнейшем, при переходе кулачка 2 третьего цилиндра ко
зет
второму цилиндру коленчатый вал должен повернуться на угол
(2-я — у), следовательно:
Сравнивая уравнения (255) и (256), определяем 8:
X = 4л (257)
Z —1 ’
Число кулачков будет:
к = = (258)
Число оборотов шайбы определится из уравнения (256):
«ш = п 2 L у ~ /_ 1 • (259)
Сравнивая уравнения (253) и (254) с уравнениями (258) и (259),
видим, что во втором случае число кулачков и скорость вращения
шайбы получаются меньше. Поэтому в практике направление вра-
щения кулачковой шайбы выбирают обычно обратным направле-
нию вращения коленчатого вала.
5. Кинематика клапана. А. Общие соображения. Закон
движения клапана предопределяется выбранным профилем кулачка
и кинематической схемой механизма распределения. При заданной
по конструктивным соображения кинематической схеме механизма
можно произвести кинематический расчет клапана двумя мето-
дами: а) задаваясь законом движения клапана и б) задаваясь фор-
мой кулачка.
В большинстве случаев задаются законом изменения ускорения
клапана по углу поворота кулачка.
Первый метод позволяет непосредственно выбирать параметры
кинематики клапана. Однако форма кулачка, соответствующая
выбранному закону движения клапана, обычно получается довольно
неудобной в производственном отношении. Поэтому в большин-
стве случаев применяют второй метод: задаются формой кулачка
выбранного типа и на основании этой формы определяют кинема-
тику клапана.
Таким образом кинематика клапана независимо от метода ее
получения до некоторой степени зависит от выбора конструктора.
При этом руководствуются следующими соображениями:
а) Желательно время открытия и закрытия клапана сократить
до минимальной величины; это позволяет при установленной про-
должительности всасывания или выхлопа получить в среднем
большие проходные сечения в клапане и, следовательно, умень-
шить его гидравлическое сопротивление.
б) С уменьшением времени открытия или закрытия клапана его
ускорения, а следовательно, и силы инерции возрастают; поэтому
время перемещения клапана должно быть достаточно велико, чтобы
силы инерции не достигали величин, при которых механизмы рас-
пределения трудно выполнить достаточно надежным,
358
в) Начало открытия клапана и, особенно, посадка его в гнездо
должны осуществляться с небольшой скоростью; в противном слу-
чае появляется значительная ударная нагрузка, которая резко
ухудшает надежность работы всего механизма.
Практически кинематику клапана наиболее часто получают
вторым методом, т. е. задаваясь формой кулачка определенного
типа. Такой метод и будет рассмотрен в дальнейшем более
подробно.
Однако и при выбранной форме кулачка на кинематику кла-
пана влияет кинематическая схема механизма распределения, что
уже отмечалось выше. Закон движения клапана будет изменяться
как в зависимости от того, работает ли кулачок непосредственно
на тарелку клапана или толкателя или на прямолинейно движу-
щийся ролик, так и в зависимости от наличия и соотношения плеч
рычага, от наклона тяги или от формы ударника.
Сначала следует вы-
яснить связь между
формой кулачка наи-
более употребитель-
ных типов и кинема-
тикой прямолинейно
движущихся деталей,
на которые кулачок
действует. Этими де-
талями могут быть тол-
катели или клапаны.
При этом возможно
два случая: а) кулачок
действует на тарелку
и б) кулачок действует
на РОЛИК (последний фиг. 174. Выпуклый кулачок, очерченный дугами
обычно бывает лишь круга,
у толкателей).
Б. Кинематика толкателя с роликом при выпуклой
форме кулачка, очерченной дугами круга. Форма подоб-
ного кулачка приведена на фиг. 174. Как видно, кулачок обра-
зуется дугой радиуса R, дугами радиусов г и и и дугой радиуса
/?Р Переход от одной дуги к другой происходит совершенно
плавно. Для удовлетворения этого условия необходимо, чтобы
точка перехода от одной дуги к другой и центры соответствую-
щих окружностей лежали на одной прямой. \
Движение ролика под действием кулачка удобнее рассматри-
вать, придав всей системе обратное вращение с абсолютной ско-
ростью вращения кулачка. Тогда движение ролика относительно
кулачка останется неизменным, кулачок будет неподвижен, а ролик
будет вращаться вокруг кулачка в сторону, обратную действи-
тельному вращению кулачка.
Движение клапана начнется с того момента, когда толкатель
с роликом пройдет путь, равный термическому зазору 8. Для этого ’
ролик должен переместиться по некоторой части дуги АВ, соот-
ветствующей повороту кулачка на угол (или — при обращенном
359
движении — такому же повороту ролика). Всю дугу АВ ролик
пройдет при повороте кулачка на угол а дугу АС —при пово-
роте кулачка на угол рс (с момента начала движения ролика). При
движении ролика по дуге CD толкатель и клапан будут непо-
движны, так как эта дуга описана радиусом R из центра враще-
ния кулачка. Таким образом подъем клапана происходит лишь
в течение поворота кулачка на угол ₽Л (фиг. 174), равный (Рс —₽8).
Подъем ролика, связанный с движением по дуге АВ, происхо-
дит с возрастающей скоростью. При этом величина и характер
изменения положительного ускорения зависят от величины ра-
диуса г дуги АВ, с увеличением которого максимальная величина
ускорения будет возрастать.
Подъем ролика, обусловленный движением по дуге ВС, происхо-
дит с уменьшающей скоростью, которая в точке С обращается
в нуль. При этом отрицательные ускорения, а следовательно, и
интенсивность падения скорости, будут тем больше, чем радиус
меньше.
Таким образом в точке В ускорения меняют свой знак, так что
скорость подъема ролика, а следовательно, и клапана, является
максимальной.
При заданных или выбранных радиусах дуг, образующих кула-
чок, и заданном термическом зазоре, все остальные величины, не-
обходимые для выяснения кинематики толкателя, определяются
подсчетом.
Угол Р8, соответствующий подъему ролика на величину за-
зора 5, определяется из косоугольного треугольника FO О . Имеем
(фиг. 174):
(г + р)2 = (/?+ 8 4-р)2 + (г-/?)« + 2 (fl-J- 84-p)(r-/?) cos ₽8.
После некоторых преобразований получаем:
cos₽8 = l —
(г+р + 0,58)8
(г -R)(R + р +8)
(260)
Центральный угол <р, соответствующий дуге АВ, определяется
из треугольника FKOK‘.
(Я1 — П)2 = (г— R)2 4" О'—П)2 — 2 (г—/?) (г — и) cos ?,
откуда
cos ? = 1
(/?,-/?)[о,5 (/? + /?,)-г,]
(r-RXr-r,)
(261)
Угол определяется из двух уравнений:
(г 4- р) sin <р = (R 4- р 4- hB) sin ря
и
(Г4-р) cos? — (г — R) = (R 4-р 4- hB} cos ря,
где hB— подъем ролика в точке В.
Взяв отношение этих уравнений, получим:
tgA -_______(c+₽lsinJ₽______
6 гв (Г_|_ p)cosy — (г — R)
(262)
360
Угол рс определяется из уравнения:
(Ri — ^i) sin рс = (г— rj sin <f>,
откуда
sin₽c = ^~sin'P- (263)
В некоторых случаях удобнее задаваться не радиусом rv а
углом рс. При этом радиус определяется из треугольника OVFK
по уравнению:
П 2F^-(/-Я)cos ₽СГ (264)
Всю кинематику толкателя следует рассматривать отдельно
для двух участков соответственно движению ролика по дугам АВ
и ВС.
а) Движение по дуге АВ. При повороте кулачка на некоторый
угол Р, соответствующий подъем ролика А определяется из урав-
нений:
(г 4~ Р) sin *Р₽— (R Ч- Р sin ₽
и
(г 4- р) cos <р₽ = (R + р 4- А₽) cos р 4- (г—/?),
где — центральный угол части дуги АВ, по которой прошел ро-
лик при повороте кулачка на угол р.
Исключая из этих уравнений и решая их относительно Ар,
получаем:
Ар = /(г4-р)2 —(г—/?)2sin2p-(г — /?) cos р — (р 4- R). (265)
Скорость ролика толкателя равна:
dhg dh.. d$ dhn
’V^~'di'~~d^ ~dt=~d$ ~
где <oK — угловая скорость кулачка, принимаемая постоянной.
Ускорение толкателя будет:
4 = ^ == $- Ъ [cos ₽ - - Sin2 Р~
Уравнения (265—267) применимы для участка кулачка АВ. По-
этому величина угла р в этих уравнениях может изменяться от О
до рв; последнее значение угла определяется по уравнению (262).
б) Движение по дуге ВС. Уравнение пути ролика определится
из рассмотрения треугольника Ок КОР. Имеем (фиг. 175 см. стр. 362):
R4- р 4- Ар = (Z?x — г,) cos (Рс — Р) 4- (г, 4- р) cos р₽)
361
причем
sin sin (₽с — Р)
или
cosp-p^j/^ 1 — (^p-p)2sin2(Pc-p),
где Ар — подъем ролика и толкателя при повороте кулачка на не-
который угол р,
Рз — Угол между центровой линией ОРК и осью толкателя при
повороте кулачка на угол р.
Используя предыдущие уравнения, получаем:
Ар = (7?! — п) cos (Рс — Р) +
+ К(П + Р)2 - № - G)2 sin2 (Рс - р) - (7? 4- Р). (268)
Фиг. 175. Путь толкателя при дви-
жении ролика по дуге ВС.
При повороте кулачка на угол рс
ролик поднимается полностью; вели-
чину максимального подъема толка-
теля можно определить из уравнения
(268), считая Р = РС:
Ат = (7?х - rj + / РТ+7)2 -(/?+
+ р) = 7?1-7?. (269)
Последнее соотношение может
быть так же легко установлено из
непосредственного рассмотрения про-
филя кулачка.
Уравнение скорости толкателя бу-
дет:
^р
(М —n)sin(₽c —р) 1 +
cos (₽с — ₽)
F \К1 —
ШК. (270)
При Р = РС скорость толкателя обращается в нуль и ролик пе-
ремещается по дуге CD.
Ускорение толкателя выражается уравнением:
/₽== 5 — (^i ~ ri) (cos (₽с — Р) + }/"(тгйУ ~sln3 (₽с ~₽)+
(271)
Так как уравнения (268) — (271) относятся к движению ролика
по дуге ВС, то они применимы при изменении величины р в пре-
делах от рй до
8в2
'. 176; таким обра-
Фиг. 176. Форма выпук-
лого кулачка для случая,
когда дуга радиуса г ка-
сательна к окружности с
радиусом (/? + 8).
образующих его дуг.
Обычно форма кулачка делается симметричной, поэтому законы
движения при опускании толкателя сохраняются теми же, что и
при подъеме. При эгом необходимо иметь в виду, что соответ-
ствующие уравнения следует применять в обратном порядке и путь
толкателя отсчитывать от его положения максимального подъема.
В. Кинематика клапана или толкателя с тарелкой
при выпуклой форме кулачка, очерченной дугами
кругов. В этом случае кинематика толкателя или непосредственно
клапана имеет другой вид, чем при ролике, хотя форма кулачка
остается той же, что и раньше. При этом кулачки выполняются
в двух вариантах:
а) дуга радиуса г касательна к окружности нерабочей части
кулачка с радиусом /?; в этом случае форма кулачка та же, что
и рассмотренная ранее (фиг. 174);
б) дуга радиуса г касательна к окружности с радиусом
подобный кулачок приведен на 4
зом движение клапана начинается с момента
прикасания тарелки к кулачку в точке А, в то
время как в первом случае подъем клапана
происходит после того, как точка А повер-
нулась на угол рб от оси тарелки и исчез
термический зазор 6 между тарелкой и ку-
лачком.
Уравнения движения тарелки и клапана
для второго случая можно получить прямо
из уравнений, установленных для первого
случая, если в них положить 8 = 0 и уве-
личить радиус А* на величину 6. Поэтому в
дальнейшем ъсе соотношения будем рассма-
тривать для первого случая, когда дуга с
радиусом г касательна к окружности ку-
лачка с радиусом /?.
Профиль кулачка определяется радиусом
Угол <р получается, как и ранее, при помощи уравнении (261). При
этом необходимо иметь в виду, что довольно часто дуга CD
(фиг. 174) отсутствует, как на фиг. 176. В этом случае радиус
/?! представляет собой расстояние точки С до центра кулачка Ок.
При вращении кулачка тарелка движется поступательно, так
что ось толкателя или клапана всегда проходит через центр ку-
лачка (фиг. 177); радиус г, проведенный к точке касания из центра
F, параллелен оси толкателя. Поэтому при повороте кулачка на\_
угол ₽ от положения, при котором точка А лежит на оси толка-
теля, тарелка пройдет часть дуги АВ, центральный угол которой
равен 0.
Таким образом угол поворота кулачка £в, при котором сопри-
косновение с тарелкой (прошедшей по дуге АВ) будет в точке
В, равняется (фиг. 177):
РВ = Ф. (272)
Угол рс определяется (фиг. 177), как и ранее, при помощи
уравнения (263),
863
В некоторых случаях (при отсутствии дуги CD) удобнее зада-
ваться углом Рс, а не радиусом и; тогда величина подсчиты-
вается по уравнению (264).
а) Движение по дуге АВ. Расстояние тарелки от центра кулачка
при повороте последнего на некоторый угол р по фиг. 177 равно:
/? + й₽ = г—(г — /?)cosp.
Фиг. 177. Движение тарелки по
дуге АВ.
Таким образом путь тарелки
равен:
Лр==(г — /?)(1 — cos0). (273)
Угол поворота кулачка р6, не-
обходимый для преодоления тер-
мического зазора 8 (т. е. при
А₽6 = 8), определяется из сле-
Фиг. 178. Движение тарелки по
дуге ВС.
дующего соотношения:
cos рг = 1—(274)
Скорость тарелки равна:
rfft.
vp = ~ — (г — R) <ик sin ₽. (275)
Ускорение тарелки равно:
= (г — R) ад’. cos р. (276)
Эти уравнения применимы для изменения величины р в преде-
лах от 0 до
864
1
б) Движение rio дуге ЁС. Исходя из тех же соображений, что
и при движении по дуге АВ (фиг. 178), можем аналогично предыду-
щему написать:
Я 4- h%— гг -J- ГД — и) cos (Рс — 0)
или
= Г1 — R+(/?! — г,) cos (рс — ₽).
Скорость тарелки равна:
= (#i — G) sin (₽с~ ₽)
Ускорение тарелки равно:
7₽ = — (/?! — G) c°s (Рс—Р)-
(277)
(278)
В этих уравнениях вели-
чина р изменяется в преде-
лах от рв до рс.
Для примера на фиг.
179 приведена диаграмма
пути, скорости и ускорения
клапана с тарелкой для дви-
гателя Испано-Сюиза 12Н.
Эта диаграмма относится к
кулачку второго типа, у
которого термический за-
зор 8 выбран в теле ва-
лика, как представлено на
фиг. 176.
Г. Кинематика тол-
кателя с роликом при
тангенциальном ку
лачке. Тангенциальным
кулачком называется ку-
лачок, у которого дуга АВ
заменена прямой, касатель-
ной к окружности с радиу-
сом R (фиг. 180).
Если известны R, Rt и rlt то из трапеции OKABt(, у которой
угол Ок А В — прямой, имеем:
7? = п+(^1 — ^i)cos₽c
(279)
или
cosS — Ё-Г1
C0S ‘ с Ri — гг
Так как прямая АВ равна (Ал — и) sin ₽с, то
tg рв == ~ sin Рс
Я + р
(280)
(281)
В тех случаях, когда известен угол ₽с, величина rt опреде- •
ляется из уравнения (280), при помощи соотношения:
г __п Ri — В
Sfc 1 1-C0S3G
(282)
86*
а) Движение по прямой АВ. Рассматривай движение обращен-
ным (фиг. 180), видим, что в этом случае подъем ролика с толка-
телем обусловливается движением его по наклонной прямой Ав.
Поэтому подъем ролика h9 при повороте кулачка на угол р опре-
деляется из соотношения:
(R р -}- hp) cos р = р
или
(263>
Угол поворота ₽8, при котором исчезает зазор S, определяется
из соотношения:
„4#- =1 - рА-е <284)
В -р Р + о /? 4- р -j- о •
Скорость ролика будет:
= + (285)
и ускорение ролика:
/₽ = (/?+₽) (286)
Уравнения (283), (285) и (286) при-
менимы для изменения величины 0 в
пределах от 0 до рв.
б) Движение по дуге ВС. Движение
по дуге ВС ничем не отличается от слу-
Фиг. 180. Тангенциальный кула- чая выпуклого кулачка. Поэтому путь,
чок. скорость и ускорение ролика опреде-'
ляются по уравнениям (268)—(271).
Для примера на фиг. 181 приведена диаграмма пути, скорости
и ускорения клапана двигателя Фиат А-25, имеющего тангенциаль
ные кулачки.
Тангенциальные кулачки наиболее просты в производстве.
Однако они применяются сравнительно редко, так как при прямо-
линейной первой части профиля, ускорение клапана сильно возра-
стает по мере его подъема. Этот закон изменения ускорения не-
выгоден, так как следует сообщать клапану наибольшее ускорение
при его открытии, для того чтобы его подъем происходил с наи-
большей скоростью.
Д. Кинематика клапана. В том случае, когда кулачок
действует непосредственно на тарелку клапана (п. 5 В) путь, ско-
рость и ускорение клапана Акл, т>ил и jKB равны пути, скорости и
ускорению тарелки Ар, тр и /р. Однако движение клапана начи-
нается лишь после того, как кулачок повернется на угол ₽5 и тер-
мический зазор полностью исчезнет.
Если между клапаном и кулачком имеются толкатель, тяги и
рычаги (фиг. 182) или же один рычаг (при верхнем распределе-
нии), то кинематика клапана отличается от кинематики ролика и
366
толкателя. Эта разница обусловливается непараллельностью оси тол»
кателя и клапана, наклонным расположением тяги, неравенством
плеч рычага и их неперпендикулярностью к оси тяги и клапана,
а также непрямолинейностью движения конца рычага. Учет влия-
ния этих факторов за исключением неравенства плеч рычага сильно
усложняет подсчеты. Однако в большинстве случаев их влияние
невелико, поэтому возможно с достаточной точностью рассматри-
вать упрощенную схему механизма, приведенную на фиг. 182.
Как видно, в этом случае
кинематика клапана отличается
от кинематики ролика и толка-
теля лишь неравенством плеч
рычага; поэтому:
Фиг. 181. Диаграмма пути, скорости
и ускорения клапана двигателя Фиат
А_25.
Фиг. 182. Упрощенная
схема передачи движения
на клапан.
АКЛ = -^(А₽—8),
j ______ ;
./кл — j /₽•
(287)
6. Подбор профиля кулачка. При проектировании кулачка сна-
чала выбирают его тип, с учетом применяемого механизма распре-
деления, а также конструктивных и производственных факторов.
После этого подбирают профиль кулачка, руководствуясь следую-
щими соображениями:
367
а) Для удобства обработки рабочей поверхности кулачка его
начальный радиус R должен быть несколько больше радиуса ку-
лачкового валика. Величина /? сильно колеблется в отдельных
конструкциях, но в большинстве случаев равна 15 20 мм.
б) Разница в радиусах кулачка (/?! — /?) должна обеспечивать
максимальный подъем клапана /гКл при выбранном термическом
зазоре в клапане 8Кл- Таким образом при наличии рычага:
+ + (288)
*кл
Если кулачок действует непосредственно на тарелку клапана,
то очевидно:
Ri = R hKn 3M.
Подъем клапана обычно равен 10 ^-13 мм. Термический зазор
в большинстве случаев берется равным 0,2—5-0,5 мм. Однако для
выпуклых кулачков, действующих на тарелку клапана и сделанных
по типу, представленному на фиг. 176, этот зазор увеличивают до
2-5-3 мм.
в) При выпуклых кулачках величина радиуса г берется обычно
порядка 100-5-150 мм-, радиус г, в большинстве случаев бывает рав-
ным 5-5-10 мм.
г) Исходя из этих данных, можно определить углы Ро, и ₽с
поворота кулачка. Центральный угол дуги CD определяется по при-
нятой продолжительности всасывания или выхлопа.
Форму кулачка обычно делают симметричной. Поэтому поворот
кулачка на угол (Рс-|-Ро— Р5) должен происходить в течение поло-
вины периода всасывания или выхлопа. Если авс продолжительность
всасывания или выхлопа в градусах поворота коленчатого вала, то
или
Ро = -~^-(Рс-₽8),
(289)
где пк и п — числа оборотов соответственно кулачка и коленчатого
вала.
Таким образом угол а следовательно, и дуга кулачка CD
“вс пк
могут иметь место лишь в том случае, когда ——-> Рс — Pg- Если
имеется обратное соотношение, то это показывает, что при вы-
бранных радиусах дуг г и г\ клапан своевременно полностью
открыт быть не может; в этом случае необходимо радиус г уве-
личивать, а радиус — уменьшать.
В некоторых случаях для увеличения времени подъема клапана
угол делают равным нулю. При подобной форме кулачка клапан
находится в полностью открытом состоянии лишь весьма малый
ЗбЗ
промежуток времени, а затем начинает опускаться. При условии
рд = 0 величина угла ₽с определяется по уравнению (289):
д “вс Пк I □
= (290)
Угол рс и радиусы R, Ri и г вполне определяют форму кулачка,
поэтому при определении величины рс из соотношения (290), ра-
диус г\ надо вычислять по соответствующему уравнению.
В современных двигателях авс = 200-:-250°; фаза выхлопа
обычно бывает несколько больше фазы всасывания.
д) После определения профиля кулачка вычисляют кинематику
клапана и проверяют его ускорения и начальную или посадочную
скорость.
При движении по части АВ профиля кулачка силы инерции
клапанного механизма действуют на рабочую поверхность кулачка.
Во избежание чрезмерных нагрузок на механизм распределения
соответствующие ускорения допускаются не свыше 900-ь 1200 м[сек2.
Движение по дуге ВС связано с появлением сил инерции,
стремящихся отодвинуть клапан и другие детали механизма от
рабочей поверхности кулачка и тем самым нарушить выбранный
закон движения клапана. Сила упругости пружины должна превы-
шать силы инерции и тем самым всегда обеспечивать сохранение
контакта между рабочей поверхностью кулачка и роликом или
тарелкой. Так как применение очень жестких пружин связано
с рядом трудностей, то обычно ускорение клапана, соответствую-
щее этой части кулачка, делают не таким большим, как в первом
случае, и величина его не превышает 300 -т- 500 м/сек2.
Вследствие наличия термического зазора, начало открытия кла-
пана и посадка его на гнездо, происходят с некоторой конечной
скоростью t'pj, соответствующей повороту кулачка на угол .
В результате этой скорости механизм распределения испытывает
в момент открытия клапана некоторую ударную нагрузку; точно
так же в момент закрытия клапана происходит удар его о гнездо.
Во избежание поломок клапанного механизма под действием удар-
ных нагрузок величину скорости допускают не свыше
0,5-ь 0,6 м/сек.
Следует отметить, что последнее соображение не применимо
к кулачкам типа, показанного на фиг. 176. У этих кулачков дуга
с радиусом г касательна к окружности радиуса (/? + ?>), так что
начало открытия клапана и посадка его на гнездо происходят
с нулевой скоростью независимо от величины 8 и R (если зазор
между тарелкой и кулачком точно выдержан).
В том случае, когда полученный профиль кулачка дает кинема-
тику клапана, неудовлетворяющую указанным выше требованиям,
форму кулачка изменяют и производят новый расчет кинематики
клапана до получения удовлетворительных результатов.
7. Расчет клапанных пружин. Как уже отмечалось выше,сила упру-
гости клапанной пружины должна быть достаточной,чтобы воспрепят-
ствовать отставанию тарелки или ролика от кулачка в течение вто-
рой части пути клапана (с отрицательным ускорением). При полном
24 Обш. курс авиадвигателей. 1300 369
подъеме клапана деформация пружины, а Следовательно, и eg
напряжение максимальны. Поэтому расчет пружины на прочность
производят для этого положения, причем для определения тре-
буемой силы упругости исходят из действующей на пружину силы
инерции механизма распределения при повороте кулачка на угол рс,
соответствующий полному подъему клапана. Эта сила инерции
будет:
PJC ^Урыч I ^л> (291)
где Р?т — сила, действующая на пружину и возникающая в ре-
зультате силы инерции толкателя и тяги;
р. —сила, действующая на пружину от инерции рычага;
'рыч
Р. —сила инерции клапана и связанных с ним деталей.
'кл
Если у —ускорение клапана
угол рс, то ускорение толкателя и
в момент поворота кулачка на
тяги будет [уравнение (287)]:
bc~J^c~Q
а их сила инерции
= /ит/ =mT-Lj
С ‘кл ’
где т-, — масса толкателя и тяги.
Эта сила инерции, передаваясь при помощи рычага (фиг. 182)
на пружину, даст силу:
Pj =P'j-r — m
К Л о.
Рычаг вращается с переменной скоростью вокруг своей оси.
Момент от сил инерции равен:
где Урич — момент инерции массы рычага относительло оси вра-
щения,
—------угловое ускорение рычага.
В рассматриваемый
момент
'кл,',
Рыч
так что
М. — J
/рыч рыч
Этот момент будет давать на пружину силу:
AJ. 1
jj /рыч рыч •
'рыч /кл ~
370
Сила инерций клапана и связанных с нйм деталей равна:
Pj == ^кл J кла ’
•'кл КЛ₽С
где /«кл — масса клапана, всех движущихся с ним деталей и поло-
вины пружин.
Заменяя в уравнении (291) Р^, Р} и Pf их выражениями, по-
лучаем:
Рк=К О + Л- тг + "Ч j(292>
Для увеличения надежности силу упругости Ртпт делают на
50ч-150% больше, чем Pj , т. е.
Ртах = (Ъ5^-2,5)РУс.
Так как Ртах имеет
довольно значительную
величину, то для ее по-
лучения обычно устана-
вливают две или три
пружины. Установка не-
скольких пружин увели-
чивает, кроме того, на-
дежность работы, так
как при поломке одной
пружины клапан не про-
валивается в камеру сго-
рания.
При наличии двух пру-
жин требуемая сила упру-
гости распределяется ме-
жду ними следующим
образом:
(293)
Фиг. 183. Схема деформации клапанной пружины.
Plmax=--(0,6^0,7)Pmas,l
Р8тах = (0,3-Н 0,4)
(294)
где Р1гаах — сила упругости внешней пружины,
РгШах — сила упругости внутренней пружины.
После определения рабочей силы упругости каждой пружины их
расчет на прочность производится при помощи обычного уравне-
ния. Это уравнение применительно к внешней пружине (фиг. 182)
имеет вид:
(295)
где скр — допустимое на пряжение кручения, равное 4000 -ч- 4500 кг!см2.
Полная деформация пружины, необходимая для получения тре-
буемой силы упругости, зависит от числа рабочих витков i. Эта
* 371
Деформация должна быть достаточно большой, чтобы с уменьши
нием высоты подъема клапана сила упругости не уменьшалась
слишком быстро. В противном случае наблюдаются следующие
дефекты:
а) тарелка или ролик будут отставать от кулачка в момент
начала действия отрицательного ускорения при повороте кулачка
на угол ;
б) при работе двигателя с сильно прикрытым дросселем выхлоп-
ной клапан в течение наполнения будет подниматься с седла под
влиянием имеющегося разрежения в цилиндре; действующая при
этом на клапан сила приближенно равна:
г> к
Рр 4 ^Ра>
(296)
где d — диаметр горловины клапана,
— разрежение в цилиндре (0,4 -ь 0,6 лгг/слг2).
Обычно число рабочих витков берут для обеих пружин в пре-
делах от 7 до 11. При выбранном числе витков максимальная
деформация пружины, необходимая для получения требуемой силы
упругости, определяется при помощи обычного уравнения, которое
для внешней пружины имеет вид:
r.i D\ а
Атах Q i (297)
где 6 = 825000 /сг/слг2—модуль упругости при кручении.
При закрытом клапане предварительная деформация пружины
будет, очевидно, меньше /1шах на величину подъема клапана h^:
/ . =/ —Лкл. (298)
•'ниш •'imax 47
Соответствующая сила предварительной затяжки пружины
будет:
Р — Р Amin
imln imax f
J linax
Тем же способом можно вычислить силу затяжки внутренней
пружины Р . При этом, исходя из предыдущего, должно суще-
ствовать соотношение:
(299)
Р -4- Р Р
‘ 1mm л 2min р*
В противном случае число витков должно быть увеличено.
Проверка упругости пружины в момент начала действия отри-
цательного ускорения производится следующим образом:
В этот момент подъем клапана равен Лкл₽в и, следовательно, де-
формация пружины (применительно в внешней пружине) будет:
Лв==4т1п + Л'о,₽в (300)
Соответствующая сила упругости пружины равна:
р —р 11в .
IB Ijnin f
JJ nun
.47-2
(301)
Аналогично определяется сила упругости внутренней пружины Р
Таким образом сила упругости обеих пружин равна:
Рв—Р1в + Рцв.
(302)
Сила, действующая на пружину от инерции механизма, выра-
жается уравнением, подобным уравнению (292):
Чв. <303>
где /
Укл₽в
— отрицательное ускорение клапана при повороте ку-
лачка на угол
Для надежной работы Рв должно быть больше PjB на 50 -+-100°/о .
После окончательного выбора числа рабочих витков пружины,
общее число витков устанавливается на полтора-два витка больше,
так как крайние витки пружины необходимо подогнуть для полу-
чения опорных поверхностей.
8. Расчет механизма распределения на прочность. Силы, дей-
ствующие на механизм распределения, непрерывно изменяются.
Эги силы достигают наибольших значений в механизме выхлопного
клапана в момент его открытия, когда на их величину влияют
следующие нагрузки, действующие в одном направлении:
а) Сила, затрачиваемая на преодоление давления в цилиндре
при открытии клапана. Величина этой силы будет:
рг = ~^^Рг, (304)
где £>кл — диаметр грибка клапана,
Дрг— избыточное давление газов в цилиндре в момент откры-
тия выхлопного клапана.
Избыточное давление Дд может быть определено из расчетной
(фиг. 94) индикаторной диаграммы (в среднем Дд=Зч-4 кг! см2).
б) Сила упругости пружин, равная силе их затяжки при закры-
том клапане. В случае установки двух пружин величина этой силы
будет:
РBf = P . +Р . . (305)
г 1тш 1 2пип
в) Сила инерции клапана:
Pj = mK„J , (306)
'кл8 кл₽5
где —ускорение клапана в момент его открытия, т. е. при по-
вороте кулачка на угол ₽Б.
г) Момент сил инерции рычага:
лл Jp»". / .
/ирыч— Уклрз
(307)
373
д) Сила инеоции толкателя и тяг: /
Р -пы (308)
Учитывая действие этих нагрузок на отдельные элементы меха-
низма распределения, расчет их на прочность можно произвести
при помощи обычных уравнений сопротивления материалов.
В случае необходимости расчета механизма распределения
в какой-либо другой момент его работы действующие нагрузки
определяются в том же порядке.
§ 65. РЕДУКТОРЫ
1. Назначение. Редуктором авиационного двигателя называется
зубчатая передача от коленчатого вала к специальному валу винта,
служащая для понижения числа оборотов винта по сравнению
с числом оборотов коленчатого вала. При этом отношение числа
оборотов коленчатого вала к числу оборотов винта называется
степенью редукции.
Целесообразность применения редукторов диктуется усло-
виями работы винта. К. п. д. винта т. е. отношение мощ-
ности, используемой на движение самолета, к мощности, затрачи-
ваемой на вращение винта для геометрически подобных винтов
зависит в основном лишь от характеристики режима работы
винта X. Эта зависимость получается экспериментально, причем
1= ’ (309)
лв£>в
где v — скорость самолета в MjceK,
пв — число оборотов винта в сек.,
DB — внешний диаметр винта в м.
Мощность, затрачиваемая на вращение геометрически подобных
винтов, выражается уравнением:
ЛГв = Др.Р*Пв>
i о
(310)
где р—коэфициент мощности, зависящий лишь от X; эта зависи-
мость получается экспериментально,
р — массовая плотность воздуха кг‘Сек21л^.
Как уже отмечалось ранее (§ 58—2), одним из наиболее распро-
страненных методов понижения удельного веса двигателя является
увеличение его числа оборотов. Рассмотрим, как отражается увели-
чение быстроходности двигателя заданной мощности на условия
работы винта при отсутствии редуктора; высоту полета будем
считать неизменной.
Как видно из уравнения (310), при постоянной мощности двига-
теля, а следовательно, и пои постоянной величине новая вели-
374
чина диаметра винта при повышении числа оборотов до и,
где — новый коэфициент мощности винта.
Считая скорость самолета постоянной, величину Xt при повы-
шенном числе оборотов можно выразить, исходя из уравнения (309),
соотношением:
"в
, п D «в, /₽Л°'2/Яв '\0,4
Х1 = Х У’2^)0,6 = Х W ’ (311)
Отношение ^)°’2 само зависит от зшчений X; однако величина
этого отношения близка к единице, так что можно ограничиться
рассмотрением влияния лишь числа оборотов. При этом видно,
что с увеличением числа оборотов винта коэфициент X умень-
шается.
В пределах практически применяемых значений X его умень-
шение обычно связано с понижением к. п. д. винта т]в и, сле-
довательно, с падением мощности, используемой на движение
самолета.
Таким образом увеличение быстроходности двигателя заданной
мощности без редуктора связано с уменьшением полезной мощ-
ности вследствие ухудшения т]в. Во избежание этой потери мощ-
ности необходимо, несмотря на увеличение быстроходности дви-
гателя, сохранять X, а следовательно, и число оборотов винта по-
стоянным. Это достигается установкой редуктора.
Уравнение (309) показывает, что целесообразность установки
редуктора обусловливается также скоростью самолета. Незави-
симо от числа оборотов двигателя в случае полетов с малой
скоростью величина X может получаться настолько неблагоприят-
ной с точки зрения tqb, что для улучшения работы винта будет
необходимо понизить его число оборотов при помощи редуктора.
При этом величина X и, следовательно, величина т;в будут полу-
чаться достаточно большими, несмотря на малую скорость
самолета.
Применение редуктора связано с некоторым понижением эф-
фективной мощности двигателя (на 2-3%) вследствие механиче-
ских потерь на трение в зубчатой передаче и подшипниках вала
винта (§24). Однако получаемый выигрыш в к. п. д. винта в слу-
чае двигателей с числом оборотов свыше 1900 об/мин настолько
значителен (порядка 10%), что с избытком покрывает ухудшение
механического к. п. д. двигателя и оправдывает усложнение и
утяжеление конструкции двигателя, вызванное установкой редук-
тора. При меньших числах оборотов двигателя применение редук-
тора встречается довольно редко, так как оно не дает больших
преимуществ для нормальных самолетов.
875
2. Условия работы и общие сведения о конструкции. Совре-
менные редукторы весят в среднем 70-н90 г на 1 л. с. переда-
ваемой мощности. Подобный малый вес достигается применением
зубчатых колес небольших диаметров (что понижает габарит ре-
дуктора) и допущением больших напряжений в зубчатой передаче.
Эти напряжения являются следствием передаваемого эффектив-
следствием передаваемого эффектив-
ного крутящего момента двигателя,
который при малых размерах колес
дает весьма значительные окружные
усилия, действующие на зубья шесте-
рен . и обусловливающие нагрузку
подшипников.
Следует отметить, что необходи-
мость выбора малого габарита редук-
тора так же обусловливается жела-
нием понизить лобовое сопротивле-
ние двигателя при установке его на
самолете.
Фиг. 184. Схема нормальной ци-
линдрической передачи. •'
В современных редукторах применяется степень редукции
в пределах от 1,5 до 2, что соответствует скорости вращения
винта в среднем 1100-^-1500 об/мин. Эта степень редукции осуще-
ствляется двумя типами передач:
а) нормальной цилиндрической передачей при помощи двух
шестерен и
б) передачей при помощи планетарной или сателитной системы
шестерен.
Схема нормальной цилиндрической передачи приведена на
фиг. 184. Очевидно, что в этом случае степень редукции, т. е.
отношение чисел оборотов коленчатого вала и
винта будет:
Фиг. 185. Схема сате-
литной конической
передачи.
где
Zi — число зубьев шестерни, расположен-
ной на коленчатом валу,
г2— число зубьев шестерни, расположен-
ной на валу винта.
Схема сателитной конической передачи при-
ведена на фиг. 185.
Коническая шестерня zx соединена с колен-
чатым валом двигателя, а шестерня г3 жестко
связана с картером и, следовательно, непод-
вижна. Планетарная коническая шестерня z2
свободно вращается на своей оси, выполненной заодно с валом
винта. Она одновременно сцепляется, как видно из схемы, с ше-
стернями zt и zs.
При вращении коленчатого вала шестерня zx ведет ше-
стерню z2, которая получает при этом сложиое движение:
а) вращение вокруг своей оси и
376
б) качение по шестерням zt и z3, вызывающее вращение вала
винта в направлении вращения коленчатого вала.
Для более простого установления связи между степенью
редукции и числом зубьев следует рассмотреть обращенное дви-
жение.
Предположим, что всей системе придано обратное вращение
с числом оборотов винта. Тогда вал винта и связанная с ним ось
шестерни с числом зубьев г2 станут неподвижными, а закреплен-
ная на картере шестерня с числом зубьев z3 начнет вращаться
вместе с картером в направлении, обратном вращению винта, но
с его числом оборотов пв.
Вследствие обратного вращения, число оборотов шестерни
с числом зубьев zit установленной на коленчатом валу, уменьшится
на величину пв, т. е. будет равно: (п — пв).
Как известно, диаметр промежуточной шестерни не влияет на
передаточное число между ведомым и ведущим колесами. При
обращенном движении сателит на
вале винта вращается на непо-
движной оси и является промежу-
точной шестерней. Поэтому имеем:
л — яв гз
или
(313)1 Фиг. 186. Схема сателитной цилин-
' дрической передачи.
Уравнение (313) показывает, что для получения степени редук-
ции, равной двум, 23 должно быть равно zt. Это соотношение
может быть осуществлено при устройстве конических передач под
прямым углом.
На фиг. 186 приведена схема цилиндрической сателитной пере-
дачи. В этом случае степень редукции выражается так же уравне-
нием (313).
Сравнивая простую цилиндрическую и сателитные передачи,
необходимо отметить следующее:
а) цилиндрическая передача с двумя "шестернями значительно
проще и дешевле в производстве, чем сателитная;
б) при нормальной цилиндрической передаче вал винта распо-
лагается выше оси коленчатого вала двигателя; в случае двигате-
лей с водяным охлаждением это является скорей преимуществом,
так как облегчает покрытие двигателя обтекаемым кожухом, на-
зываемым капотом, и позволяет устанавливать винты большего
диаметра; в случае звездообразных двигателей с воздушным
охлаждением выступающий редуктор затрудняет охлаждение со-
ответствующих цилиндров, так что бесспорное преимущество
имеют сателитные передачи, при которых ось вала винта располо-
жена на продолжении оси коленчатого вала;
в) применение сателитных передач с несколькими сателитами
позволяет распределять нагрузку на несколько зубьев, в то время
377
как при нормальной цилиндрической передаче вся нагрузка вос-
принимается одним зубчатым сцеплением;
г) при нормальной цилиндрической передаче реакция окруж-
ного усилия сильно нагружает подшипники, тогда как при сате-
литной передаче окружные усилия, действующие на отдельные
сателиты, в значительной степени уравновешиваются, что разгру-
жает подшипники.
В настоящее время в практике применяются редукторы
с обоими типами передач. При этом в двигателях водяного охла-
ждения, обычно, устраиваются редукторы с нормальной цилиндри-
ческой передачей, а в двигателях с воздушным охлаждением —
с сателитной.
Примеры отдельных выполненных конструкций редукторов бу-
дут рассмотрены в дальнейшем при общем описании конструкции
некоторых двигателей (гл. XXIV).
3. Расчет зубчатой передачи. Для выяснения метода расчета
зубчатой передачи можно ограничиться рассмотрением лишь
случая нормальной цилиндрической передачи с двумя ше-
стернями.
А. Расчет на прочность. Найдем действующее усилие
на зуб шестерни. Среднее окружное усилие определяется из сред-
него эффективного крутящего мо-
мента двигателя. Этот момент
равен:
/Икр=71 620 — кг-см.
Тогда окружное усилие будет:
7’ = ^ = 71620—, (314)
Г1 п-гг ’
где гх—радиус начальной окруж-
ности шестерни, располо-
женной на коленчатом валу (фиг. 184).
Нагрузка на зуб несколько больше и определяется из следую-
щего соотношения:
(315)
cos а, 4
где а—угол зацепления.
Применяя обозначения, показанные на фиг. 187, напряжение из-
гиба можно выразить при помощи уравнения:
РI . 2
= ЛГг/ГЛГ2,
U'S*
~6~
где Ь — длина зуба.
Входящая в это уравнение величина s, представляющая собой
толщину зуба у начала закругления с радиусом р, обычно бывает
неизвестна. Доэтому s2 заменяют следующим выражением:
S2 = ty-bt,
Фиг. 187. Основные размеры зуба.
378
где у — коэфициент профиля, зависящий от угла зацепления «
числа зубьев; и
t—шаг зубьев.
Производя эту замену, получаем:
Р __ Р
Си y-b-t у^Р ’ (316)
, b
где у — у — отношение длины зуба к шагу, которое берется обыч-
но в пределах от 3 до 7.
Значения у для двух углов зацепления даны в следующей
таблице:
Число зубьев 15 20 30 40 50 60 70 80 90 100
Угол зацепления а 15° 0,075 0,09 0,10 0,110 0,113 0,115 0,117 0,118 0,118 0,118
20° 0,092 0,10 0,114 0,123 0,128 0,133 0,136 0,139 0,140 0,141
Шаг t определяется по уравнению:
/=#4^, (317)
г У^и
причем <ти выбирается равным 2500-н 3000 кг) см2.
Найденная величина t округляется, чтобы модуль передачи
соответствовал принятым стандартным значениям (во избежание
изготовления специального инструмента). После этого выбранная
ранее величина г2 несколько изменяется для того, чтобы получить
число зубьев zx целым.
Следует отметить, что ои относится к сечению зуба в месте
начала закругления с радиусом р. В дальнейшем напряжение мо-
жет увеличиваться или уменьшаться в зависимости от величины р.
При слишком малых р в месте перехода от зуба к ободу про-
исходит концентрация напряжений, вследствие чего их величина
становится больше вычисленной по уравнению (316). Поэтому ве-
личину р следует брать не менее
Б. Расчет на износ и нагревание. Помимо прочности,
зуб рассчитывается на износ и нагрев по следующему эмпириче-
скому уравнению:
(318)
>79
Величина W допускается не свыше 60000 кг об]мин см.
Для повышения поверхностной твердости зубья шестерен це-
ментируются или нитрируются.
§ 66. МАТЕРИАЛЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ В АВИАМОТОРОСТРОЕНИИ
Для получения минимального веса конструкций применяемые
в авиамоторостроении материалы должны обладать свойствами,
удовлетворяющими в максимальной степени тем требованиям,
которые предъявляются к материалу по условиям работы данной
детали. Как было показано в предыдущих параграфах, условия
работы различных деталей двигателя резко отличаются друг от
друга, вследствие чего к применяемым материалам предъявляются
самые разнообразные требования. Отсюда вытекает необходимость
применять при производстве двигателя разнообразные сорта мате-
риалов, причем правильный их выбор является весьма ответствен-
ной и сложной задачей.
Из металлов, идущих на изготовление авиационных двигателей,
больше всего распространены термически обработанные углеро-
дистые и специальные (легированные) стали, а также легкие,
главным образом алюминиевые, сплавы. Кроме того, в отдельных
случаях применяются бронзы, латуни, баббиты и специальные
сорта чугуна.
' Простая углеродистая сталь применяется лишь в отдельных
случаях, так как она не обладает достаточно высокими механиче- ‘
скими свойствами. Большей частью используют специальные стали,
механические и физические свойства которых улучшены присад-
кой различных специальных элементов, а именно: хрома, никеля,
кремния, марганца, вольфрама, ванадия, молибдена и пр.
Примесь хрома значительно повышает твердость и крепость
стали; однако при этом вязкость и тягучесть стали несколько
уменьшаются. До настоящего времени хромистая сталь не полу-
чила широкого распространения в авиационном моторостроении.
Присутствие никеля сильно увеличивает вязкость стали при
небольшом повышении ее крепости и твердости. Кроме того,
примесь никеля (как и хрома) увеличивает стойкость стали против
ржавления. В моторостроении никелевые стали применяются
главным образом при изготовлении небольших деталей, материал
которых не должен обладать большой твердостью.
Одновременное добавление хрома и никеля позволяет получать
стали, обладающие высокой крепостью и твердостью при доста-
точной тягучести и вязкости. В зависимости от химического со-
става и термической обработки, механические свойства хромони-
келевых сталей могут меняться в весьма широких пределах. По-
этому хромоникелевые стали получили большое распространение
и применяются при изготовлении ряда деталей.
Примесь кремния значительно повышает предел упругости,
поэтому в моторостроении кремнистые стали почти исключительно
идут на изготовление пружин.
Присутствие в стали марганца сильно повышает твердость и
крепость ее при небольшом понижении ее тягучести. Марганце-
880
йые стали не получили распространения в авиамоторостроенйи
хотя стали всех марок обычно содержат марганец как примесь.
Влияние примеси вольфрама примерно подобно влиянию при-
меси хрома, хотя при добавлении первого вязкость стали пони-
жается в несколько меньшей степени. В авиамоторостроении воль-
фрамовые стали не применяются, но вольфрам вводят в ряд спе-
циальных сталей для повышения их механических свойств и стой-
кости при высоких температурах.
Ванадий, более чем другие примеси, увеличивает вязкость
стали и ее сопротивление усталости; кроме того, добавка ванадия
значительно повышает твердость и временное сопротивление стали
на разрыв. В авиамоторостроении ванадий прибавляется главным
образом к хромистым сталям, идущим для изготовления прово-
локи и пружин.
Стали с содержанием молибдена и кобальта применяются
в моторостроении главным образом для изготовления клапанов.
Эти стали отличаются повышенной сопротивляемостью отпуску
при высоких рабочих температурах.
Помимо термической обработки, которой подвергаются все
стали, в некоторых случаях применяют химико-термическую обра-
ботку, при которой, кроме обычных термических процессов, про-
исходит изменение химического состава стали путем диффузии.
К химико-термической обработке стали относятся: цементация,
нитрирование и пр.
Процесс цементации (т. е. науглероживание поверхностного
слоя стального изделия путем соприкосновения при высокой тем-
пературе с отдающими углерод веществами) позволяет получить
высокую сопротивляемость изнашиванию поверхности стальной
детали; при этом часть металла, расположенная под цементиро-
ванным слоем (сердцевина), сохраняет высокую вязкость. Поэтому
цементация широко применяется при изготовлении деталей, под-
верженных поверхностному истиранию и находящихся под дей-
ствием ударных нагрузок.
Цементируемые стали должны иметь невысокое содержание
углерода (не свыше 0,16%). Наилучшие результаты, как с точки
зрения протекания процесса цементации, так и в отношении меха-
нических свойств, получаются при применении хромоникелевых
сталей.
Процесс нитрирования или азотизации (т. е. поверхностное на-
сыщение стального изделия азотом, происходящее в результате
соприкосновения с аммиаком при температуре около 500° Ц)
позволяет получить твердую поверхность стальной детали при вяз-
кой сердцевине. Процесс нитрирования имеет ряд преимуществ
по сравнению с цементацией вследствие отсутствия после нитри-
рования закалки, что дает возможность избежать трещин и боль-
ших короблений. Кроме того, азотированный слой обладает значи-
тельно более высокой поверхностной твердостью и сопротивлением
износу, а также большой сопротивляемостью коррозии.
Для нитрирования применяются специальные стали, содержащие
хром, алюминий и молибден. Хром позволяет получить азотиро-
ванный слой достаточной толщины при надлежащей вязкости и
> 861
Данные
Химический состав в °;о
1 № по порядку Марка стали Угле- род Крем- ний Марга- нец Сера Фос- фор Хром Ни- кель Воль- фрам Вана- дий Молиб- ден Алюми- ний Кобальт
С Si Мп S Р Сг N1 W Va Мо А1 Со
Цементируемые 1 ом (10) 0,05 0,15 0/J 0/5 0,65 0Д15 0Д15 0/0 0/0 — — — — —
2 хц (15ХА) 0/7 0,17 0,37 0/0 0,60 0/30 0/35 0,70 1,00 0/0 — — — — —
3 ЦК 0,10 0,16 0/5 0,20 0,50 0/25 0/30 0,20 0,50 1,70 2/0 — — — — —
4 XHI (12ХНЗА) 0,10 0,16 0,17 0/7 0,25 0,55 0/30 0/35 0/0 0,90 2,75 3,25 — — — — —
5 XMI 0,10 0,16 0/5 0,20 0,50 0/30 oSo 0,75 1,10 3,40 4,00 — — — — —
6 7330 0,10 0,15 0^5 0,20 0,50 0/30 0/30 1,25 1,75 3,25 3,75 — — — — —
7 Н5А 0,10 0,17 0/5 0/0 0/30 0/30 0/5 4,50 5,25 — — — — —
8 Н56 0,18 0,25 0/5 0/0 0,0/ oSo 0/5 4,50 5,25 — — — — —
9 И114 0,10 0,16 0,17 0,37 0,25 0,55 o/io 0,^5 1,35 1,65 4,10 4,60 0,80 1,20 или 0,25 0,45 —
882
Таблица 20
старей
Твердость материала в состоянии поставки Термообработка Механические качества после термообработки Назначение
Закалка Отпуск Коэфиц. крепости Предел текуч. Относит, удлин. Попереч. сжатие Ударное со п рот. Твер- дость по Бринел- лю
ав кг!ММ? сч а? 25 со О о о 40 о о" ст g X 04 ье Диаметр отпечатка Число твердо- сти 10/3000/30
92-121 Испытания не производятся — — — — — — — Сортовая и листовая сталь
1бВ 860° масло 760—800° масло 150—170° 60 40 15 55 10 4,6 3,5 170 302 Распределительные ва- лики и другие цемен- тируемые детали
ifo 860’ масло 760-800° масло 150-170° 60 40 15 55 12 СП сл 178 302 То же
197-269 860° масло 760—800° масло » 150-170° 90 70 12 55 12 3,75 3,20 260 363 Распределительные ва- лики, шестерни редук- тора и другие цемен- туемые детали: палец поршня, валики, ше- стерни, втулки, толка- тель, валик импеллера и т. д.
100 80 11 50 11 3,55 3,10 293 388
95 75 12 55 12 3,65 3,15 277 375
197—269 760—800° масло 150—170° 100 80 9 55 9 3,55 3,10 ° 93 388 Валики и конические шестерни
197-269 760—800° масло 150—170° 100 80 12 55 10 3,55 3,15 293 375 Валики, шестерни и пальцы поршня
197-269 760—800° масло 150-170° 95 75 11 55 10 3,65 3,20 277 363 Кулачковые шайбы
197-269 760—800° масло 150-170° 125 95 9 40 5 3,20 2,90 363 444 Вал передачи к агре- гатам
197—269 950- воздух 850s воздух 150-170° 100 75 12 50 12 ЗД) 341 Шестерни
383
№ по порядку Химический состав в %
Марка стали Угле- род Крем- ний Марга- нец Сера Фосфор Хром • Ни- кель Воль- фрам Вана- 1 дий Молиб- ден 1 Алюми- ний Кобальт
С Si Мп S р Сг Ni W Va Мо А1 Со
1 Азотируемые 10 53 AI хнвц (18ХНВА) 0,15 0,22 0,17 0,37 0,25 0,55 о,Но 0/35 1,35 1,65 4,10 4,60 0,80 1,20 ИЛИ 0,25 0,45 —
11 ХМАЗ (ХМ35ЮА) 0,30 0,38 0,17 0,37 0,30 0,60 0Ж) 0/35 1,35 1,65 ОДО — — 0,40 0,60 0,75 1,25 —
12 ХМА4 0,35 0,45 0,17 0,37 0,30 0,60 oSo 0/35 1,35 1,65 0/0 — — 0,40 0,60 0,8 1,20 — 1
I Конструкционные улучшенные 13 У2 (25) 0,20 0,30 0,17 0,37 0,50 0,80 0/45 0,045 0/0 0/0 — — — — —
14 УЗ (35) 0,30 0,40 0,17 0,37 0,50 0,80 0/45 0/45 0/0 0/0 — — — — —
15 У4 (45) 0,40 0,50 0,17 0,37 0,50 0,80 0/45 0/45 0/0 0/0 — — — — —
16 Х4 (38ХА) 0,34 0,42 0,17 0,37 0,50 0,80 0,930 0/35 0,80 1,10 адо — — — — —
384
Продолжение табл. 2С-й
1 Твердость материала в состоянии поставки Термообработка Механические качества после термообработки Назначение
Закалка Отпуск Коэфиц. крепости Предел текуч. Относит, удлин. Попереч.| сжатие ' Ударное сопрот. Твер- дость по Бринел- лю
сч * «у bi ? сч =1 bi £5 о о* о/о Ф А кгм/см2 диаметр отпечатка ; : Число твердо- сти 10/3000/30 ;
197—269 950° воздух 850° воздух 150-170° 120 95 10 45 10 3,25 3,05 352 401 Коленчатый вал, ше- стерни нагнетателя и вал импеллера Коленчатый вал, вал редуктора, шатуны и крышки Коленчатый вал, шату- ны, импеллер
850° воздух 150—170° 115 90 11 50 12 3,30 3,10 341 388
850° воздух 500—550° ПО 85 12 50 12 3,40 3,10 321 388
229-285 950° вода 600—670° масло 100 85 15 50 9 3,60 3,40 285 321 Гильзы цилиндра, вали- ки, шестерни, шестер- ня редуктора
229-285 950° масло 620—670° масло 100 85 15 50 10 3,60 3,40 285 321 Гильзы цилиндров
131-170 Без допол- нительной термо- обработки 43 55 24 18 50 —- 5,2 4,6 131 170 Мелкие детали
143-187 Без дополнитель- ной термообра- ботки 52 65 28 15 45 — 5,0 4,4 143 187 То же
178—229 Без дополнительной термообработки 60 70 32 13 40 — 4,5 4,0 178 229 Гильза цилиндра и мелкие детали
830° вода 500—550° 70 40 14 45 5 4,3 4,0 197 229
Без дополнительной термообработки 85 50 10 40 4,5 4,0 3,6 229 285
197—269 860* масло 500—590° 95 80 12 50 9 3,7 3,4 268 321 Гнльза цилиндра, втул- ка винта
25 Общ. курс авиадвигателей, 1360 385
№ по порядку Химический состав в о/о
Марка стали Угле- род Крем- ний Марга- нец Сера Фосфор’ Хром Ни- кель л S t? rt О Cl. со е- сз Я 5S со ж CQ (4 Молиб- ден Алюми- ний 1 Кобальт
С Si Мп S р Сг N1 W Va Мо А1 Со
| Конструкционные улучшенные 1 17 Х5 0,40 0,50 0Д0 ОДО 0,70 0^5 0ДО5 1,20 1,60 ОДО — — — — — и 1 1 г 1
18 ХН2 20ХНЗА 0,17 0,25 0,17 0,37 0,30 0,60 о,дао о,дао 0,60 0,90 2,75 3,25 — — — — —
19 ХН4 0,33 0,41 0% 0,25 0,60 0Д30 ОДЗО 1,20 1,60 3,00 3,70 — — — — —
20 ХТВ 0,35 0,45 0Д5 0,50 0,80 одзо о,дао 0,80 1,10 0,30 — 0,15 0,25 — — —
21 ХНВА 0,16 0,25 одо 0,25 0,50 одзо одю 0,70 1,10 3,70 4,60 — 0,20 ОДО — — —
22 Х5ВА 0,45 0,55 ОДО ОД 0,8 одаз ОДЮ 0,70 1,10 ОД — 0,15 0,25 — •— —
23 ХТМ (30ХМА) 0,25 0,32 0,17 0,37 ОДО 0,70 0,025 0Д5 0,80 1,10 ОДО — — 0,15 0,25 —- —
24 7320 0,35 0,45 < 0,35 0,40 0,80 0Д30 0,030 0,60 0,90 1,25 1,75 — — 0,15 0,25 — —•
25 ХНМ 4 0,38 0,46 0Д5 ОДО ОДОО одо 0,50 0,70 4,30 4,90 — — 0,70 1,20 — —
26 53А2 ХНВ 0,20 0,30 ОДО 0,25 0,50 0Д25 одо 1,30 1,70 4,00 4,70 0,80 1,20 или 0,25 0,45 — ——
886
Продолжение табл. 20
Твердость материала в состоянии поставки Термообработка Механические качества после термообработки Назначение
Закалка Отпуск Коэфиц. крепости Предел текуч. Относит, удлин. Попереч] сжатие Ударное сопрот. Твер- дость по Бринел- лю
кг/мм? СЧ го ь* со ь 8 ’/о ф % А кгм/см2 Диаметр отпечатка Число твердо- сти 10/3000/30 |
229-285 820° масло 590-650° масло 80 55 12 50 8 4,0 3,6 229 285 Гильзы цилиндров
197-269 820° 400-560° масло 100 85 10 55 10 3,55 3,30 293 341 Рычаги клапана, болты, шпильки, гайки
229- 285 820° масло 500-560° масло 115 100 10 50 6 3,25 3,00 352 415 Втулка винта, винтовые шестерни передачи
197—269 880° масло 620-680° вода 90 75 10 50 9 3,7 3,4 268 321
Г 241-285 850° масло 480—540° масло ПО 90 10 50 8 3,40 3,15 321 375 Клапаны впуска
— 860° масло 400—450° масло 130 ПО 10 45 — з! 363
197—269 880° масло 300—600° масло 95 80 12 50 9 3,7 3,4 268 321 в
ПО 85 8 45 6 3,5 3,2 302 363
130 105 5 40 5 3,2 2,9 363 444
229—285 850° вода ОтпуС’к на тре- бующую- ся твер- дость 100 85 12 55 10 3,55 3,40 293 321 Коленчатый вал (пе- редняя, задняя поло- вины) и шатун
ПО 95 12 50 8 3,35'331 3,15( 375
229—285 1000° масло 180° в те- чение 3 часов 180 160 5 10 5 2,70 2,50 514 601 Поршневой палец
229—285 850° масло 520-600° масло ПО 95 12 50 9 3,40 3,20 321 363 Шатуны и крышки, ко- ленчатый вал и вал редуктора
“387
[Проволока пружин I Пружиня, листовая сталь
1 № по порядку 1 Химический состав в °/о
Марка стали Угле- род Крем- ний Марга- нец Сера Фосфор Хром Ни- кель Воль- фрам Вана- дий Молиб- ден Алюми- ний Кобальт^
с Si Мп S Р Сг N1 W Va Mo Al Со
27 8160 0,25 0,37 2,00 3,00 0^5 0ДЮ о,озо 11,5 14,0 6,5 7,5 — — — — —
28 СХ8М 0,35 0,45 2,00 3,00 0,30 0,70 oSo о,озо 9,0 12,0 050 — — 0,70 1,30 — — А
29 8163 0,40 0,50 0,30 0,80 0J0 0,030 одо 13,0 15,0 13,00 15,0 2,00 2,75 — 0,40 0,60 — —
30 ЭХ12М 1,45 1,70 бЭо 0^5 о,So ОДО 11,0 12,5 — — 0,30 0,50 0,80 — —
31 ЭХ12К 1,10 1,40 0,20 0,40 0,20 0,50 0,М5 0Д5 11,0 13,0 ft50 — — 0,50 1,00 — 2,5 3,0
32 № 90 0,90 1,04 0,20 0,30 0,25 0,55 0^04 ОД —
33 50С2А 0,45 0,55 1,80 2,10 ft? 0,04 ОД — — — — — — —
34 6i/a 0,47 0,55 0,20 0,30 0,50 0,70 0Д1 ОД — — — — — — —
35 Х5ВА 0,45 0,55 0/0 0,6 0,035 0Д5 0,75 1,10 03 — 0,15 0,30 — — —
388
Продолжение табл. 20
Твердость материала в состоянии поставки Термообработка Механические качества после терм обработки Назначение
Закалка Отпуск Коэфиц, крепости Предел текуч. Относит, удлин. I Попереч. сжатие Ударное сопрот. Твер- дость по Бринел- лю
СП д га СП га * Со о o'" го ф % А кгм/см2 Диаметр отпечатка Число твердо- сти 10/3000/30 |
— Без термической обработки 120 80 10 25 — — — Клапан впуска
207-255 1000° масло 750—800° масло 95 75 10 40 3 3,50 3,20 302 363 Клапана впуска и вы- пуска
229-269 Испытания не производятся — — — — — — — Седла клапанов выпуска, клапаны выхлопа
207-255 То же —
207—255 То же — Ролик рычага, втулка ролика
— 760—770° масло 280-320° масло 130 — *5 — — —
— 875-900° 350-500° 130 115 *5 гГ — — —
— 875-900° 350—500° — — — — — —
— 840—860° 370—420° в тече- ние 2 часов 150 — — 30 40 — 3,08 2,79 393 481 Пружины клапанов
389
Данные лег
а) Алюминиевые сила
Марка или название сплава Химический со
Си Zn Si Ni Fe Т1 —-
Американский сплав 8% — — — — —
АС1 (немецкий сплав) 1,8-3,5 11-14 — — —
RR-50 1,2 — 2,2 1,3 1,1 0,18
АС8 (Силумин) — — 12—14 — — — ——«
АСЗ (нормальный поршне- вой) 12 — — — — —
АС5 (игрек — Y) 4 — — 2 — —
АС9 (RR-53) 2,25 — 1,25 1,3 1,4 0,1
N122 9,25—10,75 — — — 0,9-1,5 —
АСКШ4 RR-59 2 — 0,9 1 1,35 0,09 —
б) М а г н и е
Марка или название сплава Химический состав в °/о
А1 Мп Zn Ti Be Mg
Э1 6—7 0,3—0,6 0,8—1,2 0,2-0,35 0,01—0,03 Остальное
Э4 4,5-6,5 0,2-0,5 2,5-3,5 — — Остальное
Э5 9-11 0,2-0,5 — — — Остальное
Э6 7,5-8,5 0,1—0,3 — — — Остальное
390
Таблица 21
них сплавов
вы для литья и ковки
став в % Механические свойства Назначение
— Mg Al Коэфициент крепости а в KZ/ММ? Относитель- ное удлине- ние 8 %
— Остальное 12-16 0-2 Картервые сплавы
— Остальное 16—20 1—3
0,1 Остальное 16-17 4
— Остальное 17-20 4-10
— Остальное 14 — Для литых поршней
1,5 Остальное 19-22 1 Для литых поршней Для кованых поршней — с доба- влением 0,5% Mg
1,6 Остальное 22 3 Для литых поршней
0,15—0,35 Остальное — —
1,6 Остальное — — Для кованых поршней
вне сплавы
Механические свойства Назначение
св кг/мм^ 8 %
28 30 12 10 — Трубы мягкие Трубы твердые Обработка давле- нием
14 2 50 Сплавы для литья
21 1 70
13 2 55
881
прочности. Алюминий увеличивает твердость слоя, а молибден
повышает вязкость как слоя, так и сердцевины. Стали, пригодные
для нитрирования, довольно дороги, что является одним из недо-
стзтков этого процесса; кроме того, продолжительность и произ-
водственная стоимость процесса нитрирования выше, чем цемента-
ции. Однако в настоящее время разработаны ускоренные процессы
нитрирования, что позволит более широко применять азотирова-
ние сталей для ответственных деталей.
Азотированные стали с успехом применяются во всех случаях,
где требуется:
а) высокая поверхностная твердость при большой прочности
сердцевины;
б) высокая сопротивляемость изнашиванию при высокой по-
верхностной твердости;
в) твердость при высоких температурах и хорошая сопроти-
вляемость коррозии.
Данные наиболее употребительных марок сталей и типичные
случаи их применения приведены в табл. 20.
Из легких сплавов в моторостроении наиболее распространены
сплавы алюминия. В последних, помимо алюминия, основной соста-
вляющей большей частью является медь, повышающая крепость
и твердость сплава. Помимо меди, алюминиевые сплавы часто
содержат ряд других примесей, как то: марганец, никель, же-
лезо, кремний и пр. Эти примеси или улучшают механические
свойства сплавов, или облегчают условия производства из них
деталей.
Алюминиевые сплавы применяются главным образом для не-
сильно нагруженных литых (реже кованых) деталей двигателя.
Помимо алюминиевых сплавов довольно часто применяются
сплавы магния, называемые электроном. Основным преимуществом
электрона является легкость, так как его удельный вес примерно
на 40% меньше удельного веса нормальных алюминиевых сплавов.
Электрон, помимо магния, большей частью содержит алюминий,
цинк и марганец. Алюминий и цинк повышают механические
свойства магния, а марганец, кроме того, увеличивает стойкость
сплавов против коррозии.
Основные данные легких сплавов приведены в табл. 21.
Применение бронз в моторостроении основано на их антифрик-
ционных свойствах и устойчивости против коррозии. Помимо нор-
мальных оловянистых бронз (со специальными присадками), часто
используются специальные бронзы главным образом фосфористая
и алюминиевая.
Фосфористая бронза, благодаря очищающему действию фос-
фора (связыванию находящегося в меди кислорода), обладает вы-
сокими механическими свойствами и хорошо отливается. Приме-
няется она для литья вкладышей подшипников, работающих без
заливки баббитом.
Алюминиевая бронза применяется в моторостроении главным
образом для изготовления арматуры. Для повышения ее механи-
ческих свойств она обычно содержит примеси марганца и железа.
Данные применяемых бронз приведены в табл. 22,
89g
Таблица 22
Данные бронз, баббитов и чугунов
а) Бронзы
Марка или название Химический состав в % Назначение
Sn Pb А1 NI р Си
Свинцовистая бронза — 30 — — — Осталь- ное Подшипники
БрАН-10-1 — —*— 10 1 — Осталь- ное Антифрикционные и антикоррозийные под- шипники
БрОФ-10-1 10 — — — 1 Осталь- ное Подшипники
БрОС-8-12 8 12 — — — Осталь- ное Подшипники
б) Баббиты
Марка или название Химический состав в % Назначение
РЬ Sb Си Sn
Американский 0,35 4,5 4,5 Остальное Для заливки подшипников
Английский — 3,5 3,5 Остальное
Шарпи — 13 6 Остальное
ОСТ Б-83 — 11 6 Остальное
в) Чугуны
Химический состав в % Назначение
с '"'общ с ^связ Si Мп Р не более S не более Fe
3,0—3,6 0,5-0,8 1,4—1,8 0,6-0,9 0,7-1,0 0>12 Осталь- ное Отливка в песок Поршневые кольца
3.2 -3,8 0,5-0 9 1,7-2,5 0.4 - G,65 0,6-0,9 0,12 Осталь- ное Отливка в кокиль Направляющие втулки клапанов
8°3
Данные латуни
S * £ £ ST О Удлине- ние в о/о 20-5 30-10 35
S CU я tr « оз И Я 0) £ Сопроти вление разрыву кг/мм? 35-45 35—45 30
Сумма примесей S ол »—< o"
о Sb о о 0,005
м 1 м S <D 0,003 0,003
rt As О XO 0,02 0,01
О 1 ° J н e CO o' 0,15
о < 1 IO‘O
И Я л 0,02 1
CJ (D Zn сталь- ное сталь- ное
о о
ИМИ Pb 0,8—1,9 <0,1
Sn <0,25 <0,15
Cu s д in , 60,5-63,5
Для заливки вкладышей в
авиационных двигателях обыч-
но применяются высокооло-
вянистые баббиты, так как
они более пластичны и лучше
выносят ударную нагрузку.
Данные баббитов приведены
в табл. 22.
Поршневые кольца, а в не-
которых случаях и втулки де-
лают из специальных сортов
чугуна, данные которого при-
ведены в табл. 22. Детали
арматуры изготовляются из
латуни, данные которой при-
ведены в табл. 23.
ГЛАВА XIX
СМАЗКА И СМАЗОЧНЫЕ
МАТЕРИАЛЫ
§ 67. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ТРЕ-
НИИ И СМАЗКЕ
Движение двух соприка-
сающихся поверхностей отно-
сительно друг друга связано
с возникновением сил, препят-
ствующих этому движению.
Явление, обусловливающее по-
явление этих сил, называется
трением, а сами силы — силами
трения. Преодоление сил тре-
ния требует затраты некото-
рой работы, которая в конеч-
ном счете обращается в тепло
и идет на нагревание тру-
щихся поверхностей. Величи-
на силы трения зависит в
первую очередь от характера
движения одной поверхности
относительно другой. При
этом возможны два случая:
а) одна поверхность катит-
ся по другой; при этом
частицы обеих поверхностей
лишь прикасаются друг к дру-
гу без какого-либо относитель-
ного скольжения; место co-
rn
прикосновения поверхностей теоретически представляет собой
прямую линию (в случае катка или ролика) или точку (в слу-
чае сферы); появляющееся. при этом трение называется трением
качения;
б) одна поверхность скользит по другой, причем место сопри-
косновения представляет собой некоторую конечную площадь;
появляющееся при этом трение называется трением скольжения’
Силу трения принято связывать с действующей нормально на
трущиеся поверхности нагрузкой при помощи простого множителя,
называемого коэфициентом трения р-:
R=P-P, (319)
где Р— действующая нормально к трущимся поверхностям на-
грузка,
R — сила трения.
Величина и характер коэфициента трения р обусловливаются
типом трения и рядом других факторов, которые разобраны ниже.
1. Трение качения. Трение ка-
чения обусловливается главным об- « Р
разом тем, что ролик или шарик,
катящийся по плоскости, дефор-
мируется и вызывает смятие плос-
кости (фиг. 188). Поэтому площадь
соприкосновения представляет со-
бой не линию или точку, как в
теоретическом случае, а прямо-
угольник или круг. Эти деформа-
ции требуют затраты некоторого
момента MR на вращение ролика
и пи шарика, причем момент MR
Фиг. 188. Качение ролика по плос-
кости.
является моментом сил трения.
Коэфициент трения ih представляет собой в данном случае
плечо, на котором должна быть приложена действующая нагрузка Р,
чтобы получить момент, равный моменту трения MR, таким образом:
MR = ^P.
Коэфициент Pj выражается в единицах длины (см или м) и за-
висит в основном от характера трущихся поверхностей. Для роли-
ков pt = 0,002-4-0,007 см, для шариков Pi = 0,001-4-0,003 см.
Если считать, что сила трения R приложена на плече D
(фиг. 188), то
Mr = RD-,
следовательно:
A? = Pif = pA’.
(320)
Таким образом сила трения изменяется прямо пропорцио-
нально нагрузке и обратно пропорционально диаметру шарика
886
или ролика. Если привести коэфициент трения к общему виду с заме-
ной через fi, то этот коэфициент будет изменяться обратно
пропорционально диаметру.
Следует отметить, что сила R и момент трения не зависят
от скорости относительного движения поверхностей и их темпе-
ратуры.
2. Трение скольжения. В настоящее время можно различать
три типа скользящего трения:
А. Сухое трение, происходящее между абсолютно сухими по-
верхностями.
Б. Жидкостное трение, происходящее между поверхностями,
разделенными достаточно толстым слоем вязкой жидкости (смазы-
вающего масла).
В. Пленочное трение, происходящее между поверхностями, раз-
деленными лишь весьма тонкой адсорбированной пленкой масла,
исчезновение которой влечет появление не-
смазанных поверхностей и, следовательно,
сухого трения.
Практически все три типа скользящего
трения и, особенно, два последних могут
встречаться одновременно на отдельных •уча-
стках трущихся поверхностей. Однако их
следует рассмотреть по отдельности, по-
скольку каждый из них имеет свои харак-
Фиг. 189. Схема сухого терные особенности.
трения. А. Сухое трение. Схема сухого тре-
ния приведена на фиг. 189. Всякая поверх-
ность, даже обработанная наиболее тщательно, имеет мельчай-
шие неровности. Эти неровности тормозят движение одной по-
верхности по другой, причем происходит постепенное истирание
неровностей, связанное с поглощением работы и выделением
тепла.
Основные соотношения, существующие при сухом трении, были
установлены Кулоном и сводятся к следующему:
а) сила трения в покое (т. е. в начале движения) несколько
больше, чем в состоянии движения, но не зависит от скорости
последнего;
б) сила трения прямо пропорциональна нагрузке Р;
в) сила трения зависит от состояния и материала тру-
щихся поверхностей, но не зависит от их величины или темпе-
ратуры.
Все эти положения хорошо согласуются со схемой, представлен-
ной на фиг. 189. Так, например, при увеличении поверхности и при
неизменной величине нагрузки давление между поверхностями
уменьшится. Вследствие этого торможение каждой единицы по-
верхности будет меньше и общая сила трения останется примерно
постоянной.
На основании указанных выше положений видно, что коэфи-
циент трения р. в уравнении (319) зависит лишь от материала и
состояния поверхности и от того, рассматривается ли трение по-
3₽6
коя или трение движения. Величина р колеблется в зависимости
от этих факторов в пределах 0,20 н-0,45.
Б. Жидкостное трение. Схема жидкостного трения изо-
бражена на фиг. 190. В этом случае трущиеся поверхности разде-
лены настолько толстым слоем 8 смазки, что при их относитель-
ном движении соприкосновения между ними не происходит.
Поэтому сила, затрачиваемая на перемещение одной поверхности
относительно другой, может зависеть лишь от усилия, необходи-
мого для скольжения частиц масла относительно поверхности
или частиц масла относительно друг друга.
Сила сцепления между молекулами масла и поверхности назы-
вается силой прилипания или липкостью. Липкость масла во
много раз больше сил связи ме-
жду молекулами самого масла, по-
этому можно считать, что сила жид-
костного трения представляет со-
бой усилие, необходимое для относи-
тельного перемещения слоев масла,
расположенного между поверхностя-
ми, причем последние покрыты адсор-
бированными (прилипшими) пленка-
ми масла. Это усилие, являющееся
силой внутреннего трения масла, пря-
мо пропорционально относительной
скорости v перемещения поверхно-
стей и их площади F и обратно
пропорционально толщине свободного масляного слоя 8 (фиг. 190).
Таким образом
Р
Фиг. 190. Схема жидкостного
трения.
Коэфициент пропорциональности k называется коэфициентом
внутреннего трения или абсолютной вязкостью и обычно обозна-
чается буквой следовательно:
R — tvF
(321)
Как видно из этого уравнения, абсолютная вязкость показы-
вает величину силы внутреннего трения при перемещении двух
слоев масла, имеющих площадь F— 1 и отстоящих друг от друга
на расстоянии 8=1, если скорость движения одного слоя по отно-
шению к другому v=l. Величина абсолютной вязкости, соответ-
ствующая силе 1 дина при Ф=1 см/сек, F=1 см2 и 8=1 см, на-
зывается пуазом. Таким образом
1 ^=-Гда> = 1 ^.сек/см*.
Так как пуаз представляет собой довольно большую величину
вязкости, то последнюю довольно часто выражают в сотых долях
397
пуаза, называемых ценгпипуазами. При технических подсчетах Вяз-
кость обычно выражается в г^ек/см2 или в кг-сск/м2.
Уравнение (321), выражающее величину внутреннего трения
Смазывающей жидкости при жидкостном трении, дает также вели-
чину силы трения между движущимися поверхностями. Для того
чтобы привести это уравнение к виду уравнения (319), следует
ввести в его правую часть нагрузку Р. Получаем:
(322)
При этом коэфициент жидкостного трения
Г ЪР Ър'
где р— давление на трущихся поверхностях.
Величина вязкости зависит от химического состава масла,
а также от его давления и температуры. С увеличением темпера-
туры и с уменьшением
давления вязкость масла
понижается.
Толщина слоя масла8
между трущимися по-
верхностями зависит от
вязкости масла, скорости
относительного движе-
ния поверхностей v и дав-
ления на эти поверхно-
сти р. Поэтому уравне-
ние (322) не может слу-
жить для непосредствен-
ного определения силы
трения. Как отмечалось
выше, это уравнение при-
менимо лишь для пол-
ностью жидкостного трения, т. е. для того случая, когда выступы
трущихся поверхностей разделены масляным слоем и, следователь-
но, толщина свободного слоя масла 8 не равна нулю.
Условие образования подобного слоя масла возможно рассмо-
треть на примере скользящего подшипника (фиг. 191). При непо-
движной шейке (фиг. 191,а) она лежит на подшипнике, а соприка-
сающиеся поверхности разделены лишь адсорбированной пленкой
масла. При вращении шейки (фиг. 191, б), она увлекает концентрич-
ные слои масла (вследствие сил вязкости). Это масло попадает
в сужающийся зазор между шейкой и подшипником, где его да-
вление возрастает, так как торцевой зазор недостаточен для сво-
бодного истечения масла из подшипника. При достаточном повы-
шении давления масла шейка приподнимается, занимая некоторое
эксцентричное положение, и масло начинает перетекать в расши-
ряющийся зазор, где его давление резко падает.
398
Высота подъема шейки определяется условием, чтобы при су-
ществующем давлении масляного слоя, зависящего от давления
на подшипник, количество масла, вытекающего через торцевой
зазор и зазор 8 под шейкой, равнялось количеству масла, увле-
каемому шейкой при имеющейся скорости ее вращения и при
заданной вязкости масла.
Таким образом опорная шейка работает как насос, накачивая
под себя масло и держась на созданном ею масляном потоке.
Очевидно, что толщина этого потока будет возрастать при уве-
личении скорости вращения и вязкости масла и при уменьшении
давления на подшипник. При некоторой критической комбинации
этих величин давле-
ние масляного слоя
оказывается недо-
статочным для подъ-
ема всей шейки и в
этом случае жид-
костное трение ис-
чезнет.
На фиг. 192 при-
ведена зависимость
коэфициента трения
от числа оборотов
опорной шейки. Вет-
ви Ьс относятся
к случаю жидкост-
ного трения. Как
видно,с увеличением
числа оборотов, а
следовательно, и ве-
личины окружной
скорости, коэфици-
ент трения увеличи-
вается. Однако уве-
личение происходит
Фиг. 192. Зависимость коэфициента трения скользящего
подшипника от числа оборотов при двух значениях да-
вления.
ab—полужидкостное трение, Ьс — жидкостное трение.
менее интенсивно, чем это следует из урав-
нения (322), так как одновременно возрастает толщина слоя масла8,
влияющая на коэфициент трения в сторону понижения. При пере-
ходе на повышенное давление коэфициент трения понижается, но
менее сильно, чем это вытекает из уравнения (322), что является
следствием уменьшения толщины 8 масляного слоя.
Ветви ab не соответствуют общей закономерности и отно-
сятся к условиям работы подшипника, при которых жидкостного
трения в чистом виде не имеется. Таким образом точки b показы-
вают критический режим работы подшипника, начиная с которого
возникает чистое жидкостное трение. Как видно, с увеличением
нагрузки на подшипник точка Ъ смещается в сторону более высо-
ких чисел оборотов. Это объясняется тем, что в данном случае
давление масла, необходимое для подъема шейки, возрастает и при
существующих торцовых зазорах подшипника расход масла дол-
жен увеличиться. Однако при постоянной вязкости масла повы-
шение насосной способности шейки может происходить лишь при
зеэ
увеличении скорости ее вращения, так что переход к жидкостному
трению происходит при более высоких числах оборотов.
Влияние вязкости на величину р- подобно влиянию числа обо-
ротов: с увеличением вязкости величина р растет, но менее сильно,
чем по уравнению (322) при одновременном возрастании толщины
слоя 8. При слишком малой вязкости закон протекания величины р
резко изменяется, так как вследствие уменьшения насосного дей-
ствия шейки давление масла оказывается недостаточным для подъема
шейки и жидкостное трение нарушается.
Следует отметить, что утечка масла, препятствующая образо-
ванию давления, может происходить помимо торцовых зазоров
подшипника также через неровности опорных поверхностей шейки
и подшипника. Поэтому для увеличения допустимой нагрузки под-
шипника опорные поверхности должны выполняться возможно
более гладкими.
Фиг. 193. Схема пленочного трения.
Таким образом допустимая нагрузка на подшипник (из условия
сохранения жидкостного трения) увеличивается с возрастанием числа
оборотов, вязкости масла и гладкости трущихся поверхностей,
а также с уменьшением зазора между шейкой и подшипником.
При жидкостном трении коэфициент трения обычно равен
0,002-^0,02.
В. Пленочное трение. Когда существующие условия не по-
зволяют получить поток масла между трущимися поверхностями,
то их выступы, покрытые пленкой масла, начинают соприкасаться.
Получающееся при этом трение можно назвать пленочным, хотя
общепринятого названия трения этого типа не существует.
При пленочном трении, схема которого приведена на фиг. 193,
сопротивление движению одной поверхности относительно другой,
как и в случае сухого трения, обусловливается имеющимися неров-
ностями. Однако в этом случае поверхности разделены адсорби-
рованной пленкой масла, поэтому сила трения зависит от свойств
40Э
Фиг. 194. Зависимость коэфициента пле-
ночного трения от размеров молекул для
трех групп соединений: 1 — предельных
углеводородов, 2 — спиртов и 5 — жир-
ных кислот (по опытам Харди).
этой пленки и ее прочности: при недостаточной прочности пленки
часть трущейся поверхности совершенно освободится от масла
и в этих местах начнется сухое трение.
Пленочное трение несмотря на его большое практическое зна-
чение изучено значительно меньше, чем сухое или жидкостное.
Для перехода от сухого трения к пленочному достаточно иметь между
трущимися поверхностями масляную пленку толщиной в одну
молекулу. Прочность этой пленки зависит от сил сцепления между
молекулами масла и поверхности, т. е. от липкости масла.
Липкость (или иначе маслянистость) масла в основном обуслов-
ливается составом масла и материалом трущихся поверхностей.
Кислоты, спирты, ненасыщенные углеводороды и другие соедине-
ния с нессиметричными молекулами, обладают гораздо большей
липкостью, чем предельные углеводороды, молекулы которых сим-
метричны. Поэтому растительные (жирные) масла, содержащие
большое количество кислот,
имеют большую липкость, чем
минеральные масла, получаю-
щиеся в результате перегонки
и химической очистки нефти и
состоящие в основном из пре-
дельных углеводородов. Лип-
кость масел при соприкосновении
с цветными металлами (медью,
алюминием) больше, чем при
соприкосновении со сталью или
чугуном.
Для данной группы соедине-
ний величина пленочного трения
зависит от размеров молекул.
На фиг. 194 приведена экспери-
ментальная зависимость коэфи-
циента пленочного трения сталь-
ного сферического ползунка по
стальной поверхности от разме-
ров молекулы при применении в качестве смазывающих материалов
трех групп химических соединений: предельных углеводородов,
спиртов и жирных одноосновных кислот. Предельные углеводороды
брались от пентана (С6Н1а) до нонадекана (Ci8H40), спирты от ме-
тилового (СН3ОН) до гексадецилового (C1GHS3OH), а кислоты—
от капроновой или гексановой (С6Н12О2) до каприновой или дека-
новой (С10Н20О2). При этом величина коэфициента трения опреде-
лялась из усилия, которое необходимо было приложить для того,
чтобы ползунок начал двигаться. Таким образом в этом случае
рассматривалось так называемое трение покоя.
Как видно, наибольший коэфициент трения имеют предельные
углеводороды, а наименьший — кислоты; при этом во всех случаях
с увеличением размера молекул величина коэфициента трения
уменьшается. При переходе на другой материал поверхностей на-
клон линий остается неизменным, так как коэфициент трения изме-
няется на одинаковую величину независимо от размеров молекул.
Общ. курс авиадвигателей* 1300 ^01
Величина коэфициента плёночного трения Может быть ьыраженй
эмпирическим уравнением следующего типа:
И = Л-В— C(N—2), (323)
ч 1
где д—член, зависящий лишь от материала трущихся поверх-
ностей;
5 — член, зависящий от химической группы соединений, при-
меняемых для смазки;
С—изменение коэфициента трения при увеличении числа ато-
мов углерода в молекуле данной группы смазывающих
соединений на единицу;
N—число атомов углерода в молекуле смазывающего хими-
ческого соединения.
Таким образом коэфициент пленочного трения не зависит от
вязкости, а следовательно, и от температуры смазывающих мате-
риалов. Точно так же он не зависит от существующего давления
на трущихся поверхностях. Как видно, этот коэфициент резко
отличается от коэфициента жидкостного трения и по своему ха-
рактеру скорее приближается к коэфициенту сухого трения; отли-
чие его от последнего состоит лишь в том, что помимо материала
поверхности он зависит также от химического состава смазы-
вающих соединений.
Величина коэфициента пленочного трения в настоящее время
точно не установлена; приближенно можно считать, что она ко-
леблется в пределах от 0,05 до 0,2. При этом необходимо отме-
тить, что при данных условиях коэфициент пленочного трения
всегда меньше коэфициента сухого трения, но больше коэфициента
жидкостного трения.
Практически смазка пленкой масла может существовать в чи-
стом виде лишь при неподвижных поверхностях и достаточной
липкости смазывающих соединений. В начале движения одной
поверхности по другой прилипший адсорбированный слой молекул
масла увлекает (вследствие вязкости) другие слои, так что между
поверхностями возникает более толстая пленка масла, которая
местами разъединяет трущиеся поверхности. По мере возрастания
скорости движения одной поверхности по отношению к другой,
толщина этой пленки увеличивается. После достижения минималь-
ной толщины пленки, необходимой для полного разъединения не-
ровностей этих поверхностей, наступает полностью жидкостное тре-
ние. Трение, существующее при наличии частично пленочного, а ча-
стично жидкостного трения, обычно называется полужидкостным. На
фиг. 192 зона полужидкостного трения соответствует участкам кри-
вых ab; на этих участках с увеличением числа оборотов коэ-
фициент трения понижается, так как при этом возрастает значение
жидкостного трения, коэфициент которого ниже.
Полужидкостное трение может возникать не только при пони-
жении скорости относительною движения трущейся поверхности,
но также под влиянием всех факторов, уменьшающих толщину
масляной пленки: увеличения действующего давления, падения
вязкости масла и пр. Таким образом пленочное трение частично
Имеется не только в начале движения смазаннкх повепХност₽&
но и во всех случаях, когда существующие условия трения не обес
печивают получения масляного слоя достаточной толщины, необхо-
димой для получения полностью жидкостного трения.
Если при существовании пленочного трения адсорбированные
молекулы масла не обладают достаточной силой сцепления с по-
верхностью, то происходит местный разрыв масляной пленки и на-
чинается частичное сухое (полусухое) трение. Износ поверхностей
резко возрастает и в результате выделения большого количества
тепла может произойти заедание.
Жидкостное трение создает наилучшие условия работы, так
как при этом коэфициент трения, а следовательно, и потери на
трение минимальны. Кроме того, в этом случае изнашивание по-
верхностей имеет наименьшее значение и в теоретическом случае
равно нулю. Получение жидкостного трения возможно лишь при
достаточной вязкости масла, которое с этой точки зрения является
наиболее важным свойством смазывающего материала.
В тех случаях, когда не может быть достигнуто полностью
жидкостное трение появляется частично пленочное трение. При
этом коэфициент трения и возможность большого износа или за-
едания поверхностей обусловливаются липкостью смазывающих
соединений. Возможно, что помимо липкости могут оказывать
влияние и какие-либо другие свойства, зависящие от химического
состава применяемых смазывающих соединений.
Таким образом работа смазанных поверхностей в основном за-
висит от двух свойств масла: вязкости и липкости. Относительная
значимость этих свойств обусловливается характером имеющегося
трения: в случае жидкостного трения имеет значение лишь вяз-
кость, а в случае пленочного трения—липкость.
§ 68. СМАЗКА ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Общие сведения. Смазка двигателя преследует следующие
задачи: а) избежание чрезмерного износа, перегрева и заедания
трущихся поверхностей; б) уменьшение затраты индикаторной мощ-
ности на механические потери в двигателе; в) отвод тепла, вы-
деляющегося в результате работы трения на трущихся поверх-
ностях.
Помимо этих основных задач, в некоторых случаях систему
смазки используют не по прямому назначению в следующих целях:
а) Для специального охлаждения сильно нагруженных в тепло-
вом отношении деталей, например выхлопных клапанов или порш-
ней. Необходимо отметить, что последние при существующих сис-
темах смазки всегда в небольшой части охлаждаются маслом,
о чем более подробно сказано ниже; однако в некоторых кон-
струкциях применяется специальное охлаждение маслом, циркули-
рующим по днищу поршня.
б) Для обогрева карбюратора в двигателях воздушного охла-
ждения (см. ниже гл. XXII).
в) Для приведения в действие регулировочных и других при-
способлений. Так, например, в двигателях Испано-Сюиза система
* 4ПЗ
Смазки используется для поворачивания Дроссёлй перед нагйета*
телем, служащего для регулирования давления pk за нагнетателем
(§ 86). Надежная работа системы смазки с малой потерей смазываю*
щего материала зависит не только от ее выполнения, но также
и от физико-химических свойств смазочных масел. Поэтому по*
мимо ознакомления с существующими системами смазки, необхо*
димо также рассмотреть условия работы масла в двигателе и вы*
текающие отсюда требования к его свойствам.
2. Система смазки двигателя. Различают два основных типа
системы смазки: а) разбрызгиванием или барботажем и б) прину-
дительную под давлением.
При барботажной смазке производится разбрызгивание масла
на очень мелкие капли; это разбрызгивание осуществляется быстро
вращающимися деталями, в частности коленчатым валом. Вслед-
ствие разбрызгивания свободное пространство в картере напол-
нено мельчайшими капельками масла, которые постепенно прони-
кают в зазоры между трущимися поверхностями и осуществляют
их смазку. При смазке под давлением масло, сжатое до некото-
рого давления, поступает по трубке непосредственно на тру-
щиеся поверхности, где создается непрерывная интенсивная его
циркуляция.
В авиационных двигателях обычно осуществляется смешанная
система смазки: наиболее нагруженные поверхности смазываются
под давлением, а остальные барботажем. При этом системы цир-
куляции масла выполняются в двух вариантах: а) с маслонапол-
ненным картером и б) с сухим картером.
У современных авиационных двигателей применяется почти исклю-
чительно циркуляционная смазка под давлением при сухом картере.
На фиг. 195 изображена типичная схема циркуляции масла (мо-
тор водяного охлаждения Ролльс-Ройс „Кестрель").
Масло из бака поступает по трубке 1 в нагнетательную сту-
пень шестеренчатой масляной помпы 2. Из нагнетательной помпы
масло по трубке 3 проходит в магистраль высокого давления 4,
подающую масло к коренным подшипникам мотора. Избыточное
масло перепускается через редукционный клапан на отсасываю-
щую сторону масляной помпы.
Из коренных подшипников масло через сверления в коренных
шейках поступает во внутренние полости коленчатого вала и сма-
зывает шатунные шейки. Стенки цилиндра, поршень и поршневые
пальцы смазываются маслом, вытекающим с торцов коренных
и шатунных подшипников. Стекающее со стенок цилиндров и из
подшипников масло собирается в маслоотстойнике передней 14
и задней 15 частей нижнего картера.
Из нагнетательной помпы масло через специальный редукцион-
ный клапан подается к магистрали низкого давления 6 и 7, из ко-
торых первая подает масло на зубья шестерен редуктора 16,
а вторая питает маслом кулачковый валик и клапанный механизм.
Из магистрали 7 масло по трубке 8 отводится для смазки бензи-
новой помпы 9. Поднимаясь по маслопроводу 7, масло через свер-
ление в заднем подшипнике 10 кулачкового валика поступает
во внутреннюю полость кулачкового валика 11 и оси клапанных
404
♦ОА
коромысел 12. Вытекающее из
и коромысел масло собирается
подшипников кулачкового валика
на дне блока головок и стекает по
кожуху вертикальной передачи 13
Фиг. 196. Масляная помпа двигателя
Райт Циклон R-1820F3.
в нижний картер, попутно смазывая
шестерни вертикальной передачи.
Из переднего отстойника 14 масло
по трубке 18 через фильтр 17 по-
дается отсасывающей масляной
помпой 19 в задний маслоотстой-
ник 15, откуда через второй фильтр
вторая отсасывающая помпа 20
гонит масло в масляный радиатор
и в бак. Давление в главной на-
порной магистрали измеряется ма-
нометром 22.
Системы циркуляции масла с
сухим картером описаны также при
рассмотрении конструкции авиаци-
онных двигателей (гл. XXIV).
Масляныенасосыили помпы,при-
меняемые для создания циркуля-
ции масла, бывают различных типов.
Наиболее употребительными являются так называемые шестеренча-
тые помпы, как обладающие рядом преимуществ: наибольшей лег-
Я *
Фиг. 197. Схема работы шесте-
ренчатой помпы.
костью, компактностью, надежностью действия и пр.
На фиг. 196 изображены масляные помпы двигателя Райт
Циклон R-1820F3: нагнетательная слева и отсасывающая справа.
Для ясности схема работы шестерен-
чатой помпы приведена отдельно на
фиг. 197.
Помпа состоит из двух сцепленных
между собой одинаковых шестерен (как
это делается обычно), из которых одна
расположена на ведущем валике, а вто-
рая приводится во вращение от первой.
Поступающее масло попадает в полости
между зубьями и увлекается ими в на-
гнетательное пространство; таким обра-
зом создается поток масла через помпу.
При свободном выходе масла из помпы
его давление в помпе не повышается.
Повышение давления происходит лишь
в том случае, когда выход масла из помпы заторможен малым
проходным сечением каналов, по которым вытекает масло, и
обусловливается получением достаточной скорости истечения
масла -определенной вязкости при условии, что количество по-
ступившего в помпу масла равняется количеству ушедшего
масла.
Таким образом повышение давления масла в помпе зависит
от вязкости масла, числа оборотов помпы и величины проходные
сечений для выхода масла.
400
Давление в нагнетательной магистрали двигателя (фиг 1Q6\
регулируется редукционным клапаном 1. Как видно, шарик КЛа
пана прижимается к своему гнезду пружиной. Когда сила давле-
ния масла становится больше силы упругости пружины, клапан
поднимается и перепускает часть масла в полость низкого давле-
ния. Вследствие этого давление масла в нагнетательной магистрали
не может быть больше некоторой предельной величины, завися-
щей от силы упругости пружины. Последняя может регулиро-
ваться изменением предварительной затяжки ее при помощи винта 2,
положение которого фиксируется контрящей гайкой 3.
Допускаемое давление масла в магистрали обусловливается
желанием получить достаточную его циркуляцию при существую-
щих проходных сечениях (главным образом зазорах в подшипни-
ках) и заданной вязкости масла. В современных двигателях это
давление обычно бывает равным З-ь-8 кг/см2 (по манометру).
Опыты с прокруткой двигателя показывают, что двигатель ра-
ботает главным образом на жидкостном трении. Это вытекает
из следующих соображений:
а) При переходе на другое смазывающее масло мощность тре-
ния изменяется в ту же сторону, что и вязкость масла, а следо-
вательно, изменяется и коэфициент жидкостного трения, хотя при
этом коэфициент пленочного трения может изменяться в противо-
положном направлении;
б) с повышением температуры масла мощность трения двига-
теля значительно уменьшается; однако известно, что повышение
температуры резко понижает вязкость масла и коэфициент жид-
костного трения, не отражаясь на величине коэфициента пленоч-
ного трения.
Хотя в двигателе в основном имеется жидкостное трение,
но в отдельных местах, где относительная скорость трущихся
поверхностей невелика, а действующие давления имеют большую
величину, существует также полужидкостное или полусухое трение.
Сюда относится главным образом трение поршневых колец о стенку
цилиндра около в. м. т., трение пальца поршня и зубчатых передач;
кроме того, полусухое или полужидкостное трение может сущест-
вовать в отдельных точках трущихся поверхностей подшипников
и боковой поверхности поршня.
Таким образом сохранить в двигателе полностью жидкостное
трение не удается. Поэтому во избежание заедания поверхностей
или чрезмерных износов их, смазывающее масло должно обладать не
только достаточной вязкостью, но также и достаточной липкостью.
При циркуляции в двигателе масло подвергается значительному
нагреванию главным образом на стенках цилиндра и при сопри-
косновении с днищем поршня. Под действием высокой темпера-
туры происходит частичное окисление или, как говорят, оксида-
ция масла, связанная с изменением его состава и физико-химиче-
ских свойств. Последнее приводит к обесцениванию масла -как
смазывающего материала. Поэтому помимо смазывающих свойств
основным требованием, предъявляемым к маслу, является доста-
точная стойкость его против оксидации при его рабочих темпе-
ратурах в двигателе
407
3. Абсолютный и циркуляционный расходы масла. Расчет ма-
сляной помпы. Абсолютным расходом масла, или, просто, расходом
масла, называется потеря масла при его циркуляции в двигателе.
Эта потеря масла происходит почти исключительно в результате про-
никновения его в рабочую полость цилиндра, где оно под дей-
ствием высоких температур газов частично испаряется и сгорает.
Как уже упоминалось (§ 60 — 2), попадание масла в рабочую
полость цилиндра обусловливается наличием масляной пленки
на цилиндровом зеркале и пропуском масла через зазоры между
поршнем и поршневыми кольцами. Поэтому абсолютный расход
масла зависит почти исключительно от конструкции маслосбрасы-
вающих поршневых колец и плотности прилегания их к цилиндро-
вому зеркалу.
Для данного двигателя расход масла почти не зависит от раз-
виваемой двигателем мощности, т. е. от давления газов в цилиндрах.
С увеличением числа оборотов двигателя расход масла резко уве-
личивается, примерно по квадрату или кубу числа оборотов. Это
увеличение расхода объясняется возрастанием числа ходов поршня
и понижением эффективности работы маслосбрасывающих колец
вследствие повышения скорости поршня и уменьшения времени
истечения снимаемого со стенок цилиндра масла через сточные
отверстия в поршне.
Удельный расход масла, т. е. абсолютный расход масла на
1 л. с. ч. обычно дается для номинального режима двигателя.
В отдельных типах двигателей этот расход колеблется в пределах
от 5 до 20 г\л. с. ч.
Циркуляционным расходом масла называется количество его,
поступающее из помпы в масляную систему двигателя за единицу
времени. Обычно циркуляционный расход выражают в л!мин.
Величина циркуляционного расхода масла обусловливается тре-
бованием, чтобы оно не слишком нагревалось при проходе через
двигатель.
Температура масла на выходе из двигателя обычно не должна быть
выше 100-^110° Ц; при более высоких температурах вследствие
падения вязкости масла повышается его абсолютный расход и уве-
личивается износ двигателя. Для уменьшения поверхности масля-
ных радиаторов температура масла на входе в двигатель обычно
не меньше 60-4-70° Ц. Таким образом перепад температуры масла
в двигателях равен 25-4-50° Ц.
Количество тепла, сообщаемого маслу в двигателе, составляет
0,5-г-1,5% тепла, введенного в двигатель в виде химической энер-
гии топлива. Это составляет в среднем 12-г- 40 Кал/л. с. ч. Те-
плоемкость масла равна примерно 0,5 Кал!кг° Ц, а удельный вес
(для минеральных масел) — 0,9; поэтому для получения требуемого
перепада температуры масла его циркуляционный расход может
равняться 0,5-н 3,0 л\л. с. ч.
• Производительность нагнетательной масляной помпы из усло-
вий надежности берется обычно на 100-*-150°/о выше минимально
необходимого циркуляционного расхода масла. По производитель-
ности помпы определяют ее основные размеры, причем расчетные
уравнения зависят от типа помпы. При этом наибольший интерес
40»
представляет расчет шестеренчатой помпы, как наиболее часто
употребляемой на практике.
Теоретический объем масла, подаваемого за один оборот шесте-
ренчатой помпы (фиг. 197), равен объему впадин между зубьями
двух шестерен, образующих помпу. Можно приближенно считать
что объем впадин между зубьями равен объему самих зубьев!
В этом случае теоретическая подача помпы за один оборот равна
объему полого цилиндра, обнимающего зубья.
Таким образом теоретическая производительность помпы в ми-
нуту равна:
V' = tDhbna,
где D—диаметр начальной окружности зубьев,
h—высота зубьев,
b — длина зубьев,
пп — число оборотов помпы в минуту.
Действительная подача помпы V меньше теоретической, так как
часть масла перетекает в полость низкого давления через зазоры.
Это уменьшение учитывается при помощи коэфициента подачи
помпы т^: V-V'xi
V — v т|уп.
Начальный диаметр может быть выражен через число зубьев
и их модуль т:
D = zm.
Кроме того, можно считать, что
Л = 2т.
Делая соответствующие подстановки в первое уравнение, по-
лучаем:
V = 2 тс zm2b т] Vn пп. (324)
В этом уравнении величина V представляет требуемый цирку-
ляционный расход масла и при расчете помпы бывает задана. Коэ-
фициент подачи для новой помпы берется равным 0,8-j-0,9. По мере
работы помпы величина 7]Гп сильно уменьшается вследствие увели-
чения зазоров в помпе в результате износа трущихся поверхно-
стей. Однако связанное с этим падение производительности помпы
можно не учитывать, так как требуемый расход, как уже упоми-
налось выше, берется преувеличенным. Число оборотов помпы
обычно делается больше числа оборотов коленчатого вала; при
этом передаточное число к помпе большей частью берется равным
1,5. Из оставшихся трех величин (z, т, Ь) наиболее удобно зада-
ваться значениями т и Ь; тогда расчетное уравнение принимает вид:
у
Z~ ‘2т.т^т1уппп-
Величина модуля т обычно равна 2-нЗ мм; длина зуба
Ь^ 12-г-ЗО мм.
После вычисления числа зубьев z легко определить диаметр
начальной окружности D шестерни и все остальные ее размеры-
4Q9
При расчете отсасывающих помп требуемая подача берется на
50-4-100% больше, чем для нагнетательной помпы, что достигается
соответственным увеличением длины зубьев. Это объясняется глав-
ным образом тем, что при работе в двигателе масло вспенивается,
и от содержания воздуха объем масла, подлежащего откачке, зна-
чительно возрастает.
4. Окисление и загрязнение масла и нагарообразование. Добро-
качественное свежее масло прозрачно и обладает характерным цве-
том, зависящим от его сорта. Однако после нескольких часов
работы на двигателе масло совершенно меняет свой вид, стано-
вится мутным и приобретает темный, почти черный цвет. Измене-
ние вида масла объясняется его окислением, влияющим на хими-
ческий состав масла, а также загрязнением его посторонними
примесями.
Химический состав масла изменяется главным образом под дей-
ствием горячих газов в цилиндре. Кроме того, на химический
состав масла влияет соприкосновение его с горячими поверхно-
стями поршня, температура которых доходит до 250° Ц и выше.
Под действием высоких температур масло окисляется и полимери-
зуется, в результате чего в нем образуются кислоты, смолы и ас-
фальтены (темнобурые или черные аморфные порошки).
Интенсивности окисления масла способствует каталитическое
действие металлических поверхностей. В этом отношении наиболее
активны сталь и алюминий.
Образование в масле асфальтенов и еще более крупных угле-
родистых соединений называется его карбонизацией. Осмоление
и карбонизация масла делают его густым и клейким. Под дей-
ствием высоких температур такое масло может затвердевать, обра-
зуя очень прочную корку на поверхностях деталей.
Осмоление и карбонизация масла представляют наибольшую
опасность в поршневых канавках, так как вызывают засорение сточ-
ных отверстий в поршне и заедание поршневых колец. В резуль-
тате сильно возрастает расход масла и происходит поломка колец.
При дальнейшей работе температура поршня резко увеличивается
вследствие прорыва газов в зазор между поршнем и цилиндром,
что может повлечь заедание поршней и аварию двигателя. Во избе-
жание этого температуру поршня необходимо поддерживать доста-
точно низкой, чтобы химический состав применяемого масла не изме-
нялся слишком интенсивно.
Окисление масла в картере очень невелико вследствие невысо-
ких температур. Однако отдельные места поршня и верхней части
шатуна, обычно, покрываются темным налетом, появляющимся
в результате окисления масла.
Масло в двигателе чернеет от примешивания к нему мельчай-
ших частиц углерода или углеродистых соединений. Эти частицы
появляются в результате неполного сгорания молекул топлива, со-
прикасающихся с относительно холодными стенками цилиндра. По-
мимо примеси углерода, масло загрязняется пылью и песком, попа-
дающими в цилиндры вместе с воздухом, а также металлическими
частицами, отделяющимися от трущихся поверхностей деталей.
При работе двигателя поверхности камеры сгорания (главным
410
образом поршня) покрываются нагаром. На процесс нагарообпа-
зования влияет главным образом масло, так как нагар предста-
вляет собой в основном продукты неполного окисления молекул
образующих масло. Однако образование нагара зависит также
в небольшой степени и от применяемого топлива.
Нагар вредно отражается на работе двигателя, так как, обладая
плохой теплопроводностью, увеличивает температуру внутренней
поверхности стенок камеры сгорания. Вследствие этого повышается
склонность двигателя к детонации, а также возникает возможность
появления самовспышек (преждевременного воспламенения смеси).
Поэтому при работе двигателя, в эксплоатации, нагар периодически
удаляют путем простого механического отделения его от поверх-
ностей.
Окисление масла и загрязнение его посторонними примесями
ухудшают его смазывающие свойства. Поэтому через 10-ь20 час.
работы двигателя отработанное масло полностью заменяется свежим.
Для улавливания крупных посторонних тел, могущих попасть
в масло, устанавливаются на отсасывающей и иногда на нагнетатель-
ной линиях фильтры. Эти фильтры, имея довольно редкую сетку,
не могут улавливать металлические опилки, пыль и другие мелкие
примеси к маслу, так как величина этих частиц весьма мала и изме-
ряется сотыми долями миллиметра.
Отработанное авиационное масло в большинстве случаев после
очистки используется для смазки автомобилей .и тракторов. Однако,
учитывая его высокую стоимость целесообразнее его регенериро-
вать (восстанавливать). Методов регенерации масла в настоящее
время довольно много, но они еще не получили широкого распро-
странения в эксплоатации.
§ 69. ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К СВОЙСТВАМ
СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ, И ПРИМЕНЯЕМЫЕ МАСЛА
1. Общие соображения. Современный авиационный двигатель
и его эксплоатации предъявляют к смазывающим материалам целый
ряд требований. Первоочередными из них являются требования,
связанные с получением удовлетворительной смазки и касающиеся
вязкости и липкости смазывающих*материалов. Однако помимо
этого для применения в эксплоатации смазывающее масло должно
обладать целым рядом качеств, как то: малой окисляемостыо, ма-
лой способностью образовывать нагар, высокой температурой
вспышки, малым содержанием посторонних примесей и пр. Эти
качества более подробно рассмотрены ниже.
Наиболее надежным способом проверки основных качеств масел
является длительное испытание их на работающем двигателе. Про-
должительность подобного испытания обычно равна 100 часам,
причем оно разделяется на 10 этапов по 10 час. каждый. В резуль-
тате моторных испытаний определяется износ двигателя при работе
на данном масле, интенсивность нагарообразования, скорость окис-
ления масла и пр.
На основании этих данных делаются выводы о степени при-
годности испытуемого масла для данного двигателя.
4И
Моторные испытания масел отнимают много времени и очень
дороги. Поэтому текущий контроль качеств масел и предваритель-
ная оценка новых сортов смазывающих материалов производится
на основании их физико химических свойств. Некоторые из этих
свойств (например вязкость) имеют непосредственное отношение
к поведению масла в двигателе, а связь других с определенными
качествами масла устанавливается опытом его эксплоатации на
двигателях.
Помимо проверки качества масла определением некоторых фи-
зико-химических свойств, наличие которых для использования его
на двигателях обязательно, можно установить пригодность данного
масла для применения в широкой эксплоатации с точки' зрения
условий его хранения, транспортирования и пр. Таким образом сле-
дует рассмотреть не только требования, предъявляемые к авиацион-
ным маслам, но также и физико-химические методы определения
качества масла в лабораториях.
2. Требования, предъявляемые к свойствам смазочных мате-
риалов, и оценка этих свойств физико-химическими методами.
Основные требования касаются следующих свойств смазочных ма-
териалов: А) вязкости, Б) липкости, В) температуры вспышки,
Г) температуры застывания, Д) содержания смол, Е) коксообразо-
вания, Ж) кислотности, 3) посторонних примесей, И) удельного
веса, К) содержания ненасыщенных углеводородов и жирных
кислот.
Рассмотрим эти свойства по отдельности.
А. Вязкость. Вязкость масла обусловливает как существова-
ние жидкостного трения, так и величину его коэфициента, а сле-
довательно, и величину потерь на трение. При недостаточной вяз-
кости масла легко наступает полужидкостное трение, что приводит
к увеличению механических потерь и износа деталей. Слишком
большая вязкость точно также повышает механические потери,
хотя трение будет полностью жидкостным. Таким образом вели-
чина вязкости масла должна лежать в определенных пределах, обес-
печивающих получение жидкостного трения и гарантирующих
нормальную величину механических потерь.
Приборы, служащие для определения вязкости, называются
вискозиметрами. •
В применяемых вискозиметрах обычно определяется не абсо-
лютная вязкость в центипуазах, а некоторая условная величина,
зависящая исключительно от вязкости. В большинстве случаев
(в вискозиметрах Энглера, Сейболта, Редвуда) за эту величину
берут время истечения некоторого количества масла при строго
определенных условиях.
У нас в качестве стандартного принят вискозиметр Энглера. В этом
вискозиметре определяется время истечения 200 сл? испытуемого
масла при строго определенной его температуре. Для того чтобы
избежать некоторой неточности вследствие разницы в выполнении
отдельных приборов, это время сравнивают с временем истечения
200 см* дистиллированной воды с температурой 20°Ц. Это время исте-
чения называется водным числом прибора; величина водного числа
у исправного вискозиметра должна лежать в пределах 50-^52 сек,
41?
Отношение времени истечения 200 см? испытуемого масла при
определенной температуре к водному числу называется вязкостью
масла по Энглеру при данной температуре.
Вязкость масла очень сильно понижается с повышением темпе-
ратуры, как это видно из фиг. 198. Поэтому с точки зрения экс-
плоатации имеет значение не только величина вязкости при неко-
торой температуре, но также и характер ее изменения. Желательно,
чтобы это изменение было возможно менее интенсивным, так
как в противном случае при низких температурах вязкость масла
получается настолько значительной, что затрудняет запуск дви-
гателя.
Для того чтобы судить о степени влияния температуры на
вязкость масла, обычно величину вязкости по Энглеру дают при
двух температурах — при 50 и 100° Ц.
Б. Липкость. Как уже указывалось выше, липкость, или ма-
слянистость, масла является основным фактором, характеризующим
прочность адсорбированной пленки масла
на трущейся поверхности. Этим самым
липкость оказывает основное влияние на
характер пленочного трения.
В настоящее время точных критериев
для оценки липкости не установлено и
данные о липкости не.входят в нормаль-
ные технические условия на авиационные
масла.
В. Температура вспышки. Тем-
пературой вспышки называется минималь-
ная температура нагрева масла, при ко-
торой образовавшиеся над его поверхно-
стью пары вспыхивают при зажигании их
от постороннего источника (при помощи
пламени либо газа, либо машинного или
сурепного масла).
Температура вспышки ограничивает
температурные условия, при которых воз-
можно применение данного масла. Кроме
того, по температуре вспышки возможно судить об однородности
и химической природе масла.
Для определения температуры вспышки масло наливается в
чашку, подогреваемую снизу газовой горелкой. Время от времени
к поверхности масла подносят пламя и определяют температуру
масла, при которой происходит первая вспышка паров.
У нас наиболее употребительны два прибора для определения
температуры вспышки: Бренкена и Мартенс-Пенского. В приборе
Бренкена чашка с маслом устанавливается открытой и во время
нагрева масла улетучиваются наиболее легкие пары. В приборе
Мартенс-Пенского применяется закрытая чашка, и все пары масла
сохраняются на его поверхности, вследствие этого температура
вспышки на приборе Бренкена пслучается на 20-н30°1_1 выше, чем
на приборе Мартенс-Пенского. Температуры вспышек современных
авиационных масел лежат в пределах 200-5-260° Ll-
Фиг. 198. Зависимость вяз-
кости масел от температуры.
1 — масло ААС, 2—ка-
строль, 3 — касторовое
масло.
418
Указанная разница в методе определения температуры нёпышкй
по обоим приборам позволяет обнаруживать содержание в масле
легких нефтепродуктов, например бензина. В этом случае темпе-
ратура вспышки на приборе Мартенс-Пенского понижается гораздо
сильнее, чем на приборе Бренкена, так что разница в результатах
увеличивается до 120—г— 160° Ц.
Г. Температура застывания. Температурой застывания
масла называется температура, при которой уровень масла в про-
бирке после ее наклонения на 45° остается неподвижным в тече-
ние 5 минут.
Температура застывания имеет большое значение с точки зрения
условий эксплоатации двигателей в зимнее время, особенно на
далеком севере. Температура застывания современных масел ко-
леблется в пределах 15-т-20°Ц ниже ноля.
Д. Содержание смол. В смазочных маслах возможно при-
сутствие смолистых соединений. Количество этих соединений за-
висит от сырья, служащего для получения масла, а также от спо-
собов его производства.
Как уже упоминалось выше, под действием высоких темпера-
тур в двигателе в масле образуются смолы, которые в дальней-
шем переходят в продукты карбонизации масла, вызывающие
нагарообразование. Очевидно, что начальное содержание смол
увеличивает интенсивность карбонизации, а следовательно, и на-
гарообразования.
Количество смол в масле обычно определяется по так называе-
мому акцизному методу, при котором смесь бензина с маслом об-
рабатывается серной кислотой. Определенное этим способом коли-
чество смол должно быть не выше 3°/0.
Е. Коксообразован и е. Интенсивность коксообразования
масла до известной степени характеризует его склонность к на-
гарообразованию. Это объясняется тем, что механизм образования
кокса близок к механизму образования нагара.
Склонность масла к коксованию определяется в приборе Кон-
радсона, где масло равномерно прокаливается с недостатком воз-
духа. Получаемое количество кокса, выраженное в процентах от
количества масла, называется коксовым числом или коксом по
Конрадсону. В авиационных маслах коксовое число допускают не
свыше 1,2%.
Ж. Кислотность. В масле могут присутствовать три вида
кислот: неорганические, органические и нафтеновые.
Неорганические кислоты разрушительно действуют на металл,
так что присутствие их хотя бы в небольшом количестве считается
недопустимым.
Органические кислоты увеличивают липкость масла и поэтому
могут считаться полезными. Однако они ускоряют окисляемость
масла, следовательно, увеличивают смоло- и нагарообразование и,
кроме того, вызывают коррозию трущихся поверхностей. Поэтому
технические условия ограничивают содержание в масле органиче-
ских кислот, причем предельная величина их содержания зависит
от сорта масла.
Содержание органических кислот выражается в мг едкого кали
414
(КОН), необходимого для нейтрализаций кислот, содержащихся
в 1 г масла. Довольно часто это количество едкого кали пересчи-
тывается на количество серного ангидрида (SOs), необходимого
для его нейтрализации. При этом количество SO3 выражается в
процентах от количества масла. Для получения процента SOs сле-
дует количество мг КОН разделить на 14.
Нафтеновые кислоты присутствуют в небольшом количестве и
почти безвредны, так что их содержание в масле техническими
условиями не ограничивается.
3. Посторонние при меси. Посторонними примесями на-
зывают находящиеся в масле механические примеси, воду и золу.
Механические примеси (пыль, песок, волокна и пр.) являются
основной причиной засорения масляной системы. Кроме того, они,
как и. вода, ухудшают условия смазки, так что их присутствие в
масле не допускается.
Золой называется остаток, получающийся после полного выго-
рания масла и представляющий различные неорганические негорю-
чие соединения. Эти неорганические соединения попадают в масло
из сырья, служащего для получения масла и имеют самое разно-
образное происхождение. Зола входит как одно из составляющих
в нагар. Поэтому во избежание увеличения нагарообразования, до-
пустимое количество золы в масле ограничено.
И. Удельный вес. Удельный вес масла не отражается не-
посредственно на его свойствах как смазывающего материала.
Однако он до некоторой степени характеризует химический состав
масла, так как с увеличением молекулярных весов углеводородов
увеличивается также их удельный вес.
Удельный вес является наиболее легко определимой характери-
стикой масла. Поэтому в эксплоатации при помощи удельного веса
определяют принадлежность масла к какому-либо его сорту. В боль-
шинстве случаев величина удельного веса определяется при по-
мощи ареометра.
К. Содержание ненасыщенных углеводородов и
жирных кислот. Помимо перечисленных выше свойств, в слу-
чае растительных масел интересуются еще двумя их свойствами,
а именно: содержанием ненасыщенных углеводородов и жирных
кислот.
Содержание ненасыщенных углеводородов характеризуется иод-
ным числом, которое представляет собой количество грамм иода,
вступающего в соединение со 100 г масла. Содержание жирных
кислот выражается числом омыления. Число омыления представ-
ляет собой количество миллиграмм едкого кали, необходимого для
омыления всех жирных кислот, содержащихся в 1 г масла.
Присутствие ненасыщенных углеводородов и жирных кислот
повышает липкость масла, но одновременно увеличивает его окис-
ляемость и нагарообразование. Поэтому уменьшение иодного числа
и числа омыления против нормальной величины указывает на ухуд-
шение смазывающих свойств масла, а повышение этих чисел — на
Увеличение склонности масла к окислению и нагарообразованию.
3. Применяемые масла. Как уже упоминалось выше, в настоя-
щее время в авиации применяется два типа масел: минеральные и
415
растительные. Минеральные маСлй получаются в результате обра-
ботки нефти, а растительные масла являются продуктом обработки
некоторых растений. Из минеральных масел наиболее употреби-
тельным у нас является масло, известное под маркой ААС, из ра-
стительных масел — касторовое.
А. Минеральное масло ААС. Нефть представляет собой
механическую смесь самых разнообразных углеводородов, имею-
щих различные температуры кипения. При помощи разгонки этой
смеси (т. е. при помощи нагрева ее и последовательного выпари-
вания отдельных ее частей, фракций) можно выделить отдельные
группы углеводородов с выбранными пределами температуры ки-
пения. Эти группы углеводородов дают нефтепродукты, имеющие
весьма различное применение.
Остаток нефти после удаления из нее обработкой серной кисло-
той вредных примесей (смол, сернистых соединений и пр.) и от-
гона фракций с температурой кипения до 300° Ц называется мазу-
том. После отгона из мазута легких (с низкой вязкостью) масел:
солярового, веретенного и машинного, получающийся остаток и
представляет собой авиационное масло ААС.
Получаемое таким образом масло содержит значительное коли-
чество смол, вследствие чего мало стабильно при хранении и до-
вольно быстро окисляется при работе в двигателе. Для улучшения
качества масла его подвергают дополнительной обработке при
помощи специальных земель (зикеевская земля, гумбрин). Эти
земли, смешанные с маслом, при температуре 200-н300° Ц, обладают
способностью адсорбировать содержащиеся в масле смолы. В ре-
зультате действия земель масло может быть почти полностью
освобождено от примеси смол, что сильно повышает его качество.
Масла, обработанные при помощи земель, называются брайтстоками.
Масло ААС вырабатывается двух сортов: простое и типа брайт-
стока. В табл. 24 приведены основные данные обоих сортов масла
ААС.
Таблица 24
Данные масел Масло ААС Масло ААС-брайт- сток
Удельный вес при 15’ Ц 0,895ч-0,905 0,902ч- 0,905
Вязкость по Энглеру при 50° Ц 23,4 24,3
. » . . 100° Ц 3,16 3.23
Температура вспышки по Мартенс-Пенскому 230° Ц 225° Ц
Температура вспышки по Бренкену 246° Ц 245° Ц
Температура застывания — 20’ Ц — 15° Ц
Минеральные кислоты и щелочи Нет Нет
Органические кислоты, пересчитанные на проценты SO3 0,027 0,015
Смолистые соединения (по акцизному методу) .... ДО 3% Нет
Коксовое число по Конрадсону 0,97% 1%
Механические примеси Нет Нет
0,05% 0,04% '
416
J
Б. Касторовое масло. Касторовое масло Получается из
семян растения, называемого клещевиной. Это масло в основном
Таблица 25
состоит из глицерида рициновои
кислоты. Его основные данные
приведены в табл. 25.
Вследствие большой кислотно-
сти касторовое масло окисляется
в двигателе значительно быстрее,
чем минеральное. Кроме того, по-
вышенная кислотность не позво-
ляет применять касторовое масло
для смазки деталей, подлежащих
хранению. Вязкость касторового
масла ниже, чем минерального.
Таким образом при жидкостном
трении минеральные масла имеют
по сравнению с касторовым ряд
преимуществ.
Единственное в некоторых слу-
чаях незаменимое преимущество
касторового масла — это его пре-
красная липкость. Поэтому в тех
случаях, когда жидкостное тре-
ние не может быть в достаточной
степени соблюдено, работа дви-
гателя на касторовом масле дает
Данные касторового
масла
Удельный вес при 15* Ц. 0,9584-0,966
Вязкость по Энглеру:
при 50° Ц 15
„ 90° Ц 3
Температура вспышки:
по Мартенс-Пенскому 240° Ц
, Бренкену .... 275° Ц
Температура застывания —16° Ц
Минеральные кислоты
и щелочи Нет
Органические кислоты, пересчитанные на SO3
0,02%
Смолистые соединения . Нет
Иодное число 824-88
Число омыления .... 1764-186
Зола 0,01о/0
Механические примеси. Нет
значительно лучшие результаты, чем на минеральном.
Для того чтобы получить ма?ло с повышенной липкостью, но
без недостатков, присущих касторовому маслу, применяют смесь
минерального масла и касторового. Подобная смесь называется
кастролем.
г л АВА хх
ОХЛАЖДЕНИЕ
§ 70. Основные сведения о теплопередаче
1. Общие соображения. Как известно, рабочий процесс в ци-
линдре двигателя сопровождается значительной потерей тепла
в стенки (гл. III, § 13 и 29). Эта потеря тепла ухудшает экономич-
ность действительного цикла, причем соответствующее уменьше-
ние величины индикаторного к. п. д в современных авиационных
двигателях обычно не превышает 5-ч-6°/0.
Интенсивность потока тепла от рабочих газов во внешнюю
среду обусловливается имеющейся разностью температур и тепло-
вым сопротивлением (т. е. сопротивлением движению тепла) тел,
27 Общ. курс авиадвигателей. 1360 *
расположенных на пути следования тепла. Этот путь можно раз-
делить на три этапа:
а) передача тепла от рабочих газов в стенки;
б) движение тепла через стенку и
в) переход тепла от стенки во внешнюю, т. е. в окружаю-
щую цилиндр охлаждающую среду, которая может быть жидкой
или газообразной.
Очевидно, что температура стенок лежит между температурами
рабочих газов и охлаждающей цилиндр среды. Чем больше тепл< >-
вое сопротивление при передаче тепла от’рабочих газов к стенке
и чем меньше тепловое сопротивление при переходе тепла от
стенки в охлаждающую среду, тем температура стенки больше
приближается к температуре охлаждающей среды. С другой сто-
роны, перепад температуры рабочих газов и стенки будет возра-
стать с увеличением теплопередачи от газов к стенкам и теплового
сопротивления этому потоку тепла.
Практически температура стенок не может превышать неко-
1 орой предельной величины, так как в противном случае возни-
кает ряд неполадок в работе двигателя, из которых основными
являются следующие:
а) ухудшение смазки поршня и заедание поршневых колец
вследствие о смоления и карбонизации масла;
б) прогорание клапанов и растрескивание головок цилиндров
вследствие их высоких рабочих температур;
в) появление самовспышек свежей смеси от отдельных раска-
ленных точек камеры сгорания.
Условия перехода Тёпла от рабочих газов в стенки (а следова-
тельно, и тепловое сопротивление) зависят в основном от развивае-
мой двигателем мощности и при нормально применяемых формах
камеры сгорания не могут быть значительно изменены.
Таким образом теплоотдача от стенок в окружающую среду
должна быть достаточной для получения допустимой величины
их рабочей температуры. Отсюда следует, что потеря тепла в
стенки в отличие от других потерь энергии в двигателе не дол-
жна уменьшаться до минимально возможного значения. Наоборот,
потери тепла в стенки должны быть достаточными для того,
чтобы интенсивный отвод тепла от стенок позволил поддерживать
их температуру в допустимых пределах, сохраняя необходимую
разность между температурами рабочих газов и стенок. Поэтому
проблема уменьшения потерь тепла в стенки, обусловленная эко-
номичностью работы двигателя, практически превращается в обрат-
ную задачу, в задачу достаточного отвода тепла, т. е. охлаждения
двигателя с целью получения допустимых температур стенок.
Для более подробного рассмотрения вопросов охлаждения,
необходимо предварительно ознакомиться с основными соотноше-
ниями, имеющими место при передаче тепла.
2. Движение тепла через стенку. Согласно эмпирическому за-
кону Био и Фурье, количество тепла, проходящее через какое-либо
сечение твердого однородного тела, пропорционально времени,
площади сечения тела и скорости падения температуры по на-
правлению движения теплового потока.
41“
Скоростью падения температуры в данной точке тела и в не-
ко- >ром направлении называется понижение температуры в рас-
сматриваемой точке, отнесенное к единице длины тела. Очевидно,
что скорость падения температуры может быть различна в зави-
симости от того, в каком направлении по длине тела рассматри-
вается изменение температуры. Во всяком теле можно выделить
так называемые изотермические поверхности, представляющие
собой геометрическое место точек тела с одинаковой температу-
рой. В направлении, нормальном к изотермическим поверхностям,
температура изменяется с максимальной скоростью.
В этом же направлении движется
тепловой поток. Таким образом закон
Био и Фурье дает связь между пото-
ком тепла и максимальной скоростью
понижения температуры, называемой
температурным падением, или темпера-
турным градиентом.
Рассмотрим движение тепла через
плоскую стену с площадью Fj и тол-
щиной 8 (фиг. 199). При этом можно
считать, что изменение температуры по
толщине стенки одинаково для всей
стенки. В этом случае изотермические
поверхности внутри стенки предста-
вляют собой плоскости, параллельные
внешним поверхностям.
Пусть в плоскости, отстоящей на
расстоянии х от внешней стороны стенки
и имеющей температуру t, уменьшение
температуры равно dt на толщине стенки
dx. Тогда -^, т. е. частная производ-
ная температуры по толщине стенки
Фрг. 169. К определению потока
тепла через плоскую стенку.
(в направлении, нормаль-
ном изотермическим поверхностям) представляет собой темпе-
ратурный градиент в этом месте стенки. На основании закона
Био и Фурье количество тепла dqi, проходящее через рассматри-
ваемое сечение за время dt, равно:
dq^ — kF^dt,
где k — коэфициент про: орциональности.
Знак минус в правой части уравнения является следствием того,
что поток тепла считается положительным, в то время как тем-
пературный градиент очевидно, всегда отрицателен.
Коэфициент пропорциональности k называется коэфициентом
теплопроводности и обычно обозначается буквой X. Так как обычно
сечение и длину берут в м, время в часах, а температуру в °Ц,
то легко заметить, что размерность X будет Кал/м °Ц час. Вели-
* 41Я
чина к зависит в основном от материала стенки. Вводя в приве-
денную выше формулу обозначение к, получаем:
= — к Fx dx,
(326)
Количество тепла dq2, проходящее через сечение, отстоящее
от первого на величину dx, будет:
^2“ — дх{^~^~дх^х )
< с- I dt . d!t , \ ,
= — к Л д + ТГ“5 dx ]dx.
1 \ дх 1 дл2 J
Таким образом количество тепла, оставшееся внутри объема
стенки Fxdx, выразится уравнением:
dq = dqv — dqa = lF1^dx dx. (327)
Это количество тепла должно вызвать увеличение температуры
рассматриваемого объема.
Так как скорость повышения температуры по времени
dt
равна то при втом существует следующее соотношение:
dq = -^dxF1dxc, (328)
где с — объемная теплоемкость материала стенки.
Сравнивая между собой правые части уравнений (327) и (328),
получаем:
k F. dx dx = cFr ~ dx dx
' OX* Ox
или
дх с дх2 адх2 ‘
(329)
Величина а = — называется температурной проводимостью.
Уравнение (329) является исходным для решения задач, связан-
ных с вопросами нагревания или охлаждения стенки. Однако
условия охлаждения двигателя обычно рассматриваются при уста-
новившемся тепловом состоянии (d^ = 0), т. е. для того случая,
когда распределение температур по стенке и тепловой поток с вре-
менем не изменяются. При этом условии |~s=0- Следовательно,
на основании уравнения (329) имеем:
л-о
И
f=Ctx + C2, (330)
где Сг и С2 — постоянные интегрирования.
Таким образом при установившемся тепловом состоянии изме-
нения температуры по толщине стенки происходят по линейному
закону.
420
Постоянные Сг и С9 определяются на основании пограничных
условий. На фиг. 200 приведено изменение температуры по тол-
щине стенки. Если более горячая сторона стенки имеет темпера-
J а более холодная tW4, то
при
туру
при
Применяя эти
получаем:
условия к уравнению (330),
С2 = ^
Следовательно,
вид:
~ 8 ‘
уравнение (330) принимает
Фиг. 200. Изменение
температуры внутри
плоской стенки при
установившемся теп-
ЛОВОМ состоянии.
g Л I ‘'«I,"
Так как в этом случае:
= = const,
дх 8
(331)
----—. W2 ’
х = 0 t=tWi
и
и
t =
то количество тепла, проходящее через любое сечение стенки за
время dt, определяется при помощи уравнения:
dg^-iF^ dt=M\
Таким образом скорость прохождения тепла через стенку бу-
дет:
^ = ^ = 1^^-^) Кал/час. (332)
Полученное уравнение, выведенное для плоской стенки, может
применяться с небольшой погрешностью и для цилиндрических
стенок, у которых отношение их толщины к радиусу кривизны
невелико. В частности, оно может быть использовано при рас-
смотрении потока тепла через стенки цилиндра двигателя.
3. Сообщение и отвод тепла. Сообщение или отвод тепла от
стенки может происходить двумя способами: а) соприкосновением
между стенкой и жидкостью и б) при помощи излучения тепла.
Рассмотрим оба способа по отдельности.
Теплопередача соприкосновением происходит под действием
двух явлений: конвекции и теплопроводности. Механизм передачи
тепла наиболее удобно рассмотреть на наиболее простом примере:
охлаждении тонкой пластины потоком жидкости, причем под сло-
вом „жидкость" в дальнейшем следует понимать не только ка-
пельно-жидкие тела, т. е. жидкости в узком смысле этого понятия,
но также и упругие жидкости, т. е. газы или пары.
При движении потока жидкости вдоль пластины у поверхности
последней образуется зона, в которой скорость жидкости умень-
421
шается до нуля. Эта зона называется пограничным слоем. Схема
пограничного слоя (по Карману) приведена нафиг.201. Как видно,
пограничный слой возникает у края А пластины, находящегося
под действием набегающего потока жидкости.
Сначала на длине пластины АС движение всех частиц жид-
кости в пограничном слое происходит по параллельным траекто-
риям. Подобный поток жидкости можно рассматривать состоящим
из ряда бесконечно малых струек, которые, обладая различными
скоростями, не смешиваются друг с другом. Поэтому такое дви-
жение жидкости называется струйным, или ламинарным. Макси-
мальной скоростью обладают струйки, находящиеся у внешней
границы пограничного слоя, причем эта скорость весьма близка
к скорости свободного потока. По мере приближения к поверх-
ности пластины скорость струек уменьшается и у жидкости, при-
мыкающей к поверхности пластины, она почти равна нулю.
Фиг. 201. Схема пограничного слоя у поверхности плоской пластины
(по Карману).
Уменьшение скорости жидкости в пограничном слое является
следствием сил внутреннего трения, т. е. вязкости, на преодоление
которой должна затрачиваться некоторая величина количества
движения. Эта потеря количества движения, как и сама вязкость,
обусловливается перемещением молекул жидкости нормально
к траектории ее движения. Ударяясь о поверхность пластины,
молекулы передают ей некоторый импульс за счет уменьшения
своего количества движения; в дальнейшем вследствие своего
поперечного движения эти молекулы переходят в более удаленные
от стенки струи и/уменьшают их скорость. Таким образом умень-
шение скорости струек по мере приближения к поверхности пла-
стины обусловливается происходящим между ними обменом
молекул.
По мере удаления от начала пластины толщина пограничного
слоя плавно увеличивается (фиг. 201) до некоторой критической
точки С; в этой точке происходит изменение структуры слоя, со-
провождаемое резким увеличением его толщины. После крити-
ческой точки ламинарное движение жидкости в пограничном слое
в основном исчезает и его заменяет движение другого типа, при
котором основное движение жидкости по потоку сопровождается
рядом побочных движений отдельных частиц жидкости в различ-
ных направлениях. Подобное движение жидкости называется тур-
булентным. Таким образом турбулентное движение отличается от
ламинарного тем, что при нем имеет место не только беспорядочное
молекулярное движение, но также и беспорядочное движение
частиц жидкости (молярное движение).
422
в турбулентной области пограничного слоя, как и в ламинарной
области, скорость движения потока жидкости уменьшается. Однако
это происходит гораздо медленнее и обусловливается главным
образом потерей количества движения в результате внутреннего
трения при молярном движении.
Хотя после критической точки в пограничном слое имеется
главным образом турбулентное движение, около поверхности все
ясе остается очень тонкий ламинарный слой. Этот слой называется
субпограничным слоем. По мере удаления от критической точки
толщина турбулентного пограничного слоя увеличивается, тогда
как толщина субпограничного слоя остается примерно одинаковой.
Место критической точки определяется при помощи числа
Рейнольдса Re, которое, как известно, выражается следующим
уравнением:
Re=^, (333)
где — скорость свободного потока [м/сек];
х—расстояние от начала пластины до рассматриваемой точ-
ки [л/];
v — кинематическая вязкость (т. е. отношение абсолютной
вязкости жидкости к ее плотности) [м2/сек].
Характер пограничного слоя всегда изменяется при примерно
одинаковых (критических) значениях Re (для тонких пластин—
200000-4-300000). Исходя из этого, возможно определить примерное
расстояние х = 1кр от передней кромки пластины до критической
точки при существующих значениях и v. При нормальных ат-
мосферных условиях на земле (15° Ци 76О.лшрт. ст.) величина v =
= 14 10~6 м2/сек, считая /?екр = 250000 /кр будет при ®2 = 41,8 м/сек
[150 км/час] равно около 84 мм, а при i»2==69,5 м/сек [250 км/час]
/кр = 50,5 лмг. С повышением температуры и понижением давления
воздуха кинематическая вязкость увеличивается, в результате чего
I растет. Так, например, при повышении температуры воздуха
до 100° Ц величина v возрастает от 14- 1(Г6 до 21,2- КГ6- Вслед-
ствие этого при ^2 = 41,8 м/сек величина /кр увеличивается от 84
до 127 мм.
Толщина ламинарного пограничного слоя &л на расстоянии х от
начала пластины определяется по уравнению Блазиуса:
8-=4'5^=4’5(^Гл‘- (334)
Это уравнение применимо лишь для значений х^1кр; при
х>/кр образуется турбулентный пограничный слой, толщина кото-
рого 8Т может быть получена при помощи уравнения Кармана:
X _____V V \0.16 (335)
’г=0.2да“0.2(^) х^я.
428
Толщина ламинарного субпограничного слоя очень невелика;
приближенно она определяется по уравнению: /
8' = 200— м. (336)
Выше было указано, что при нормальных атмосферных условиях
и v -—41,8 м/сек расстояние от начала пластины до критической точки
равно l’ —84 мм. В этой точке ламинарный пограничный слой
имеет максимальную толщину, которая по уравнению (334), равна
0,755 мм- Толщина турбулентного пограничного слоя в этой же
точке по уравнению (335) равна 2,61 мм. По мере удаления от
переднего края пластины толщина турбулентного пограничного
слоя возрастает и на расстоянии 150 мм достигает величины в
4,28 мм. Толщина субпограничного слоя остается одинаковой и по
уравнению (336) равна лишь 0,067 мм.
Согласно теории Рейнольдса и Прандтля теплопередача сопри-
косновением и внутреннее трение являются следствием одного и
того же физического явления. Потеря количества движения при
молекулярном или молярном движении в результате внутреннего
трения, обусловленная передачей импульсов, сопровождается так же
передачей тепловой энергии от более горячих молекул к более
холодным. Первоисточником подобной передачи тепла является
передача импульсов на стенки, при которой, помимо потери коли-
чества движения, жидкость получает или отдает некоторое коли-
чество тепла в зависимости от того, обладает ли стенка более
высокой или более низкой температурой, чем жидкость.
Таким образом обмен тепла между стенкой и жидкостью нераз-
рывно связан с изменением количества движения, т. е. скорости
жидкости и, следовательно, движение тепла по жидкости может
происходить лишь в той области потока, где изменяется его ско-
рость. Такой областью является пограничный слой, так что тепло-
передача соприкосновением обусловливается процессами, происхо-
дящими исключительно в пограничном слое. При этом изменение
температуры жидкости в пограничном слое должно происходить
по тому же закону, что и изменение скорости.
Как уже отмечалось, в ламинарных областях пограничного слоя
уменьшение скорости происходит в результате обмена молекулами
между отдельными струйками. Этот же обмен молекул обусловли-
вает движение тепла. Подобное движение тепла, не связанное
с перемещением частиц жидкости, представляет собой явление
теплопроводности. Таким образом при ламинарном движении пере-
дача тепла от поверхности к жидкости происходит при помощи
теплопроводности.
В турбулентном пограничном слое уменьшение скорости обус-
ловливается внутренним трением частиц жидкости, находящихся в
беспорядочном движении. Эти же частицы переносят тепло. По-
добное распространение тепла частицами жидкости называется кон-
векцией. Горячие частицы, попадая в более холодные зоны погра-
ничного слоя, отдают тепло окружающим их более холодным ча-
стицам вследствие теплопроводности. Таким образом передача
тепла в турбулентном пограничном слое осуществляется не только
424
ночного слон <•
Фиг. 202. Изменение температуры и
скорости воздушного потока вблизи
нагретой плоской пластины (по опы-
там Элиаса).
конвекцией, но и теплопроводностью. Однако конвекция значительно
преобладает над теплопроводностью; поэтому можно считать, что в
турбулентном пограничном слое передача тепла происходит в основ-
ном при помощи конвекции, обусловленной молярным движением.
Вследствие малой теплопроводности жидкостей температура в'
ламинарных частях пограничного слоя резко падает поперек слоя.
В турбулентных частях слоя передача тепла благодаря конвекции
происходит более интенсивно; вследствие этого градиент темпе-
ратуры гораздо меньше, чем в ламинарных частях. Как уже ука-
зывалось выше, температура в пограничном слое изменяется
по тому же закону, что и скорость.
На диаграмме, представлен-
ной на фиг. 202, приведены
результаты опытов Элиаса, ко-
торый экспериментально опре-
делял повышение скорости и темпе-
ратуры воздушного потока вблизи
нагретой плоской пластины. На
оси абсцисс этой диаграммы на-
несено в мм расстояние (по нор-
мали) от некоторой точки пласти-
ны, расположенной за критической
точкой по направлению воздуш-
ного потока. По оси ординат отло-
жены две величины: а) отношение
V
скорости в данной точке по-
граничного слоя к скорости сво-
бодного потока и б) отношение
- перепада температуры стен-
ки и воздуха в данной точке
пограничного слоя к перепаду тем-
пературы стенки и воздуха в сво-
бодном потоке. Величины нане-
сены белыми точками, а величины
w
а____ черными точками.
Как видно, скорость и перепад температуры изменяются по
одинаковому закону. Сначала в ламинарном субпограничном слое
скорость воздуха и перепад температуры резко возрастают до
0,7-г-0,8 их максимального значения. В дальнейшем в области тур-
булентного движения обе величины повышаются довольно мед-
ленно и достигают своих максимальных значений, соответствующих
свободному потоку, одновременно. Так как под пограничным слоем
понимается область потока, в которой под влиянием внутреннего
трения имеются пониженные скорости, то очевидно, что погра-
ничный слой оканчивается на расстоянии от новерхности, при ко-
тором — = 1, т. е. v = 'г»2- Из фиг. 202 видно, что в данном слу-
1>2
чае толщина пограничного слоя равна примерно 5 мм. На том же
расстоянии перепад температуры достигает максимально возможной
величины; это является подтверждением того, что передача тепла
происходит лишь внутри пограничного слоя.
На основании изложенной теории Рейнольдса-Прандтля, процесс
теплопередачи может быть выражен аналитически. Подобное выра-
жение теплопередачи, полученное Тейлором и Прандтлем, не дает
достаточно точных для практики результатов; однако оно позво-
ляет более ясно представить зависимость потока тепла от условий
пограничного слоя.
В ламинарном пограничном слое, а также в субпограничном
слое передача тепла происходит при помощи теплопроводности.
Вследствие этого теплопередача соприкосновением может быть
выражена уравнением (332), полученным при рассмотрении дви-
жения тепла через стенку. Для данного случая это уравнение при-
нимает вид:
Q с =у- (tWa — tu) Кал/час, (337)
л
где X — теплопроводность жидкости,
8Л— толщина ламинарного слоя,
Д2 — поверхность стенки,
tWi — температура поверхности стенки,
tu — температура жидкости на внешней границе ламинарного
слоя.
Поверхностное трение R на границе ламинарного слоя выра-
жается уравнением:
Я = (338)
где т; — абсолютная вязкость жидкости,
vu— скорость жидкости на внешней границе ламинарного слоя.
Исключая из уравнения (337) согласно уравнению (338) вели-
чину 8.,, получаем:
Qc = ^(^a-<„). (339)
Ч VU
Для ламинарного пограничного слоя скорость vu и температура tu
представляют собой скорость v2 и температуру свободного по-
тока жидкости. В этом случае уравнение (339) является окончатель-
ным. С увеличением скорости воздуха толщина ламинарного погра-
ничного слоя уменьшается примерно обратно пропорционально
[уравнение (334)]. Поэтому внутреннее трение согласно уравнению
(338) возрастает пропорционально г^1’5. Соответственно этому по
уравнению (337) или (339) теплопередача увеличивается пропорцио-
нально т/5.
Влияние температуры более сложно, так как она влияет не
только на толщину слоя, но также на теплопроводность и вязкость.
Давление почти исключительно отражается лишь на толщине ла-
минарного слоя. С некоторым приближением можно считать, что
теплопередача изменяется пропорционально корню квадратному из
плотности воздуха.
426
В случае турбулентного пограничного слоя уравнения (337)____
(339) показывают лишь соотношения, существующие в субпогра-
ничном слое. Поэтому их необходимо дополнить условиями пере-
дачи тепла по турбулентной части слоя, являющейся основной.
По теории Рейнольдса-Прандтля следует, что при полной потере
потоком жидкости своего количества движения по отношению к
ограничивающей его поверхности его температура должна срав-
няться с температурой окружающей его среды. Соответствующее
этому изменению температуры количество тепла, полученного или
отданного потоком жидкости, является, очевидно, максимально
возможным. Если жидкость теряет часть располагаемого коли-
чества движения, то теряемое или получаемое ею при этом тепло
составит ту же долю от максимально возможного, что и доля по-
терянного количества движения от располагаемого. На основании
этого можно составить следующее уравнение, относящееся к тур-
булентному потоку, ограниченному ламинарным субпограничным
слоем:
Xth . == (340)
AJ(v3 — vu) cPMM(tu — t3) ’
где R — внутреннее трение, действующее в течение бесконечно
малого промежутка времени dt\ Rdt представляет собой
импульс сил внутреннего трения, равный потерянному ко-
личеству движения;
М— масса жидкости, находящаяся в турбулентной части по-
граничного слоя пластины с площадью Е2;
— скорость свободного потока; следовательно, М (у.2—
представляет собой располагаемое количество движения
турбулентной жидкости по отношению к ограничивающему
ее ламинарному слою, обладающему скоростью fu; при
потере этого количества движения, скорость турбулентной
жидкости равна скорости vu на внешней границе лами-
нарной части пограничного слоя;
dqz—количество тепла, полученного жидкостью при соприкос-
новении с пластиной за время
cPvi — удельная теплоемкость жидкости при постоянном давле-
нии, отнесенная к единице массы;
/а — температура свободного потока; таким образом cPaM(tu—
—12) представляет собой максимально возможное коли-
чество тепла, которое получила бы турбулентная жидкость,
если бы ее температура сравнялась с температурой tu
внешней границы ламинарной части пограничного слоя.
По уравнению (340) определяем теплопередачу соприкоснове-
нием в турбулентной части пограничного слоя:
Q , (341)
dt v2 — vu u
Исключая из последнего уравнения величину tu по уравнению
(339) теплопередачи через ламинарный субпограничный слой, полу-
чаем общее уравнение теплопередачи соприкосновением в погра-
427
ничный турбулентный слой. Для этого решаем уравнения (339) и
(341) относительно L:
Г„ — R, YR
И
&cPm
^2
Вычитая второе уравнение из первого, получаем:
ри А = о
сры '
Решая последние уравнения относительно Qc и обозначая
/‘=~, получаем окончательно:
Q Я СРм ^2 ’ (2
(342)
1+/(-
л
Для воздуха величина близка к единице. Кроме того, вели-
чина f всегда значительно меньше единицы, поэтому можно без
большой ошибки не учитывать в знаменателе второй член суммы.
При этом получаем:
(343)
Легко видеть, что сделанное упрощение равносильно тому случаю,
когда пренебрегают влиянием ламинарного субпограничного слоя на
теплопередачу. Действительно, если при выводе уравнения (341)
предположить, что турбулентная область ограничена не верхней
поверхностью ламинарного слоя, а поверхностью пластины, то
очевидно, что tu = tw2 и cu = 0; в этом случае уравнения (341)
и (343) становятся одинаковыми. Следовательно, при воздушном
потоке влияние ламинарного субпограничного слоя на теплопере-
дачу можно не учитывать.
Внутреннее трение воздушного потока может быть выражено
следующим уравнением:
/? = СД2рг>|, (344)
где р— плотность воздуха;
С—постоянный для данного потока коэфициент.
Заменяя величину R при помощи последнего соотношения в
уравнении (343), получаем:
Qc — С/72 pz*a сРк (345)
Следовательно, при турбулентном пограничном слое скорость
теплопередачи пропорциональна плотности и скорости воздуха.
Полученные уравнения не позволяют производить количествен-
ного определения теплопередачи с достаточной для практики точ-
ностью. Положенное в основу их допущение, что толщина лами-
428
нарйогО слоя и скорость йа его внешней поверхности постоянны,
неверно, так как эти величины меняются по длине пластины. В слу-
чае применения уравнения (345) остается неизвестным коэфициент С,
который может быть определен лишь экспериментально. Кроме
того, вначале пограничный слой всегда бывает ламинарным и
переходит в турбулентный лишь на некотором расстоянии от края
пластины, которое зависит от ряда факторов. Таким образом тепло-
передача происходит на отдельных участках пластины по обоим
уравнениям (для ламинарного и турбулентного пограничного слоя),
причем точн< разделить зону ламинарного пограничного слоя от
турбулентного затруднительно.
Тем не менее полученные экспериментально данные показывают
ряд соотношений, подтверждающих теорию. Так, по опытным дан-
ным теплопередача пропорциональна плотности и скорости в не-
которой дробной степени (в среднем 0,7 н-0,8). Теоретически для
ламинарного пограничного слоя эта степень равна 0,5, а для тур-
булентного— единице; следовательно, опытные данные, полученные
при условии существования пограничных слоев обоих типов,
хорошо согласуются с теорией.
Опытные и теоретические данные показывают, что при лами-
нарном пограничном слое скорость теплопередачи гораздо ниже,
чем при турбулентном, хотя последний имеет значительно большую
толщину. Это является результатом очень малой теплопроводности
воздуха, которая в основном предопределяет скорость теплопере-
дачи при ламинарном слое. Поэтому для охлаждения выгоднее со-
здавать условия, при которых охлаждаемая поверхность в возможно
большей степени подвергается действию турбулентного слоя.
В случае капельных жидкостей (воды, масла) теория совпадает
с практикой значительно хуже. Это объясняется в основном тем,
что для этих жидкостей силы внутреннего трения обусловливаются
не только движением молекул, но также и силой сцепления между
ними (которой в случае газов можно пренебрегать вследствие ее не-
большой величины). Сила сцепления между молекулами не является
фактором, обусловливающим передачу тепла, поэтому для капель-
ных жидкостей нельзя проводить аналогию между внутренним тре-
нием и теплопередачей. По теории Рейнольдса-Прандтля вязкость и
теплопроводность должны изменяться по одинаковому закону, что
и наблюдается у газов. В случае капельных жидкостей при увеличе-
нии температуры вязкость уменьшается, а теплопроводность растет.
Это объясняется доминирующим влиянием сил молекулярного сцеп-
ления, которые при повышении температуры уменьшаются.
Таким образом теория Рейнольдса-Прандтля, дающая доста-
точно четкое представление о механизме передачи тепла и тем
самым облегчающая толкование получаемых практически результа-
тов, не может служить для расчета передачи тепла соприкоснове-
нием. Отсюда вытекает необходимость использовать для практи-
ческих целей экспериментальные данные. При обработке этих
Данных из всех факторов, влияющих на теплопередачу, выделяют
лишь два: поверхность теплообмена и перепад температур; осталь-
ные факторы объединяют в общий коэфициент, называемый коэ-
фициентом теплопередачи. Получающееся уравнение теплопере-
. 42Q
дачи для разобранного случая охлаждения пластины принимаем
вид:
Qc = ac2F2(tW2-t2)Ka'il4ac, (346)
где — коэфициент теплопередачи соприкосновением (определяе-
мый экспериментально).
Коэфициент теплопередачи показывает количество передавае-
мого тепла на единицу поверхности при перепаде температур в 1°
и в течение единицы времени. Обычно коэфициент теплопередачи
выражается в Кал/м* °Ц час.
Сравнивая уравнения (342) и (346), мы видим, что по теории
Рейнольдса-Прандтля коэфициент теплопередачи при охлаждающем
турбулентном пограничном слое выражается следующим уравне-
нием:
ас =-----
Таким образом коэфициент теплопередачи представляет собой
чисто условную величину, в которую входят все факторы, влияю-
щие на теплопередачу, но остающиеся невыявленными в расчетном
практическом уравнении (346).
Для случая нагрева пластины уравнение (346) принимает вид:
Qc = «c1/71(^1-^1), (347)
гдеаС1 — коэфициент теплопередачи соприкосновением при нагреве
пластины;
F, — поверхность теплообмена;
— температура нагревающего свободного потока жидкости;
—температура поверхности нагреваемой пластины.
Как уже отмечалось в начале этого раздела, сообщение или
отвод тепла от стенки может происходить не только' при помощи
теплопередачи соприкосновением, но также и непосредственной
передачей тепла в виде лучистой энергии.
По закону Стефана-Больцмана скорость передачи тепла луче-
испусканием пропорциональна поверхности излучения и разности
четвертых степеней абсолютных температур горячего и холодного
тела. Ввиду того, что в двигателях теплопередача лучеиспусканием
мала по сравнению с теплопередачей соприкосновением, это отно-
сительно точное выражение теплопередачи лучеиспусканием заме-
няют выражением того же типа, что и для теплопередачи сопри-
косновением. Для случая нагрева пластины это выражение будет:
<?л = CF, (71 — 71,J = «Л1 (Л — Ц) Fu (348) -
где С — коэфициент пропорциональности;
Л =^ + 273;
Tu?,tWi -J— 273;
%—условный коэфициент теплопередачи лучеиспусканием.
Объединяя уравнения (347) и (348), получаем окончательное
480
выражение для теплопередачи в стенку, учитывающее сообще-
ние тепла соприкосновением и лучеиспусканием:
Q=Qc 4* Ч.=(“ci 4~ “лР 4^)= а1 (^i (349
где «1 — суммарный коэфициент теплопередачи.
Применяя те же рассуждения для случая охлаждения стенки,
получаем:
Q = Qc 4“ О = (®с2 4“ “ла) F2 (^а — ^г) — “г ^2 (^а — О- (350)
4. Теплообмен между жидкостями, разделенными стенкой.
Если две жидкости, разделенные стенкой, имеют неодинаковую
температуру, то устанавливается тепловой поток от более горячей
жидкости к более холодной. Подобный случай имеет непосред-
ственное отношение к охлаждению цилиндра двигателя, где более
горячая жидкость — рабочие газы — отделена стенкой от более
холодной, охлаждающей жидкости — в большинстве случаев воды
или воздуха.
Передача тепла от одной жидкости к другой {
происходит тремя этапами, уже разобранными выше:
а) сообщением тепла от жидкости к стенке, б) про-
хождением тепла через стенку, в) отводом тепла
от стенки в охлаждающую жидкость.
При установившемся тепловом состоянии тепло-
передача Q на всех трех этапах должна быть одина-
кова.
Теплопередача для каждого из этапов выражает-
ся полученными ранее уравнениями (335), (349) и
(350), а именно:
Q — ai
Q = «2F2(^a —^2).
В этих уравнениях принят^, что поверхность со-
прикосновения Fi с горячей жидкостью и площадь
Фиг. 203. Схема
изменения тем-
пературы по на-
правлению теп-
лового потока
от более горя-
чей жидкости к
более холодной,
разделенных
стенкой.
прохода тепла через стенку одинаковы и могут отличаться от
поверхности соприкосновения F2 с охлаждающей жидкостью. Схе-
матическое изображение изменения температуры по направлению
теплового потока приведено на фиг. 203.
Приведенные уравнения показывают, что получение требуемого
перепада температур (fi — twJ, являющегося основной целью охла-
ждения, возможно лишь в том случае, когда теплопередача через
стенку будет достаточно велика. Для получения этой теплопере-
дачи должны быть соответствующим образом подобраны темпе-
ратура охлаждающей жидкости tW2, поверхность охлаждения F9 и
коэфициент теплопередачи от стенки аа.
При ухудшении условий охлаждения тепло, сообщаемое стенке,
431
не успейает отводиться, вследствие чего температура стенки растет.
Увеличение температуры tWl связано с уменьшением скорости со-
общаемого тепла. В результате устанавливается новый режим, при
котором теплопередача имеет меньшую величину, а температура
стенки повышается.
Для более четкого выяснения зависимости температуры стенки
от условий охлаждения следует воспользоваться написанными выше
тремя уравнениями и, исключив величины Q и tWi, установить связь
с другими факторами. В результате получаем следующее урав-
нение:
4
8«1 । °i Л'
X -Г" а2 Дз
к условиям охлаждения цилиндра,
его внутренней поверхности обусловли-
Применяя это уравнение
видим что температура f
вается следующими факторами:
а) температурой ti рабочих газов в цилиндре и коэфициентом «,
теплопередачи в стенки; эти факторы в основном зависят от ра-
бочего процесса в цилиндре и величина их во всех современных
двигателях изменяется незначительно (на расчетных режимах);
б) толщиной 8 и теплопроводностью X стенок (влияющих в основ-
ном на перепад температуры внутри стенки); эти величины могут
значительно изменяться в зависимости от материала стенок и кон-
струкции цилиндра, однако их влияние на величину tWi очень не-
велико, так как перепад температуры внутри стенки (не свыше
10-4-15° Ц) во много раз меньше — /2)1
в) температурой охлаждающей жидкости, коэфициентом
теплопередачи а2 от стенки и отношением поверхности нагрева
к
поверхности охлаждения-—-. Эти факторы и предопределяют
'я „
в основном температуру стенок. При этом с уменьшением и
г2
С
увеличением «2 температура tWi понижается.
При водяном охлаждении коэфициент теплопередачи а2 от
стенок в среднем равен 2000 н-2500 Кал/м2 СЦ час. Этот коэфициент
оказывается достаточным для получения допустимых температур
стенок без специального увеличения поверхности охлаждения; при
этом температура воды берется максимально возможной для ра-
боты без парообразования.
При воздушном охлаждении коэфициент теплопередачи от стенок
равен в среднем лишь 150-:- 200 Кал(м2 °Ц час. Поэтому для по-
лучения допустимых температур стенок необходимо уменьшить
отношение-^-. Это достигается специальным увеличением поверх-
ности охлаждения F? путем соответствующего оребрения цилиндров.
Тем не менее температура стенок при водяном охлаждении всегда
получается значительно ниже, чем при воздушном.
Окончательное уравнение теплопередачи от одной жидкости
432
nnvroft можно получить, заменив й уравнении (349) разность
(t — ^) ПО УРавненИ1Р (350. получим:
Q = a1F1-----~
4 IIй7-! И1
Л ‘Га3Л
ИЛИ
Q = ------U—7—р- Fj (fx — г2) — kFг (fj —t2} Кал!час, (352)
_L_i_± j__£i
0^1 Л а2 ^2
где k г-~ -у-—j—у — суммарный коэфициент прохождения тепла
cci X сса F
через стенку, отнесенный к площади нагрева.
Во всех предыдущих рассуждениях принималось, что поверх-
ности стенки совершенно чистые. В действительности, нагреваемая
поверхность стенки бывает покрыта нагаром и маслом, а охлаждаемая
поверхность (при водяном охлаждении) — накипью. Вследствие
весьма плохой теплопроводности этих отложений они вызывают
излишнее возрастание температуры соприкасающейся с газами по-
верхности, что может вызвать появление преждевременных вспышек
или другие неполадки. Поэтому при эксплоатации двигателя как
внутренняя, так и внешняя поверхности стенок подвергаются пе-
риодической очистке.
§ 71. ВОДЯНОЕ ОХЛАЖДЕНИЕ
1. Общие сведения. Тепло, отводимое от цилиндров авиацион-
ного двигателя при его охлаждении, отдается в конечном счете
воздуху, окружающему самолет. Однако среда, охлаждающая ци-
линдр, или ее состояние, могут быть различными и по этому приз-
наку обычно классифицируются системы охлаждения.
В настоящее время широко распространены две системы охла-
ждения, уже упоминавшиеся ранее: система водяного и система
воздушного охлаждения. Однако делаются попытки создать более
выгодные новые системы, например, парообразующее охлаждение и
охлаждение высококипяшими жидкостями. Рассмотрим эти системы
охлаждения по отдельности.
На фиг. 204 приведена одна из наиболее употребительных схем
водяного охлаждения двигателя. Водяная помпа / (изображенная
условно отдельно от двигателя) подает воду в рубашки цилиндров 2,
откуда вода поступает в радиатор 3 и далее опять в помпу. К этой
основной системе присоединен расширительный бачок 4, сообщаю-
щийся с внешней средой. Расширительный бачок компенсирует
увеличение объема заключенной в основной системе воды при ее
нагревании. Кроме того, в этот бачок через трубку 5 удаляются
пузыри пара и воздуха, которые могут образоваться в системе,
причем запас воды в бачке и его высокое расположение гаранти-
руют заполнение системы циркуляции водой.
Система циркуляции заливается водой через расширительный бачок
при помощи трубки 6. Специальный кран 8, расположенный в наиболее
28 Общ. курс авиадвигателей. 136U , 433
высокой части системы циркуляций, служит для выпуска воздуха.
Опоражнивание системы от воды осуществляется при помощи слив-
ного крана 7, расположенного в наиболее низкой точке системы.
Водяные помпы, как правило, выполняются центробежного типа.
Крыльчатки их приводятся во вращение при помощи зубчатой
передачи от коленчатого вала двигателя. Система циркуляции
воды в двигателе зависит от конструкции цилиндров и типа дви-
гателя. При выборе системы цир-
I
Фиг. 204. Схема водяного охлаж-
дения. 1 — водяная помпа, 2 — ру-
башка цилиндров, 3 —радиатор,
4 — расширительный бачок, 5 —
трубка для удаления паровых и
воздушных пузырей, б —трубка
для заполнения водой системы,
7 — кран для слива воды из си-
стемы, 8—кран для выпуска воз-
духа при заливке системы водой,
9— сообщение с внешней средой.
куляции стремятся достигнуть наи-
более равномерного охлаждения всех
цилиндров двигателя и обеспечить
наилучший отвод тепла от головок
цилиндров. Примеры различных си-
стем циркуляции воды даны ниже,
при общем описании конструкции от-
дельных двигателей (гл. XXIV). Форма
и расположение радиатора в основ-
ном обусловливаются стремлением
получить минимальное лобовое со-
противление при рассеивании в воз-
дух всего тепла, которое сообщается
воде в двигателе. При окончатель-
ном выборе радиатора необходимо
учитывать тип и конструкцию само-
лета, для которого он предназначен.
2. Циркуляционный расход и тем-
пература воды. Водяная помпа. Водя-
ную помпу рассчитывают как обыч-
ный центробежный водяной насос,
исходя из требуемой подачи помпы
при заданном напоре. Подачу помпы,
равную циркуляционному расходу
воды в системе, определяют из сле-
дующих соображений.
Для максимального уменьшения
поверхности радиатора желательно
иметь температуру воды возможно
более высокой с тем, чтобы пере-
пад между средней температурой воды в радиаторе и темпе-
ратурой охлаждающего воздуха был наибольшим. Однако увели-
чение температуры воды на выходе из двигателя ограничено воз-
можностью ее закипания; обычно при взлете эта температура не
допускается выше 85-г-90° Ц, а при горизонтальном полете берется
равной 65-г-70°Ц. Поэтому для повышения средней температуры
воды в радиаторе температуру на выходе из него, а следовательно,
на входе в помпу, делают по возможности высокой, т. е. умень-
шают перепад температуры воды в двигателе и в радиаторе.
Обычно этот перепад температуры Ы равен 7-*-10эЦ.
Помимо уменьшения поверхности радиатора, малый перепад
температуры воды в двигателе позволяет получить более равно-
мерное охлаждение цилиндров.
434
Соответственно приведенным выше данным (§ 29) в охлаждающую
рОду отдается в среднем = 300 -н 350 Кал. на эфф. л. с. в час
Циркуляционный расход воды D на 1 э. л. с. ч. связан с тепло-
отдачей qw и перепадом температуры Kt следующим уравнением:
qw = D-U. (353)
Для принятых значений qw и Д/ величина D равна в среднем
30-г-50 л/э. л. с. ч.
Эту подачу помпа должна иметь при напоре, равном гидравли-
ческому сопротивлению для всей системы охлаждения при требуе-
мой циркуляции воды. Последнее слагается из следующих величин:
а) гидравлическое сопротивление трубопроводов
(при скоростях воды 34-5 м/сек)........ 1,04-2,0 м вод. ст
б) гидравлическое сопротивление рубашек цилиндров 4 4-7 , ,
в) гидравлическое сопротивление радиаторов . . . 34-4 „ , ,
Таким образом гидравлическое сопротивление всей системы
циркуляции воды равно 84-13 м вод. ст.
Следует отметить, что эти данные по циркуляционному расходу
и напору помпы относятся к работе двигателя на номинальном
режиме.
Отдельные водяные помпы по конструктивному выполнению
имеют много общего. Для примера на фиг. 205 приведена водяная
помпа двигателя АМ-34. Помпа состоит из алюминиевого улитко-
образного корпуса, крыльчатки и нижней крышки, снабженной от-
верстием в центре для подвода воды и шпильками для крепления
фланца трубы подводящей воду. Крыльчатка представляет собой
диск, снабженный на торцевой поверхности ребрами (лопатками).
Крыльчатка связана с валом с помощью шлиц и затяжной гайки,
законтренной особым болтом с левой резьбой.
При вращении крыльчатки поступающая снизу вода увлекается
лопатками, получает вращательное движение и центробежной
силой отжимается к периферии (причем ее давление повышается).
Выход воды из помпы происходит через два отлитых в корпусе
канала. В дальнейшем вода по двум трубам подается в оба блока
мотора. Соединение труб с помпой сделано на фланцах.
Вал крыльчатки помпы связан при помощи сухаря с валиком,
приводящим в движение масляные помпы, и вращается со ско-
ростью в 1,5 раза большей скорости коленчатого вала.
Вал крыльчатки вращается на двух подшипниках, из которых
верхний шариковый, а нижний — скользящий. Два сальниковых
уплотнения по концам вала у подшипников препятствуют проса-
чиванию воды снизу и масла сверху. Обе сальниковые набивки
находятся под действием пружины, обеспечивающей постоянное
прижатие набивки по мере ее сминания. Нижний подшипник и
ал смазываются тавотом, вводимым с помощью масленки Штау-
Фера периодически подвертываемой от руки. Масленка показана
на разрезе помпы слева (фиг. 205).
/„„•Цл*1 спуска воды из рубашек блока помпа снабжена краником
^на фиг. 205 он не показан)<
V 435
3. Охлаждающая вода. Природная
ряд примесей, из которых основными
а) двууглекислые (бикарбонатные)
При этом жесткость грунтовой воды
стной. Наибольшее количество солей
вода может содержать целый
являются следующие:
соли кальция и магния;
б) другие соли магния
и кальция (хлористый
кальций и магний, гипс,
т. е. сернокислый каль-
ций и др.), а также соли
щелочных металлов, хло-
риды, сульфаты и пр.;
в) минеральные ки-
слоты;
г) кислород, азот и
углекислоту в растворен-
ном состоянии;
д) органические веще-
ства;
е) взвешенные части-
цы (механические при-
S меси).
с Содержание этих при-
S месей зависит от про-
« исхождения воды и мест-
§ ных условий.
По происхождению
§ вода делится на следую-
g щие группы: а) атмосфер-
g ная вода (дождевая, вода,
g получаемая при таянии
о снега и т. д.); б) поверх-
ю. ностная вода (реки, озе-
о ра и другие наземные
u пресные воды); в) грунто-
£ вая вода (колодцы, ключи
и пр.) и г) морская вода.
Наиболее чистой яв-
ляется атмосферная вода,
так как она содержит
лишь газы и в небольшой
степени кислоты, механи-
ческие примеси и органи-
ческие вещества. Солей
атмосферная вода почти
не содержит.
Поверхностная и грун-
товая вода содержит в
большем или меньшем ко-
личестве соли, т. е.,как го-
ворят, является жесткой,
обычно выше, чем поверхно-
содержится в морской воде.
436
Помимо происхождения воды, на состав примесей в ней сильно
влияют различные условия: близость городов, время года, состав
почвы и пр.
Состав и количество примесей обусловливают пригодность воды
для охлаждения двигателей, так как от примесей зависят два
основных отрицательных свойства воды: накипеобразование и про-
травление (коррозия) металлов охлаждающей системы.
Образование накипи является главным образом следствием раз-
ложения растворенных в воде двууглекислых солей кальция и
магния при нагревании воды выше 70° Ц. В результате разложе-
ния получаются углекислота, вода и углекислые соли (карбонаты)
кальция и магния, нерастворимые в воде. Эти соли отлагаются на
стенках системы охлаждения, образуя накипь. Помимо этого, на
образование накипи оказывает некоторое влияние гипс, раствори-
мость которого в воде при повышении температуры понижается.
Вследствие плохой теплопроводности накипи, она ухудшает
теплоотвод от стенок и тем самым вызывает повышение их тем-
пературы. Кроме того, образование накипи в узких охлаждающих
каналах (главным образом в головках цилиндров) заметно умень-
шает проходные сечения для циркулирующей воды и в некоторых
случаях может вызвать полную их закупорку. В результате от-
дельные места цилиндров остаются без охлаждения, что вызывает
их перегрев и может повлечь коробление или растрескивание их
вследствие больших термических напряжений.
Для уменьшения накипеобразования рекомендуется применять
воду, предварительно очищенную от накипеобразующих примесей.
В случае отсутствия необходимого оборудования лучше всего
применять атмосферную воду как не содержащую солей. При
использовании поверхностных или грунтовых вод желательно их
(особенно последние) предварительно кипятить для разложения
двууглекислых солей. Морскую воду вследствие большого содер-
жания в ней солей применять для непосредственного охлаждения
двигателей нельзя.
Для удаления из системы охлаждения двигателя накипи при-
меняются водные растворы соляной кислоты. Однако подобные
растворы разъедают алюминий и латунь, вследствие чего они мо-
гут быть использованы лишь при наличии стальной конструкции
цилиндра (например, для двигателя М-17).
Наиболее сильную коррозию металлов вызывают минеральные
кислоты. Поэтому вода, содержащая кислоты в свободном состоя-
нии, не может применяться для охлаждения двигателей. Помимо
кислот, разъеданию металлов способствует присутствие кислорода,
углекислоты и хлористых солей (хлоридов). Для уничтожения кор-
родирующего действия воды к ней добавляют хромпик (К2Сг2О7—
Двухромокислый калий) в количестве 0,2-^-0,3%.
При эксплоатации двигателей в зимнее время, особенно в аркти-
ческих условиях, большую опасность представляет замерзание
воды. Вода может замерзнуть не только при стоянке самолета,
но — что является основным — и в полете, например, при длительном
планировании. Для понижения температуры замерзания воды к ней
примешивают этиловый спирт или этилен-гликоль.
437
------------------§ 7Z. ИЫЗДЛ'ППТОТ, ЫЛЛАЖД!ПНЕ
1. Общие соображения. Как уже отмечалось выше, при охла-
ждении цилиндров воздухом их нормальной поверхности недоста-
точно для поддержания температуры стенок в допустимых пре-
делах, поэтому поверхность охлаждения искусственно увеличи-
вают при помощи ребер. Однако и в этом случае условия охла-
ждения получаются хуже, чем при водяном охлаждении, так что
температуры стенок гильзы цилиндра и головки имеют значи-
тельно большую величину. В большинстве современных двигателей
воздушного охлаждения эти температуры близки к максимально
допустимым, обусловленным приведенными ниже соображениями.
Температура стенок головки непосредственно влияет на темпе-
ратуру клапанов и свечей. Применяемые в настоящее время кон-
струкции и материалы этих деталей позволяют получать их на-
дежную работу при температурах головки не свыше 250-н260°Ц.
Очевидно, что эти температуры и являются максимально допусти-
мыми для головки.
Допустимая температура для стакана цилиндра значительно
ниже. Ее величина ограничена условием поддержания слоя масла
на стенках цилиндра без чрезмерно быстрого смолообразования
и карбонизации. В противном случае происходит залипание порш-
невых колец, являющееся причиной их поломки и перегрева
поршня. При существующих сортах масла температуру стакана
цилиндра обычно не допускают свыше 150н-170°Ц.
Размеры, число и расположение охлаждающих ребер должны
при нормальных условиях охлаждения обеспечивать величину рабо-
чих температур цилиндра в выше указанных пределах. Помимо
этого, распределение температур по цилиндру, особенно по го-
ловке, должно быть максимально равномерным; в противном слу-
чае значительные местные тепловые напряжения могут вызывать
коробление или растрескивание головок.
При конструировании цилиндра стремятся как вес ребер, так
и связанное с ними увеличение лобового сопротивления цилиндра
сделать минимальным. Выше (§ 70) было указано, что отвод тепла
неизбежно связан с трением воздуха об охлаждающие поверхности.
Однако сопротивление, вызванное этим трением, в 8-4-10 раз меньше
полного воздушного сопротивления двигателя. Рациональная кон-
струкция двигателя и правильная установка его на самолете могут
сильно понизить воздушное сопротивление, не ухудшая охлажде-
ния цилиндров.
Удовлетворение всех указанных требований, а именно: доста-
точное и равномерное охлаждение цилиндров при минимальных
весе и воздушном сопротивлении, встречает на практике значитель-
ные трудности. В особенности это относится к головкам цилинд-
дров, где рациональное размещение достаточного числа ребер до-
вольно сложно. Эта сложность усугубляется еще отсутствием
удовлетворительного расчета ребер, вследствие чего конструкция
цилиндра воздушного охлаждения обычно устанавливается экспе-
риментально на основе испытания ряда образцов.
Тем не менее имеется ряд теоретических и практических со-
ображений, из которых исходят при проектировании оребрения ци-
43S
линдра и которые позволяют правильно оценивать получающиеся
экспериментальные результаты. Эти соображения рассмотрены
в следующем разделе.
2. Охлаждающие ребра. Выбор формы ребра в основном дол-
жен обусловливаться стремлением получить максимальную тепло-
отдачу ребра при постоянном его весе и воздушном сопротивлении.
Однако необходимо также учитывать достаточную прочность ребра"
(как в условиях эксплоатации, так и при его изготовлении), усло-
вия расположения на цилиндре и производственные соображения.
Геометрические размеры ребра характеризуются следующими
факторами: а) высотой ребра, б) толщиной ребра у его основания
или, как говорят, у корня и в) формой боковой поверхности.
По мере удаления от корня, температура ребра падает как в ре-
зультате отдачи тепла от его поверхности, так и вследствие тепло-
вого сопротивления материала ребра. С уменьшением температуры
теплоотдача в поток воздуха понижается, в результате чего, по
мере удаления от корня, эффективность поверхности охлаждения
ребра падает. Таким образом при постоянной толщине корня
должна существовать некоторая предельная высота ребра, превы-
шать которую не имеет смысла, так как вследствие сильного по-
нижения температуры теплоотдача на концах ребер будет ни-
чтожной.
Эта предельная высота ребра зависит главным образом от формы
его боковой поверхности и от материала, из которого оно изго-
товлено. Однако ребра с подобной высотой обладают слишком
большим весом и сопротивлением, вследствие чего они практи-
чески не применяются. Практически целесообразная высота ребер
значительно меньше, так как некоторое уменьшение теплоотдачи
имеет не столь важное значение, как понижение их веса и сопро-
тивления.
При постоянном весе и толщине у корня ребра величина те-
плоотдачи зависит от формы его боковой поверхности. Наиболь-
шая теплоотдача получается при параболической вогнутой форме
этой поверхности. Однако подобная форма поверхности очень
трудна в производстве и получающиеся при этом острые концы
ребер недостаточно прочны. Поэтому на практике обычно приме-
няют ребра с трапецевидным или прямоугольным сечением. При
одинаковой высоте этих ребер их теплоотдача мало отличается
друг от друга и от теплоотдачи параболического ребра, хотя вес
прямоугольного ребра значительно больше, чем трапецевидного
и тем более параболического ребра.
Наиболее простое выражение теплоотдачи получается для пря-
моугольного ребра. Это же выражение для определения тепло-
отдачи может применяться и для трапецевидного ребра с той же
толщиной у корня и высотой, так как разница в теплоотдаче этих
ребер очень невелика по сравнению с ошибками в результатах,
вытекающими из принятых при выводе допущений.
Рассмотрим движение тепла по прямоугольному ребру (фиг. 206).
При этом возможно сделать следующие допущения:
а) температурное состояние ребра является установившимся,
т- е. температуры отдельных его точек не изменяются по времени;
439
Фиг. 206. К определению потока те-
пла через прямоугольное ребро.
б) температура и скорость воздушного потока во всех его точ-
ках одинакова;
в) теплопередача от ребра к воздуху всегда изменяется про-
порционально перепаду температуры ребра и воздуха;
г) теплопередача от ребра с толщиной е и высотой h может
быть заменена теплопередачей от двух боковых поверхностей
ребра высотой А', причем:
A' = A-f~. (354)
Таким образом теплопередача
от края ребра с толщиной е при-
ближенно заменяется теплопереда-
чей от соответствующей части
боковой поверхности.
Поток тепла Qj через единицу
длины ребра толщиной е на рас-
стоянии х от корня выражается
по закону Фурье уравнением:
где X — теплопроводность материала ребра;
6 — перепад температуры fp ребра и tn воздуха, т. е. Q = tp — tB;
dO d(t -tB) _dt
77 =—7~------—77— температурный градиент в ребре на рас-
С*-А. ИХ СсЛ
стоянии х от корня (так как tB по условию считается постоян-
ной).
Количество тепла, проходящее через то же сечение на расстоя-
нии (x-\-dx) от корня, будет:
Это количество тепла должно быть меньше количества тепла Qu
так как часть его dQ отдается воздуху (фиг. 206). Таким обра-
зом:
dQ = Qj —Qa = ekgdx. (355)
С другой стороны, тепло dQ может быть выражено через коэфи-
циент теплопередачи а2 от поверхности ребра к воздуху (для еди-
ницы длины ребра):
dQ = 2 = 2«36 dx. (356) •
Сравнивая уравнения (355) и (356), получаем:
(357)
d№ ек
Интеграция этого диференциалыюго уравнения дает следующую
зависимость перепада температуры 6 от расстояния х до корня
ребра:
е = Л chtz(x— В),
440
где А и В — постоянные интегрирования,
/~2аа
« = V л”
Постоянные А и В определяются из следующих пограничных
условий:
а) При x = h имеем -^- = 0, так как на конце ребра тепловой
поток по ребру отсутствует. Следовательно,
— = Аа sh a (h' — В) = 0,
т. е. В = /И.
б) При х = 0 перепад температуры 0 равен его величине % у
корня ребра. Таким образом
60 = A ch (— tzZt') — A ch ah'.
Следовательно,
А — В°
Л сИйЛ'-*2
Заменяя в уравнении 6 постоянные А и В их выражениями, по-
лучаем окончательно:
6=60chc^^.j (358)
0 сЬай' J '
По найденной зависимости 6 по х возможно при помощи урав-
нения (355) определить теплоотдачу от ребра:
Л' Л’
Q = J'2«2 bdx= f ch a (x — h') = e0 th ah'. (359)
Если бы перепад температуры по высоте ребра не уменьшался,
а оставался постоянным, равным его величине 60 у корня, то ко-
личество отдаваемого ребром тепла (на единицу длины) было бы
равно:
Qo = 2a2/z'6o. (360)
Отношение действительной теплоотдачи тепла Q к теорети-
ческой Qo может быть названо к. п. д. ребра -ту. По уравнениям
(359) и (360) к. п. д. ребра может быть выражен следующим
соотношением:
Q th ah’
(36|>
Таким образом к. п. д. ребра показывает относительное умень-
шение теплоотдачи ребра, вызванное понижением температуры по
его высоте. Как видим зависит исключительно от произведения
ah'\ эта зависимость представлена графически на фиг. 207.
При известной величине к. п- д. ребра действительная тепло-
441
отдача ребра может быть определена при помощи следующего
выражения, полученного из уравнений (360) и (361):
Q — QoVj — (362)
Следует отметить, что величина полностью не характеризует
количество тепла Q, отдаваемое ребром. Так, например, при увели-
чении скорости воздуха коэфициент теплопередачи а2 как известно,
увеличивается; вследствие этого величина а становится больше,
а величина меньше, что объясняется более резким падением
температуры по высоте ребра в результате более интенсивного
охлаждения. Однако уменьшение величины происходит в мень-
шей степени, чем возрастание величины «2, вследствие чего теп-
лоотдача Q от ребра растет.
Уравнение (362) показы-
вает, что на теплоотдачу ребра
влияют следующие факторы:
а) Коэфициент теплопере-
дачи увеличение которого
связано с возрастанием тепло-
отдачи ребра. Наиболее эф-
фективным способом повыше-
ния коэфициента теплопере-
дачи является увеличение ско-
рости воздуха. Однако прак-
тическое применение этого
способа ограничивается тем,
что увеличение коэфициента
теплопередачи происходит не-
Фиг. 207. Зависимость коэфициента полез-
ного действия ребра от произведения ah’.
сколько менее интенсивно, чем
скорости (пропорционально скорости в степени 0,7-н0,8), в то время
как воздушное сопротивление ребра растет примерно по квадрату
скорости. Вследствие этого при увеличении скорости воздуха со-
противление ребра возрастает относительно его теплопередачи.
б) Теплопроводность > материала ребра, которая входит в вы-
ражение для а. С увеличением теплопроводности температура
ребра увеличивается, вследствие чего растет его к. п. д. и тепло-
передача.
в) Высота h' ребра. С увеличением высоты ребра охлаждающая
поверхность растет значительнее, чем падает к. п. д., вследствие
чего теплоотдача возрастает. Однако при этом вес и воздушное
сопротивление ребра повышаются быстрее, чем теплоотдача, по-
этому практически ребра стремятся делать по возможности более
низкими.
г) Толщина ребра е. С уменьшением толщины ребра е его к. п. д.
и теплоотдача понижаются, так как ребро становится более холод-
ным вследствие меньшего притока тепла к ребру. Однако при
этом вес ребра падает сильнее, чем теплоотдача, вследствие чего
применение большего числа более тонких ребер позволяет при той
же суммарной теплоотдаче понизить вес оребрения. Поэтому
делают ребра по возможности более тонкими, причем минималь-
ная толщина ребра определяется как достаточной его прочностью
442
в производстве и эксплоатации, так и условиями размещения
требуемого числа ребер на цилиндре.
д) Перепад температур Оо у корня ребра. С возрастанием пере-
пада температур теплоотдача повышается; при этом увеличение
температуры у корня ребра ограничено максимально допустимой
температурой по условиям работы цилиндра.
Помимо скорости воздуха, на коэфициент теплопередачи могут
оказывать сильное влияние направление воздушного потока и рас-
стояние между ребрами.
Наибольшая скорость передачи тепла получается при наклоне
плоскости ребер на 45° по отношению к направлению воздушного
потока. При этом коэфициент теплопередачи оказывается почти
на 50°/о выше, чем при направлении воздушного потока парал-
лельно плоскости ребер. Однако этот выигрыш в теплопередаче
сопровождается значительным увеличением воздушного сопроти-
вления ребер.
При достаточно большом расстоянии между ребрами его ве-
личина не оказывает влияния на теплопередачу. В том случае,
когда расстояние между ребрами равно удвоенной толщине погра-
ничного слоя, дальнейшее уменьшение этого расстояния сопрово-
ждается понижением передачи тепла, а следовательно, и падением
коэфициента теплопередачи. Это падение коэфициента теплопере-
дачи объясняется согласно теории Рейнольдса-Прандтля тем, что
при недостаточной расстоянии между ребрами толщина пограничных
слоев искусственно уменьшается, вследствие чего падает количе-
ство воздуха, активно участвующего в охлаждении ребер.
Как известно, увеличение мощности, развиваемой одним цилин-
дром, достигается в основном тремя способами: повышением числа
оборотов, наддувом или увеличением размеров цилиндра. При
увеличении числа оборотов или при наддуве двигателя возрастает
количество тепла, которое необходимо отвести от единицы поверх-
ности стенок для сохранения их температуры в допустимых пре-
делах. То же самое наблюдается при увеличении размеров цилин-
дра, так как в этом случае поверхность цилиндра растет менее
сильно, чем количество отводимого тепла.
Так как минимальная толщина ребер обусловливается их проч-
ностью, а минимальное расстояние между ребрами — толщиной
пограничного слоя, то на цилиндре заданных размеров можно рас-
положить лишь ограниченное количество ребер. Поэтому требуемое
увеличение теплоотдачи, являющееся следствием повышения мощ-
ности цилиндра, достигается двумя методами: а) увеличением
коэфициента теплопередачи и б) повышением средней температуры
цилиндра.
Увеличение коэфициента теплопередачи достигается повыше-
нием скорости воздушного потока. В то время как прежние, мало
форсированные двигатели могли надежно работать при скорости
обдува около 30 м/сек, новые двигатели требуют для правильной
работы повышения этой скорости до 40-Т-45 м/сек. Помимо этого,
коэфициент теплопередачи увеличивается вследствие создания
некоторого удара воздуха как об охлаждающие поверхности ребер,
так и непосредственно о наиболее горячие места цилиндра.
443
Повышение допустимого температурного состояния цилиндра
при достаточной надежности его работы обязано применению более
жаростойких материалов для клапанов (преимущественно для вых-
лопных), свечей и поршневых колец, а также применению более
устойчивых против окисления смазочных масел. Кроме того, повы-
шению средней температуры цилиндра способствует более равно-
мерное распределение температур по цилиндру, что достигается
соответствующей конструкцией последнего. В настоящее время
средняя температура цилиндра равна примерно 200° Ц, в то время
как в первых конструкциях цилиндров воздушного охлаждения
эта температура обычно не превышала 120-4-130° Ц.
Как уже отмечалось выше, аналитическое определение тепло-
отдачи от ребер встречает большие трудности. Эти трудности
обусловливаются главным образом тем, что воздух движется кри-
волинейно по отношению к поверхности ребра; вследствие этого
скорость воздуха и коэфициент теплопередачи изменяются по
отдельным точкам ребра, причем закон этого изменения остается
неопределенным. Кроме того, неизвестно распределение темпера-
туры по поверхности ребра.
Для гильз цилиндра коэфициент теплопередачи изменяется по
поверхности ребра сравнительно незначительно. Вследствие этого
его можно считать постоянным и определять теплоотдачу от
ребра при помощи уравнения (362), которое дает количество тепла,
отдаваемое единицей длины ребра. Входящий в это уравнение
коэфициент теплопередачи а2 для работы на земле подсчитывается
при помощи следующего эмпирического уравнения, основанного
на опытах Стантона:
«2 = 49,2 (1 4- 0,0075 Тт) I^l0'73 Кал/м2 °Ц час, (363)
где 1 т — средняя арифметическая абсолютная температура корня
ребра и воздушного потока в °Ц,
vm— скорость воздушного потока в м/сек,
р — плотность воздуха в кг-сек2/м\
'd — диаметр цилиндра у основания ребер в мм.
Коэфициент а2, подсчитанный по этому уравнению, имеет вели-
чину порядка 150ч-200 Кал/м?°Ц час.
Следует отметить, что уравнение (363) относится к условию
охлаждения ребра свободным потоком воздуха. Поэтому в тех
случаях, когда расстояние между ребрами недостаточно велико
для свободного образования пограничного слоя, истинные значе-
ния коэфициента теплопередачи могут иметь значительно меньшую
величину, чем подсчитанные по этому уравнению.
Коэфициент теплопередачи от ребер головки изменяется очень
сильно в зависимости от расположения ребра и условий набегаю-
щего потока воздуха. С большим приближением можно считать,
что коэфициент теплопередачи в этом случае на 104-15°/0 меньше,
чем вычисленный по уравнению (363). Необходимо иметь в виду,
что получающиеся при этом данные имеют лищь грубоориенти-
ровочный характер.
444
Общая поверхность охлаждения всех ребер в современных
двигателях составляет в среднем 150->250 см*)э. л. с., причем эта
величина относится к номинальной мощности. Поверхность охла-
ждения ребер головки обычно делается на 30-4-40% больше, чем
охлаждающая поверхность ребер гильзы цилиндра.
Ребра выполняются в большинстве случаев трапецевидного
сечения. Из условий прочности толщина ребра на конце делается
не менее 0,5->1 мм для стальных ребер и 1,5-4-2,5 мм для алюми-
ниевых. Толщина ребра у корня бывает обычно на 50ч-100% больше,
чем на конце. Высота ребер делается большей частью в 12 :—18 раз
больше, чем толщина у корня, однако в отдельных случаях (особенно
на головке) высота ребра может иметь другую величину.
Как уже отмечалось выше, максимальная теплоотдача от ребра
получается в том случае, когда расстояние между ребрами равно
или больше удвоенной максимальной толщины пограничного слоя
(у задней кромки ребра). Это толщина приближенно определяется
по уравнениям (334) — (336); получающиеся при этом расстояния
между ребрами, однако, настолько велики, что разместить число
ребер, необходимое для отвода всего тепла, почти невозможно.
При уменьшении расстояния между ребрами теплоотдача сначала
незначительно падает, так как искусственному сокращению толщины
подвергается лишь пограничный слой у задних частей ребер; кроме
того, во внешних областях пограничного слоя скорость воздуха
уменьшается очень мало. Практически возможно сокращать рас-
стояние между ребрами до одинарной толщины пограничного слоя,
вычисленной для задней кромки ребра. При этом теплоотдача от
ребер уменьшается слабее, чем возрастает число ребер. В резуль-
тате общая теплоотдача от цилиндра воздуху повышается.
У современных цилиндров расстояние между ребрами равно
4-г-5 мм, что хорошо согласуется с результатами подсчетов по изло-
женному выше методу. Расстояние между литыми алюминиевыми
ребрами головки по произзодственным соображениям выполняется
несколько больше — порядка 5-4-7 мм.
Количество тепла, отдаваемого ребрами, определить экспери-
ментально довольно трудно, так как для этого необходимо заме-
рить количества тепла, получаемое охлаждающим воздухом. Это
количество тепла меньше, чем количество, отдаваемое охлаждающей
воде; с некоторым приближением можно считать, что для надежной
работы двигателя оно должно быть равно 275-4-325 Кал/э. л. с. ч.,
причем эта величина отнесена к номинальной мощности. Рас-
пределение тепла между ребрами головки и цилиндра до на-
стоящего времени точно не установлено. Грубо можно считать,
что 60% отдаваемого тепла приходится на головку, а 40% — на
цилиндр.
Расчет оребрения производят в следующем порядке; сначала
выбирают размер ребер и размещают ребра на цилиндре, учиты-
вая необходимое расстояние между ними. После этого определяют
суммарную охлаждающую поверхность ребер и их теплоотдачу.
Размеры ребер и их размещение изменяют до тех пор, пока под-
считанная теплоотдача будет не менее количества тепла, которое
необходимо отвести от цилиндра. ‘
445
3. Капоты и дефлекторы. Влияние режима полета. Двигатели
воздушного охлаждения при непосредственном обдуве их воздуш-
ным потоком обладают очень большим лобовым сопротивлением.
При максимальной скорости самолета это сопротивление может
быть почти равно сопротивлению других частей самолета. На ло-
бовое сопротивление двигателя затрачивается в этом случае
около половины располагаемой мощности.
Лобовое сопротивление двигателя обусловливается двумя при-
чинами: а) непосредственным ударом и трением воздушного потока
о поверхности двигателя и б) появлением глубоких завихрений,
искажающих воздушный поток за двигателем. Для уменьшения
лобового сопротивления применяются специальные кожухи, на-
зываемые капотами или обтекателями. В настоящее время су-
ществуют два типа капотов: а) открытые и б) закрытые или ка-
поты NACA.
Схема открытого капота приведена на фиг. 208. Как видно,
открытый капот уменьшает удар и трение воздушного потока
о двигатель, так как в этом случае воздух набегает на стенку
обтекаемой формы. Однако головки цилиндров остаются откры-
тыми, вследствие чего завихрения за двигателем почти не изме-
няются. Открытые обтекатели понижают лобовое сопротивление
двигателя на 15-ь20%.
В закрытом капоте или капоте NACA, который схематично
изображен на фиг. 209, помимо внутреннего обтекателя, имеется
внешний кожух обтекаемой формы, закрывающий двигатель почти
полностью. Для прохода воздуха мимо цилиндров между обоими
обтекателями имеется кольцевая щель; поэтому капоты этого типа
называются также щелевыми. Форма носовой части капота и вы-
ходной щели подбирается таким образом, чтобы струя охлажда-
ющего воздуха плавно отделялась от основного потока и воздух
выходил из капота без удара. Кроме того, размеры входной и вы-
ходной щелей делается минимально необходимыми для получения
достаточного охлаждения цилиндров. При соблюдении этих усло-
вий удар и трение воздуха о двигатель, а также завихрения за
двигателем становятся минимальными, вследствие чего лобовое
сопротивление двигателя уменьшается примерно в два раза.
Помимо капотов, для уменьшения лобового сопротивления дви-
гателя применяется так называемое кольцо Тауненда, схема уста-
новки которого приведена на фиг. 210. Кольцо Тауненда имеет
крыловой профиль и располагается концентрично вокруг двигателя
над цилиндрами. Благодаря своему профилю кольцо Тауненда
выравнивает воздушный поток за цилиндрами, уменьшая завихре-
ния, и тем самым понижает лобовое сопротивление двигателя.
В этом отношении оно по принципу действия мало отличается от
капота NACA. Применение кольца Тауненда позволяет снизить
лобовое сопротивление двигателя на 2О-н4О°/о.
Применение закрытых капотов ухудшает охлаждение двигателя
вследствие снижения скорости и уменьшения завихренности воз-
душного потока у двигателя Поэтому для понижения температур
цилиндров устанавливаются специальные направляющие пластинки,
называемые дефлекторами. Дефлекторы прижимают струю воздуха
44^
Фиг. 208. Схема открытого капота.
Фиг. 209. Схема закрытого капота.
Фиг. 210. Схема установки кольца Тауненда.
447
к цилиндрам, уничтожая малоподвижную зону нагретого воздуха
у их задней поверхности, и тем самым увеличивают интенсивность
отвода от них тепла. Наилучшее охлаждение стаканов цилиндров
получается при установке дефлекторов, которые располагаясь на
задней полуокружности цилиндра следуют вокруг внешней сто-
роны ребер на расстоянии 5-ь7 мм от их концов. Для выхода воз-
духа позади цилиндров оставляется щель шириной около V12
окружности ребер.
Капот и дефлекторы обычно подбираются экспериментально
на работающем двигателе.
Наиболее тяжелые условия для охлаждения цилиндров на са-
молете получаются при работе двигателя с полностью открытым
дросселем. При дросселировании двигателя теплоотдача в стенки
падает более сильно, чем уменьшается коэфициент теплопередачи
от ребер к воздуху вследствие понижения скорости самолета.
В результате этого условия охлаждения улучшаются и темпера-
туры стенок цилиндра понижаются.
При полном открытии дросселя условия охлаждения зависят
от режима полета. При этом различают два типичных случая:
подъем и горизонтальный полет с максимальной скоростью. Наи-
более тяжелые условия охлаждения получаются при подъеме, так
как при этом скорость самолета имеет меньшую величину. Однако
требующаяся продолжительность работы двигателя при подъеме
значительно меньше, чем при полете с максимальной горизонталь-
ной скоростью, поэтому при исследовании охлаждения двигателя
необходимо рассматривать также и режим максимальной скорости.
При полете самолета с максимальной горизонтальной скоростью
на различных высотах, изменяются следующие факторы, влияющие
на охлаждение цилиндров: а) скорость самолета, а следовательно,
и скорость воздушного потока, охлаждающего цилиндры; б) плот-
ность воздуха; в) температура воздуха и г) теплоотдача от газов
в стенки цилиндра.
Характер изменения максимальной скорости самолета на раз-
личных высотах зависит от того, высотный ли двигатель или нет.
В случае невысотного двигателя максимальная скорость с увели-
чением высоты полета понижается, а в случае высотного двига-
теля, наоборот, до расчетной высоты увеличивается.
При увеличении высоты полета с невысотным двигателем по-
нижение температуры окружающего воздуха и значительное умень-
шение теплоотдачи в стенки улучшают условия охлаждения
цилиндров, а уменьшение плотности и скорости воздуха, наоборот,
ухудшают условия охлаждения. Первые два фактора оказывают
преобладающее влияние, так что с увеличением высоты полета
температуры стенок цилиндра понижаются, что может вызвать
даже переохлаждение двигателя, т. е. работу при слишком низких
температурах стенок и масла.
В случае высотных двигателей, при увеличении высоты полета
до ее расчетной величины, теплоотдача в стенки цилиндра не-
сколько увеличивается вследствие повышения индикаторной мощ-
ности. При этом возрастание максимальной скорости самолета и
понижение температуры воздуха улучшают условия охлаждения,
а уменьшение плотности воздуха, наоборот, ухудшает эти условия
Совместное влияние указанных факторов при возрастающей тепло-
отдаче в стенки цилиндра приводит к увеличению температуры
стенок.
Таким образом при полете с максимальной горизонтальной
скоростью наиболее тяжелые условия охлаждения для невысот-
ного двигателя будут у земли, а для высотного — на расчетной *
высоте. Те же выводы получаются и для случая работы двигателя
при подъеме самолета.
Так как условия охлаждения зависят от высоты полета, то це-
лесообразно иметь регулирующие приспособления для изменения
интенсивности обдува цилиндров на различных высотах. Подобные
приспособления могут быть устроены лишь в закрытых капотах,
которые для этой цели снабжаются заслонками, регулирующими
количество воздуха, проходящего через щель капота.
§ 73. СРАВНЕНИЕ ВОДЯНОГО И ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЙ. ПАРООБРА-
ЗУЮЩЕЕ ОХЛАЖДЕНИЕ И ОХЛАЖДЕНИЕ ВЫСОКОКИПЯЩИМИ
' ЖИДКОСТЯМИ
1. Сравнение водяного и воздушного охлаждений. Преиму-
щество той или другой системы охлаждения вытекает из рассмо-
трения следующих вопросов: а) влияния системы охлаждения на
работу двигателя, б) авиационного веса моторной установки при
данной системе охлаждения и в) условий эксплоатации дви-
гателя.
Как уже отмечалось выше, температуры стенок цилиндра и
разница между температурами отдельных его точек, в случае
моторов воздушного охлаждения значительно выше, чем в случае
моторов водяного охлаждения. Вследствие этого при воздушном
охлаждении цилиндр двигателя значительно более склонен к мест-
ным перегревам, короблению и растрескиванию.
Перепад температуры между стенками цилиндра и водой отно-
сительно невелик вследствие большой величины коэфициента
теплопередачи от стенок к воде. Поэтому увеличение размера
цилиндра, либо повышение его мощности при помощи наддува
или повышения числа оборотов вала вызывает сравнительно
небольшое повышение температуры стенок. При воздушном охла-
ждении перепад температуры между стенками и воздухом гораздо
больше; в результате этого всякое увеличение мощности, полу-
чаемой от одного цилиндра, почти всегда сопровождается значи-
тельным повышением его температуры. При этом понижение темпе-
ратуры стенок при помощи увеличения теплоотдачи в воздух встре-
чает большие трудности, так как увеличение высоты ребер
малоэффективно, а значительное повышение их числа трудно
осуществимо вследствие невозможности их размещения на ци-
линдре.
Эффективность водяного охлаждения почти не зависит от высо-
ты, на которой работает двигатель, так как установка необходимых
радиаторов не встречает особых трудностей. Эффективность воз-
душного охлаждения обусловливается плотностью воздуха. Поэтому
20 Общ. курс миадви-ктелей. J300 449
з случае высотных двигателей, у которых теплоотдача по высоте
не уменьшается, условия воздушного охлаждения ухудшаются при
подъеме до расчетной высоты.
Более высокая температура стенок цилиндра воздушного охла-
ждения и поршня часто обусловливает повышенный расход масла.
По этой же причине в большинстве случаев необходимо для на-
дежности понижать температуру выхлопного клапана, применяя
более богатые смеси, хотя это связано с увеличением удельного
расхода топлива. Кроме того, повышенная температура цилиндров
делает двигатель воздушного охлаждения более требовательным
к топливу и маслу.
Таким образом с точки зрения работы двигателя воздушное
охлаждение менее благоприятно, чем водяное, так как делает
работу цилиндра менее надежной, затрудняет форсировку и уве-
личение высотности двигателя и предъявляет повышенные тре-
бования к топливу и маслу. Кроме того, воздушное охлаждение
часто обусловливает увеличенный расход топлива и масла.
Авиационный вес моторной установки зависит, как известно,
от ее полетного веса и величины лобового сопротивления. Вес
конструкции моторной установки при воздушном охлаждении по-
лучается значительно легче, чем при водяном, вследствие отсут-
ствия водяной системы. Однако повышенный расход топлива и
масла часто приводит к тому, что полетные веса для моторов
воздушного и водяного охлаждений получаются примерно одина-
ковыми.
Несмотря на отсутствие надежных данных, можно считать, что
лобовое сопротивление установки двигателей воздушного охлажде-
ния при современных методах канализации воздуха имеет примерно
ту же величину, что и моторная установка при водяном охлажде-
нии. Таким образом в отношении авиационного веса оба типа
охлаждения почти равноценны.
Отсутствие водяной системы значительно упрощает обслужива-
ние двигателей воздушного охлаждения в эксплоатации. По этой
же причине работа двигателей воздушного охлаждения (не слиш-
ком форсированных) в эксплоатации надежнее, чем работа двига-
телей водяного охлаждения. Однако запуск двигателя воздушного
охлаждения при низких температурах более сложен, чем двигателя
водяного охлаждения; в последнем случае двигатель может быть
залит горячей водой, в то время как при воздушном охлаждении
он должен разогреваться горячим воздухом при помощи специаль-
ных устройств.
С точки зрения военного применения воздушное охлаждение
имеет ряд преимуществ: меньшая уязвимость вследствие отсут-
ствия водяной системы (особенно радиаторов), лучшая маневрен-
ность самолета вследствие меньшего момента инерции двигателя
и большая простота обслуживания.
Таким образом двигатели воздушного охлаждения имеют глав-
ным образом эксплоатационные преимущества по сравнению
с двигателями водяного охлаждения. В двигателях малой и сред-
ней мощностей (до 500-Т-600 л. с.) трудности, связанные с более
высокой температурой цилиндров, в настоящее время полностью
450
преодолены. Поэтому подобные двигатели, применяемые главным
образом в спортивной и гражданской авиации, делаются почти
исключительно с воздушным, охлаждением.
В двигателях большой мощности (700 :1200 л. с.), обслужива-
ющих в основном военную авиацию, ни один вид охлаждения не
имеет подавляющих преимуществ. Поэтому двигатели этих мощно-
стей выполняются как с водяным, так и с воздушным охлаждением.
Таким образом в настоящее время двигатели с воздушным
охлаждением имеют значительно большее распространение, чем
с водяным.
Следует отметить, что при водяном или вообще жидкостном
охлаждении имеется большая возможность форсировать двигатель
по мощности или увеличивать его высотность, чем при воздуш-
ном охлаждении. Возможность улучшения воздушного охлажде-
ния ограничена, в то время как жидкостное охлаждение может
быть усовершенствовано двумя путями: применением водяного
охлаждения с парообразованием или применением охлаждения
высококипящими жидкостями.
2. Водяное охлаждение с парообразованием. Охлаждение
с парообразованием или, сокращенно, парообразующее охлаждение,
характеризуется тем, что тепло, отдаваемое рабочими газами
в стенки цилиндра, затрачивается на парообразование воды. В лите-
ратуре это охлаждение часто называется испарительным.
Для получения парообразующего охлаждения температура воды
на входе в двигатель должна быть равна температуре ее кипения
при существующем барометрическом давлении. В дальнейшем
вследствие получения тепла от стенок часть воды обращается
в пар (примерно 1,5-=-2% от циркуляционного расхода). Полу-
чающийся пар поступает из рубашек цилиндров в конденсаторы,
охлаждаемые воздухом, где конденсируется в воду; конденсат
подается обратно в систему циркуляции воды.
Подобная система с непосредственным парообразованием в ру-
башках цилиндров обладает существенным недостатком. При пре-
вращении воды в пар, объем ее увеличивается в 1000-4-1200 раз;
вследствие этого зарубашечное пространство цилиндров бывает
в основном заполнено паром. Так как коэфициент теплопередачи
от стенок в пар во много раз меньше, чем в воду, то подобное
скопление пара вызывает местные перегревы цилиндров, являю-
щиеся причиной коробления или растрескивания их. Во избежание
перегревов проходные сечения в рубашках должны иметь доста-
точную величину для свободного выхода пара, что сильно увели-
чивает вес и габаритные размеры двигателя.
Наиболее кардинальным решением вопроса является приме-
нение системы с последующим парообразованием. На выходе из
двигателя устанавливается искусственное гидравлическое сопро-
тивление (дроссельная шайба) и при работе двигателя давление
в рубашках повышается настолько (до 1,6-4-1,7 ата), что пре-
пятствует образованию внутри них пара. В результате тепло-
отдача от стенок вызывает лишь повышение температуры воды
сверх температуры кипения при внешнем давлении (на земле до
106 ^-108° Ц). По выходе из двигателя происходит вследствие рез-
* 451
кого падения давления бурное парообразование, причем темпера-
тура воды становится равной температуре ее кипения при внешнем
давлении.
Система с последующим парообразованием позволяет полностью
избежать местных перегревов цилиндров и не требует изменения их
размеров по сравнению с цилиндрами водяного охлаждения. В этом
заключается ее преимущество перед системой с непосредственным
парообразованием. Однако при достаточных проходных сечениях
в рубашках система с непосредственным парообразованием более
выгодна, так как при ней температура цилиндра несколько ниже,
чем при последующем парообразовании.
Преимущество парообразующего охлаждения по сравнению
с водяным заключается в основном в следующем:
а) повышение температуры воды в охлаждающих рабатках до
1004-107° Ц понижает теплоотдачу в воду примерно на 10-4-15%;
вследствие этого потребная поверхность радиатора, в данном слу-
чае называемого конденсатором, уменьшается;
б) более высокая температура стенок конденсатора по сравнению
с радиатором значительно увеличивает скорость передачи тепла; это
также позволяет значительно уменьшить необходимую поверхность
конденсатора;
в) наименьшее лобовое сопротивление дают так называемые
поверхностные радиаторы, т. е. радиаторы, представляющие собой
часть поверхностей самолета (большей частью крыльев); дополни-
тельное лобовое сопротивление, связанное с установкой подобных
радиаторов, весьма мало и обусловливается лишь увеличением вяз-
кости воздуха при его нагревании от радиирующих поверхностей.
Однако практическое применение поверхностных радиаторов
встречает большие трудности, так как вследствие вибрации само-
лета радиаторы часто теряют герметичность. Кроме того, тонкий
слой воды в подобных радиаторах очень легко замерзает, образуя
ледяные пробки и вызывая разрыв стенок радиатора. Применение
крыльевых радиаторов резко увеличивает уязвимость самолета.
Применение поверхностных конденсаторов значительно проще,
чем радиаторов, так как вследствие небольшого избыточного дав-
ления и малой плотности пара утечка его из конденсаторов не имеет
большого значения. Замерзание конденсата менее вероятно, чем
замерзание воды, причем в случае появления льда, он образует
лишь небольшую корку, не вызывающую разрыва стенок конден-
сатора.
Таким образом преимущество парообразующего охлаждения
заключается в резком уменьшении величины лобового сопротив-
ления моторной установки вследствие применения поверхностных
конденсаторов и повышения их температуры по сравнению с водя-
ными радиаторами, а также вследствие понижения теплоотдачи
в стенки цилиндра.
Однако парообразующее охлаждение имеет ряд недостатков,
врепятствующих его применению в эксплоатации. Основные из
этих недостатков следующие:
а) усложнение системы охлаждения и в особенности значитель-
ное увеличение длины трубопроводов;
453
б) трудность удаления конденсата со всех точек поверхностныт
конденсаторов при любых положениях самолета;
в) большая опасность замерзания конденсата в сливных бач-
ках и трубопроводах вследствие малого его количества и неравно-
мерности циркуляции, зависящей от развиваемой двигателем мощ-
ности;
г) увеличение теплоотдачи в масло (примерно на ЗО°/о по срав-
нению с водяным охлаждением) и повышение склонности двигателя
к детонации вследствие более высоких температур стенок.
3. Охлаждение высококипящими жидкостями. Другим методом
уменьшения величины лобового сопротивления моторной установки
при жидкостном охлаждении является применение вместо воды
высококипящих жидкостей.
Высококипящими жидкостями называются жидкости, облада-
ющие более высокой температурой кипения, чем вода. Исполь-
зование подобных жидкостей для охлаждения цилиндров возможно
лишь в том случае, если они удовлетворяют ряду требований, из
которых основные следующие: а) отсутствие разъедающего действия
на металлы, с которыми соприкасается охлаждающая жидкость;
б) малая летучесть; в) высокая температура вспышки, т, е. безо-
пасность в пожарном отношении; г) стабильность при рабочих
температурах.
В настоящее время в качестве высококипящей жидкости часто
применяется этилен-гликоль. Этилен-гликоль представляет собой
двухатомный спирт и в чистом виде обладает следующими основ-
ными свойствами:
Удельный вес при 20° Ц . . . 1,106
Удельный вес при 156° Ц . . 1,017
Температура самовоспламене-
нии на воздухе...........416° Ц
Температура вспышки в откры-
том тигле....................116° Ц
Температура кипения .... 197° Ц
Температура замерзания . .—11,4°Ц
Теплоемкость . ..............0,681
Этилен-гликоль смешивается с водой в любых пропорциях. Так
как этилен-гликоль очень гигроскопичен, то он всегда содержит
некоторое количество воды, которое при длительном хранении
в незакрытом виде может доходить до 15%. Примесь воды даже
в небольшом количестве резко изменяет свойства этилен-гликоля,
Так, содержание воды в количестве 1,1% (по весу) понижает тем-
пературу начала кипения до 130°, а температуру замерзания до
— 15,5 Ц ниже ноля.
Применение этилен-гликоля дает возможность повысить темпе-
ратуру охлаждающей жидкости до 140-ы150ь Ц. При этом полу-
чаются следующие преимущества по сравнению с водяным охла-
ждением: а) уменьшение теплоотдачи в стенки цилиндров при-
мерно на 25% и б) увеличение температуры стенок радиаторов.
453
Оба эти фактора позволяют резко уменьшить поверхность
радиатора, которая составляет лишь ЗО-ь-40% от ее вели-
чины при водяном охлаждении. Соответственно этому значи-
тельно понижается величина лобового сопротивления моторной
установки.
Однако применение этилен-гликоля и работа при высоких тем-
пературах охлаждения вызывает ряд отрицательных явлений:
а) коэфициент теплопередачи от стенок к этилен-гликолю меньше,
чем к воде, вследствие чего при одинаковых температурах охлаж-
дения температуры стенок цилиндра при эгилен-гликоле оказы-
ваются на 30-н40° Ц выше, чем при воде; это обстоятельство
усугубляет повышение температур стенок, вызываемое переходом
на более высокие температуры охлаждения; следовательно, при-
менение этилен-гликоля с температурой 140-ь150°Ц связано с рез-
ким повышением температурного состояния двигателя, что умень-
шает его надежность и возможность дальнейшей форсировки по
мощности;
б) вследствие более высоких температур цилиндра теплоотдача
в масло возрастает на 8О :ЮО°/о по сравнению с водяным охлаж-
дением, что требует соответствующего увеличения размера масля-
ных радиаторов;
в) по той же причине сильно повышаются требования к маслу
(в отношении его стабильности при высоких температурах) и к топ-
ливу (в отношении его склонности к детонации);
г) повышение температуры стенок ухудшают коэфициент напол-
нения, вследствие чего мощность двигателя падает на 3-ь4°/0;
д) эксплоатации системы охлаждения усложняется, так как
большая текучесть этилен-гликоля требует большей герметичности
всех соединений.
В силу этих недостатков, обусловленных в основном высокой
температурой охлаждения, обычно практически ограничиваются
температурой этилен-глнколя около 120ч-130° Ц.
В Америке в виде высококипящей жидкости применяется так
называемый престон, представляющий собой смесь полигликолей
с содержанием 3-:-4°/0 воды. В Германии смеси этилен-гликоля
с водой известны под названием „глизантина". Однако эти смеси
применяются лишь как низкозамерзающие жидкости (антифризы)
при обычных температурах охлаждения.
Охлаждение высококипящими жидкостями не требует такого
усложнения системы охлаждения, как парообразующее охлаждение,
в чем и заключается его преимущество перед последним. Однако
парообразующее охлаждение позволяет лучше использовать поверх-
ностные радиаторы (конденсаторы) и не связано со столь большим
увеличением температур стенок цилиндров. При применении поверх-
ностных конденсаторов парообразующее охлаждение дает меньшее
лобовое сопротивление моторной установки, чем охлаждение
высококипящими жидкостями.
В настоящее время обе описанные новые системы жидкостного
охлаждения находятся в стадии разработки и не имеют применения
в широкой эксплоатации.
ЗАЖИГАНИЕ
§ 74. ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К ЗАЖИГАНИЮ. ПРИНЦИП
ДЕЙСТВИЯ И ЭЛЕКТРИЧЕСКАЯ СХЕМА СИСТЕМЫ ЗАЖИГАНИЯ ОТ МАГНЕТО
1. Общие требования, предъявляемые к зажиганию. Удовле-
творительное зажигание рабочей смеси необходимо для нормаль-
ной работы двигателя. Поэтому система зажигания в двигателе
имеет первостепенное значение и вопросам ее работы уделяется
очень много внимания.
Современный авиационный двигатель и его эксплоатации на
самолете предъявляют к системе зажигания ряд требований, основ-
ные из которых следующие:
а) достаточная мощность электрической искры для получения
своевременного воспламенения всей смеси; это требование особенно
важно выполнять при работе на бедных смесях, которые обладают
меньшей скоростью сгорания, чем богатые смеси, и вследствие
этого более чувствительны к мощности искры;
б) получение достаточной мощности искры при запуске двига-
теля, когда число его оборотов равно 40-Г-50 об/мин;
в) возможность получения наивыгоднейшего опережения зажи-
гания (или близкого к нему) при всех рабочих режимах двигателя;
г) сохранение надежности работы системы зажигания при всех
условиях эксплоатации двигателя, в частности при полете на любых
высотах вплоть до потолка самолета;
д) минимальный вес и минимальные габаритные размеры орга-
нов зажигания;
е) отсутствие влияния системы зажигания на работу радио-
установки самолета;
ж) наибольшая простота в регулировании опережения зажигания
в полете;
з) удобство разборки, сборки, установки и регулировки органов
зажигания.
До настоящего времени применялись две основных системы
зажигания:
а) зажигание от магнето и
б) зажигание от катушки (аккумуляторное зажигание).
Однако последняя система зажигания, как более тяжелая и менее
надежная по сравнению с первой, на современных авиационных
двигателях не устанавливается. Поэтому ниже подробно рассмо-
трена лишь система зажигания от магнето.
2. Принцип действия и электрическая схема системы зажи-
гания от магнето. Электрическая искра (искровой разряд) в ци-
линдре двигателя, необходимая для зажигания рабочей смеси, полу-
чается в искровом промежутке свечи в результате появления тока
высокого напряжения. Получение подобного электрического тока
в авиационных двигателях обычно происходит в специальных аппара-
тах, называемых магнето высокого напряжения, или просто магнето.
Магнето представляет собой аппарат, служащий для преобразо-
вания механической энергии, получаемой от двигателя, в элек-
455
_______________z________—-----------.......— напряжения
(8000-:-12 000 вольт); кроме того, в магнето происходит распределе-
ние электрического тока по отдельным цилиндрам двигателя.
Ток высокого напряжения получается двумя этапами:
а) механическая энергия, получаемая от двигателя, преобразуется
в электрическую энергию тока низкого напряжения (30н-40 вольт);
получаемый ток — переменный (в дальнейшем будет показано, что
его величина и направление периодически изменяются);
б) переменный ток низкого напряжения трансформируется в ток
высокого напряжения в специальном трансформаторе магнето.
Ток высокого напряжения распределяется по свечам отдельных
цилиндров и действует в определенные моменты, соответственно
работе двигателя.
Как известно из электротехники, преобразование механической
энергии в электрическую достигается относительным перемещением
Фиг. 211. Схема получения тока низкого напряженья в магнето
с вращающимися обмотками.
проводника и магнитного потока; при этом в проводнике возникает
электродвижущая сила и при наличии замкнутой электрической
цепи — электрический ток. Таким образом электрический ток низкого
напряжения может быть получен следующими тремя способами:
а) перемещением проводника относительно магнитного потока
неподвижного магнита;
б) перемещением магнита относительного неподвижного про-
водника;
в) перемещением промежуточного элемента, который создает
изменение магнитного потока при неподвижном проводнике и не-
подвижном же магните.
В соответствии со способом получения тока низкого напряжения
различают следующие типы магнето:
а) с вращающимися обмотками и неподвижными магнитами,
б) с вращающимися магнитами и неподвижными обмотками,
в) с неподвижными магнитами и обмотками и вращающимся про-
межуточным элементом.
Так как принцип работы всех трех типов магнето одинаков, то
достаточно рассмотреть схему получения тока низкого напряжения
в одном из типов магнето. Рассмотрим схему магнето с вращаю-
щимися обмотками (фиг. 211).
455
ЩСТГНН1 I с полюсами “TV и
В междуполюсном пространстве вращается с малым радиальным
зазором железный якорь 2; этот якорь в поперечном сечении имеет
форму, приближающуюся к двутавровой. В пазах якоря, вдоль его
оси вращения, уложены витки изолированного проводника, образу-
ющие замкнутую электрическую цепь — обмотку. ’ у
При вращении якоря его сегменты 3 и 4 меняют свое положе-
ние относительно полюсов магнита и, следовательно, относительно
магнитных силовых линий, которые всегда направлены от полюса А/
к полюсу S. Кроме того, вращение якоря связано с изменением
плотности магнитного потока в железе якоря, что является след-
ствием изменения сопротивления магнитной цепи, так как сегменты
Фиг. 212. Кривые изменения мышиных потоков в якоре.
якоря периодически выходят из под полюсных наконечников маг-
нитов. Одновременно с вращением якоря происходит относитель-
ное перемещение витков проводника и магнитных силовых линий;
это относительное перемещение обусловливается двумя причинами:
а) изменением плотности магнитного потока в якоре, имеющим
основное значение вследствие большой проводимости материала
якоря;
б) перемещением проводника относительно магнитов; влияние
этого перемещения очень незначительно.
Поэтому в расположенных на якоре витках проводника инду-
цируется электродвижущая сила. Величина этой силы пропорцио-
нальна скорости относительного перемещения магнитного потока,
его плотности и числу витков проводника. Направление электро-
движущей силы зависит от направления изменения магнитного по-
тока по отношению к проводнику и, следовательно, от положе-
ния якоря.
Диаграмма изменения плотности магнитного потока в якоре
при его вращении приведена на фиг. 212. Кривая Ф показывает изме-
457
—X»»tu Д uvviii—ШЦ1 11ЖД i HKfL \J—uvivn-K>—ZnVHVJL 71XY4JJJT1. IVcTK ЬИ O,
в этом случае максимальная плотность магнитного потока полу-
чается при горизонтальном положении якоря (положение I и IV на
фиг. 211). Однако нулевые значения плотности соответствуют не
вертикальному положению якоря, а некоторому смещению его в
направлении вращения; это смещение обусловливается влиянием
остаточного магнетизма. За один оборот якоря магнитный поток
в нем дважды меняет свой знак, т. е. свое направление, что яв-
ляется следствием изменения положения якоря по отношению
к полюсам магнита.
Вследствие изменения плотности магнитного потока в обмотке
индуцируется электродвижущая сила. Она достигает максималь-
ного значения вблизи вертикальных положений якоря, когда ско-
рость изменения магнитного потока имеет наибольшее значение.
Электродвижущая сила равна нулю при горизонтальном положении
якоря, когда плотность магнитного потока максимальна.
При замыкании обмотки в* ней появляется электрический ток
переменного направления, обусловленный индуцированной электро-
движущей силой. Этот ток вызывает в сердечнике якоря появле-
ние 'дополнительного электромагнитного потока, так как в данном
случае сердечник можно рассматривать как электромагнит. Допол-
нительный электромагнитный поток взаимодействует с основным
потоком и, слагаясь с ним алгебраически, дает результирующий
магнитный поток в якоре.
На фиг. 212 кривая Фэ показывает изменение дополнительного
электромагнитного потока, а кривая — результирующего потока.
Кривая Фэ одновременно представляет изменение силы тока в об-
мотке, так как электромагнитный поток ей пропорционален. Как
видно, вследствие влияния дополнительного потока (при замкнутой
обмотке) максимальная сила протекающего по обмотке тока полу-
чается не вблизи вертикального положения якоря, а после неко-
торого поворота (на 20-н30°) в сторону вращения. При этом, как
уже отмечалось выше, максимальное значение индуцированного
напряжения обычно равно ЗСН-40 вольтам.
Обмотка, служащая для получения тока низкого напряжения,
называется обычно первичной; соответственно этому сам ток низ-
кого напряжения носит название первичного тока.
Ток высокого напряжения, необходимый для зажигания смеси,
получается при помощи второй обмотки якоря, образованной боль-
шим числом витков тонкого проводника. Эта обмотка называется
вторичной, а появляющийся в ней ток — вторичным током.
Вторичная обмотка замыкается через электрическую свечу; та-
ким образом в ее электрическую цепь включен искровой зазор
между электродами свечи.
При вращении якоря во вторичной обмотке, так же как и в пер-
вичной, индуцируется электродвижущая сила. Однако при этом
вторичный ток не возникает, так как получающегося напряжения
недостаточно для преодоления электрического сопротивления
искрового зазора свечи.
Напряжение, необходимое для получения искрового разряда
в свече, достигается созданием очень быстрого изменения магнит-
4Г8
КОГО потока вследствие прерывания тока в первичной пРПи п„
этой цели в первичную цепь включается прерыватель ko^S
размыкает цепь в момент получения в ней наибольшей силы
Получающееся при этом изменение силы тока в первичной Х
приведено в верхней части фиг. 213 (кривая ц и
В момент прерывания тока,
электромагнитный поток Ф9
(фиг. 212) исчезает, так как
его существование связано с
наличием тока в первичной
цепи. При этом магнитный
поток в якоре резко изме-
няется от величины Фр при
замкнутой первичной обмот-
ке до величины Ф при разом-
кнутой обмотке. Подобное из-
менение магнитного потока
индуцирует во вторичной и
разомкнутой первичной об-
мотках большую электродви-
жущую силу. Обычно обе об-
мотки соединяются последо-
вательно, поэтому индуци-
рованные электродвижущие
силы обеих обмоток слагают-
ся. Изменение электродвижу-
щей силы Е2 во вторичной
обмотке по. углу поворота
якоря приведено в нижней
части фиг. 213.
Появляющаяся при размы-
кании первичной цепи элек-
тродвижущая сила может вы-
зывать между контактами пре-
рывателя дуговой разряд, свя-
занный с появлением так на-
зываемого экстратока. Экс-
траток действует в том же
направлении, что и преры-
ваемый первичный ток. Сле-
довательно, он понижает ско-
рость изменения магнитного потока и значительно уменьшает вели-
чину индуцированного напряжения во вторичной цепи. Для устра-
нения этого недостатка, параллельно контактам прерывателя вклю-
чается конденсатор. При размыкании первичной цепи конденсатор
заряжается, что уменьшает дуговой разряд и повышает скорость
падения силы тока в первичной цепи.
Последующий разряд конденсатора создает в первичной об-
мотке ток,-направленный в сторону противоположную направле-
нию тока, действовавшего в обмотке в момент размыкания цепи.
Этот ток способствует более быстрому исчезновению электромаг-
459
цепи в зависимости от угла поворота якоря
при наличии прерывателя.
яитного потокя в якоре и тем самым значительно увеличивает
индуцированную электродвижущую силу во вторичной обмотке.
При совместном действии прерывателя и конденсатора элек-
тродвижущая сила во вторичной обмотке достигает в момент раз-
мыкания величины порядка 8000-4-12000 вольт, достаточной для
образования искрового разряда в свече.
Принципиальная электрическая схема системы зажигания от
магнето, включающая описанные выше элементы, приведена на
фиг. 214. Первичная обмотка 1 присоединена одним концом
к массе М, а другим концом — к прерывателю 3. Прерыватель
образуется двумя контактами, из которых один, соединенный
Фиг. 214. Принципиальная электрическая схема системы
зажигания от магнето.
с обмоткой, неподвижен, а другой, соединенный с массой, может
перемещаться под действием кулачка.
Первичная обмотка и прерыватель образуют основную первич-
ную цепь. Параллельно прерывателю присоединяется конденсатор 4,
один конец которого связан с первичнбй цепью перед прерывате-
лем, а другой—с массой.
Вторичная обмотка 2 одним концом соединена с первичной
обмоткой и через нее с массой М, а другим концом — с распре-
делителем 7. Распределитель служит для распределения вторич-
ного тока по свечам отдельных цилиндров; для этого он имеет
вращающийся контакт, один конец которого непрерывно связан со
вторичной обмоткой, а другой конец прижимается последовательно
к неподвижным контактам, соединенным с проводниками свечей
6 тех цилиндров, в которых согласно принятому порядку зажига-
ния должен произойти искровой разряд. Очевидно, что число не-
подвижных контактов распределителя всегда равно числу цилин-
дров. Таким образом распределитель позволяет поочереди (согласно
порядку зажигания) присоединять ко вторичной обмодке свечи
соответствующих цилиндров. Каждая свеча имеет два проводника
(электрода), разделенных искровым зазором 8; один из этих электро-
460
дов (центральный) соединяется с неподвижным контактом распреде-
лителя, а другой связан с массой М. Вторичная обмотка, распре-
делитель и электрические свечи образуют вторичную цепь (высо-
кого напряжения).
Согласно предыдущему, работа подобной системы зажигания
заключается в следующем. В момент существования максимального
тока в первичной цепи, происходит размыкание прерывателя 3,
вследствие чего в первичной / и вторичной 2 обмотках якоря
индуцируется электродвижущая сила, причем интенсивность индук-
ции повышается наличием конденсатора 4. Полученная таким обра-
зом очень большая электродвижущая сила при помощи распреде-
лителя 7 передается на электроды свечей 6 и, преодолевая сопро-
тивление искрового зазора S, образует искровой разряд, служащий
для зажигания смеси.
Полная цепь тока низкого напряжения образуется массой М,
первичной обмоткой 1 и прерывателем 3; цепь высокого напря-
жения состоит из массы М, первичной 1 и вторичной 2 обмоток,
распределителя 7 и свечей 6.
Необходимо отметить, что для правильной работы зажигания
неподвижные контакты распределителя должны быть последова-
тельно присоединены (по направлению вращения подвижного кон-
такта) к свечам в том порядке, в котором должно происходить
зажигание по цилиндрам. Так, в случае четырехцилиндрового дви-
гателя присоединение контактов соответствует порядку зажигания
по цилиндрам I—III—IV—II. При этом один оборот скользящего
контакта распределителя должен происходить за два оборота ко-
ленчатого вала двигателя, а прерыватель (при максимальной силе
тока в первичной цепи) должен размыкаться при каждом сопри-
косновении подвижного контакта с очередным неподвижным.
В эксплоатации часто бывает необходимо приостанавливать
образование искровых разрядов в свечах, т. е., как говорят, „вы-
ключать* зажигание (например, при остановке двигателя). Для
этой цели устанавливается специальный выключатель, обозначен-
ный на фиг. 214 цифрой 5. Как видно, при замыкании выключа-
теля первичная обмотка соединяется с массой помимо прерыва-
теля 3. Вследствие этого размыкание прерывателя не сопрово-
ждается разрывом первичной цепи, так что во вторичной обмотке
не может индуцироваться электродвижущая сила, достаточная для
образования искровых разрядов в свечах.
При работе магнето в эксплоатации возможны случаи, когда
сопротивление вторичной цепи значительно возрастает, например,
когда провод, подводящий к свече ток, соскакивает с нее и остается
висеть в воздухе. В этих случаях нормальный искровой разряд не
получается, вследствие чего индуцированное напряжение во вто-
ричной цепи достигает значительно большей величины, чем при
нормальной работе магнето. Подобное напряжение может привести
к искровому разряду внутри обмотки через изоляцию и, в резуль-
тате, к разрушению („пробиванию11) последней.
Во избежание разрушения изоляции иногда применяют спе-
циальный предохранитель — искровой разрядник. Этот разрядник
образуется двумя остроконечными контактами, один из которых
461
соединен с вторичной цепью, а другой — с массой. Расстояние
между этими контактами подбирается таким образом, чтобы в них
не получалось искрового разряда до тех пор, пока напряжение во
вторичной цепи не достигнет максимально-допустимого значения.
При работе в нормальных условиях, разряд всегда происходит
через искровой зазор в свече, так как сопротивление последнего
значительно меньше, чем сопротивление зазора в предохранителе.
Описанная электрическая схема магнето относится не только
к магнето с вращающимися обмотками, но и к другим типам, раз-
личающимся между собою лишь методом изменения магнитного
потока в якоре.
§ 75. КОНСТРУКЦИИ МАГНЕТО
1. Магнето Беш С вращающимися обмотками. Наиболее рас-
пространенный старый тип магнето Бош имеет вращающиеся об-
мотки и неподвижный магнит. Конструктивная схема подобного
магнето для шестицилиндрового двигателя приведена на фиг. 215,
Фиг. 215. Конструктивная схема магнето Бош.
'где показаны якорь А, прерыватель В и распределитель 7. При
этом якорь А и подвижной контакт 12 распределителя изображены
в продольном сечении, а для прерывателя и распределителя дан
их вид спереди, в плоскости, перпендикулярной к оси якоря.
На схеме, представленной на фиг. 214, мы видим, что две вра-
щающиеся обмотки (первичная и вторичная) имеют вместо четы-
рех лишь три конца. Это обусловливается тем, что два конца
этих обмоток соединяются в один, идущий к прерывателю.
462
Как видно из схемы, показанной на фиг. 215, этот объединен-
ный конец 17 присоединяется к центральному, изолированному
болту 9, который одновременно служит для крепления вращаю-
щейся части прерывателя В. Параллельно с прерывателем к этому
концу обмоток присоединен конденсатор 4, помещенный в якоре,
другой конец первичной обмотки 1 и конденсатора объединены
вместе и припаяны к якорю, чем достигается их замыкание на
массу.
Второй конец обмотки 2 соединяется с так называемым коллек-
торным кольцом 10, изолированным от массы. От коллекторного
кольца ток передается на неподвижный уголек 11\ при этом сколь-
зящий постоянный контакт между угольком и кольцом достигается
при помощи пружины, прижимающей уголек к поверхности кольца.
В дальнейшем вторичный ток поступает на вращающуюся
часть 12 распределителя 7, называемую бегунком. Бегунок приво-
дится во вращение при помощи зубчатой передачи, не показанной
на схеме, от вала якоря. Он вращается внутри коробки, сделанной
из материала с высокими изоляционными свойствами (обычно из
карболита). В этой коробке расположены контакты 8, имеющие
форму сегментов и соединенные со свечами 6. При вращении бе-
гунка, укрепленный на нем уголек соприкасается по очереди со
всеми контактами распределителя и передает вторичный ток вы-
сокого напряжения на свечи двигателя.
Вращающаяся часть прерывателя имеет диск, который непо-
средственно соприкасается с якорем, играющим роль массы; при
этом болт 9 соединяется с контактом 3 прерывателя, изолирован-
ным от диска, и крепит прерыватель и диск к якорю. На диске
установлен без изоляции рычаг 13, несущий на конце контакт 14.
Рычаг 13 может качаться на своей оси 19 и при помощи пло-
ской пружины 20 отжимается вправо, что вызывает замыкание
контактов 3 и 14 и, следовательно, соединение первичного тока
с массой. При вращении якоря рычаг 13 вращается вместе с ним
и своим концом задевает неподвижные (в виде сегментов) выступы 15.
Преодолевая упругость пружины, рычаг поворачивается и размыкает
контакты 3 и 14. Размыкание этих контактов прерывает первичный
ток и индуцирует напряжение во вторичной обмотке.
Максимальные значения первичного тока достигаются дважды
за один оборот якоря (фиг. 213), т. е. через каждые 180°. Поэтому для
получения двух искровых разрядов за один оборот якоря устраи-
вают два выступа, смещенных один относительно другого на 180°
и вызывающих двукратный разрыв первичной цепи. Обычно ма-
ксимальный зазор между контактами прерывателя в момент полного
размыкания цепи берется равным 0,4 мм.
Болт 9, помимо контакта 3, соединяется через выключатель 5
непосредственно с массой М. При замыкании этого выключателя
разрыв контактов 3 к 14 прерывателя не вызывает перерыва пер-
вичного тока, так что магнето не может давать искровых разря-
дов, т. е. оно выключено.
Контакты 8 представляют собой искровой разрядник, служащий
для предохранения вторичной цепи от случайного чрезмерного
повышения напряжения.
463
Как известно, момент зажигания рабочей смеси имеет большое
влияние на характер работы двигателя. Поэтому конструкция маг-
нето должна предусматривать возможность получения наивыгод-
нейшего опережения зажигания на всех основных режимах работы
двигателя. Кроме того, вращение якоря магнето и бегунка распре-
делителя, а следовательно, и искрообразование в свечах должно
происходить синхронно числу оборотов двигателя.
Синхронность работы магнето и двигателя достигается тем,
что якорь и бегунок приводятся во вращение от двигателя при
помощи зубчатых передач. Однако необходимо изменять в неко-
торых пределах момент искрового разряда по отношению к поло-
жению коленчатого вала, так как величина наивыгоднейшего опе-
режения зажигания зависит от режима работы двигателя.
Для этой цели выступы 15 вместе с обоймой 16, к которой они
привернуты, могут поворачиваться вокруг оси вращения преры-
вателя на некоторый угол Ду (фиг. 215). При поворачивании обоймы
с выступами по направлению вращения якоря размыкание первич-
ной цепи наступает позднее и опережение зажигания уменьшается.
Для увеличения опережения зажигания обойма должна быть по-
вернута в сторону, обратную вращению якоря.
Необходимо отметить, что угол поворота Ду обоймы прерыва-
теля не может превышать некоторого предельного значения. Как
уже было указано, для получения максимальной величины индуци-
рованного напряжения во вторичной цепи, размыкание первичной
цепи должно производиться при наибольшем значении силы тока
в первичной цепи. При смещении момента размыкания в любую
сторону, сила прерываемого тока понижается, вследствие чего
падает индуцированное напряжение. Так как кривая силы первич-
ного тока .вблизи максимума протекает довольно плавно, то в не-
котором пределе изменения момента размыкания первичной цепи
величина индуцированного напряжения остается почти постоянной.
Однако при значительном смещении момента размыкания сила
прерываемого тока уменьшается настолько, что пониженное инду-
цированное напряжение дает искровой разряд, мощность кото-
рого недостаточна для быстрого воспламенения смеси. При
дальнейшем смещении момента размыкания, индуцированное на-
пряжение падает настолько сильно, что искры в свечах не обра-
зуются вовсе.
Допустимый угол поворота обоймы обычно равен ЗОн-35®.
Эта величина в некоторых случаях недостаточна для сохранения
лаивыгоднейшего опережения зажигания во всех случаях работы
двигателя. Поэтому в настоящее время делаются попытки приме-
нить другой метод изменения опережения зажигания при помощи
углового смещения вала якоря магнето относительно вала двига-
теля. Подобный метод, позволяющий изменить опережение зажига-
ния в любых пределах, рассмотрен ниже.
Все цилиндры двигателя обслуживаются одним магнето. Поэтому
л пело оборотов якоря должно обеспечивать необходимое коли-
чество искровых разрядов за период работы двигателя, т. е. за
Ява оборота коленчатого вала.
Если i — число цилиндров двигателя и е—число искровых раз-
4в*
рядов, даваемое магнето за один оборот якоря (равное числу
размыканий первичной цепи), то передаточное число от коленчатого
вала к якорю будет:
? = 2Р (364)
I .
где -о—число искровых разрядов, которое необходимо иметь за
один оборот коленчатого вала.
Так как рассматриваемое магнето дает два искровых разряда
за один оборот якоря (подобные магнето называются двухискро-
выми), то для данного случая передаточное число будет равно
Следовательно, при наличии шестицилиндрового двигателя
<7=1,5, а при наличии двенадцатицилиндрового <7 = 3. Таким об-
разом магнето подобного типа должны выполняться очень быстро-
ходными.
Бегунок распределителя приводится во вращение зубчатой
передачей от вала якоря. За один свой оборот бегунок обходит
контакты, соединяющие его со свечами всех цилиндров двигателя.
Поэтому число оборотов бегунка всегда должно быть в два раза
меньше числа оборотов коленчатого вала. Это соотношение пред-
определяет передаточное число между бегунком и якорем, кото-
рое выражается уравнением;
<71 = 4 (365)
Основной недостаток магнето Бош, как и других магнето
с вращающимися обмотками, заключается в относительно малой
надежности якоря и обмоток, вращающихся с большой скоростью.
Этот недостаток особенно заметен в случае двигателей с шестью
и большим числом цилиндров, для которых число оборотов якоря
должно значительно превышать число оборотов коленчатого вала
[уравнение (364)]. Число оборотов якоря можно понизить, применяя
два смещенных магнита вместо одного, чтобы за один оборот
якоря получались четыре искры (четырехискровые магнето).
Однако при рассматриваемой схеме установка двух магнитов
встречает большие конструктивные трудности. Поэтому в настоящее
время получил распространение другой тип магнето—с вращаю-
щимися магнитами, который свободен от большинства недостатков
первого типа. Из магнето с вращающимися магнитами наибольшим
распространением пользуется магнето Сцинтилла.
2. Магнето Сцинтилла. Конструктийная схема этого магнето при-
ведена на фиг. 216. Магнит выполнен в виде вращающегося ро-
тора 7, имеющего четыре прореза, вследствие чего образуются
четыре полюса двух магнитов, имеющих общее основание.
К цилиндрической части ротора примыкают с малым зазором
башмаки 2 неподвижной магнитной системы, выполненные (в целях
уменьшения возможности появления токов Фуко) из листового
мягкого железа. Сердечник 3 проходит сквозь неподвижную
катушку с первичной 4 и вторичной 72 обмотками; между обмот-
ками в катушке расположен конденсатор 77.
?0 Общ. куре авиадвигателей. 1860 ^65
466
В правой части фиг. 216 представлена схема магнитного потока
в неподвижном сердечнике и вращающихся полюсах магнитов
Очевидно, что за один поворот ротора, направление магнитного
потока в сердечнике изменяется четыре раза, так как каждую
четверть оборота меняется полюс магнита, подходящий к непо-
движным башмакам 2. Вследствие этого в первичной обмотке
катушки этого магнета за один оборот ротора первичный ток
достигает максимального значения четыре раза. Размыкая ток при
его максимальном значении, можно получать четыре искровых
разряда за один оборот ротора. Поэтому магнето подобного типа
называются четырехискровыми.
В других типах магнето ротор делается с двумя или шестью
прорезами и имеет, следовательно, два или шесть полюсов.
Соответственно этому подобные магнето могут давать два или
шесть искровых разрядов за один оборот ротора, т. е. являться
двух- или шестиискровыми. Их электромагнитная схема и конструк-
тивное выполнение принципиально ничем не отличаются от рас-
сматриваемого (четырехискрового) типа.
Конструктивное выполнение четырехискрового магнето, частично
показанного на схеме фиг. 216, представлено на фиг. 217.
Магнит 1, изготовленный из специальной кобальтовой стали, вра-
щается на двух шариковых подшипниках 2, помещенных в алюми-
ниевом корпусе магнето. Катушка 3, на которой находятся пер-
вичная и вторичная обмотки, а также и конденсатор, расположена
над ротором и насажена на железный сердечник 4 неподвижного
магнитопровода. На катушке имеется два контакта: контакт 5,
представляющий собой общий конец первичной и вторичной
обмоток и связанный с конденсатором, и контакт 6, являющийся
другим концом вторичной обмотки. Второй конец первичной
обмотки и другой провод от конденсатора соединены внутри
катушки с ее сердечником, играющим роль массы. Контакт 5 при
помощи пружинящих пластин связан с изолированным контактом 7
прерывателя, а контакт 6—с ротором распределителя 8.
Прерыватель, подробно изображенный на фиг. 216, приводится
в действие при помощи кулачка 5, вращающегося вместе с
магнитным ротором. При своем вращении кулачок задевает за
выступ изогнутого рычага 6 (фиг. 216) и поворачивает его вправо
вокруг оси 7; при этом подвижной контакт 10, соединенный
с массой, отходит влево от неподвижного контакта 8, связанного
с первичной обмоткой, и размыкает первичную цепь.
Качающийся рычаг и изолированный неподвижный контакт
смонтированы в кольцевой коробке, представляющей собой конец
рычага, поворачивающегося вокруг оси вращения кулачка. При
перемещении этого рычага с коробкой изменяется момент размы-
кания контактов распределителя и, следовательно, величина
опережения зажигания.
Число выступов кулачка перерывателя равно числу полюсов
магнита и, следовательно, числу искровых разрядов, даваемых
магнето за один оборот магнита. У четырехискрового магнето
кулачок имеет четыре выступа.
Распределитель состоит из ротора (барабана) 15 (фиг. 216),
• 467
Фиг. 217. Общий вид магнето Сцинтилла. 1— вращающийся магнит (ротор); 2—шарикоподшипник; 3—катушка;
4 — сердечник катушки; 5—контакт первичной обмотки; 6—контакт вторичной обмотки; 7 — неподвижный
контакт прерывателя; 8—барабан (ротор) распределителя; 9— пружина прерывателя; 10— шестерня на валу магнита;
11— шестерня на валу барабана; 12— магнитопровод; 13—кулачок прерывателя; 14— рычаг опережения зажига-
ния; 1д — качающийся рычаг прерывателя; 16 — выступ рычага /<5; 17—колодка (корпус) распределителя.
приводимого во вращение от вала магнита при помощи зубчатпи
передачи. На окружности барабана расположены в два пГ™
контакты 14.„ Барабан вращается внутри коробки распределителя
образованной двумя колодками 84 с контактами 16 на внутренней
цилиндрической поверхности, расположенными в два ряда.
Поперечный и продольный разрезы распределителя приведены
на фиг. 217, где дана схема присоединения контактов. Размещение
контактов распределителя в два ряда позволяет уменьшить его
размеры в радиальном направлении и тем самым уменьшить
габаритные размеры магнето.
Все рабочие контакты соединяются внутри барабана с централь-
ным токоподводящим контактом, связанным со вторичной обмот-
кой, как показано на фиг. 216. При вращении барабана его
контакты поочередно проходят с зазором около 0,5 мм мимо
контактов колодок распределителя, соединенных проводами со
свечами. Таким образом ток поступает к свечам через воздушный
зазор между контактами распределителя. Однако сопротивление
этого воздушного зазора значительно меньше сопротивления между
электродами свечи, так как плотность рабочей смеси в цилиндре
в момент зажигания в несколько раз больше плотности внешнего
воздуха.
Укрепленные на колодках контакты 16 (фиг. 216) расположены
относительно барабана распределителя несимметрично с таким
расчетом, что против контакта колодки всегда находится лишь
один контакт барабана, тогда как другие контакты колодок и
барабана смещены относительно друг друга на некоторую дугу
окружности. Ток высокого напряжения проходит через противо-
положные контакты и попадает на свечу того цилиндра, в котором
должно происходить зажигание смеси. После поворота барабана
на некоторый угол другой контакт барабана устанавливается под
контактом колодок, связанный со свечей следующего по порядку
зажигания цилиндра. Таким образом угол поворота барабана
между двумя соседними совпадениями контактов должен соответ-
ствовать повороту коленчатого вала на угол между* двумя
соседними вспышками в цилиндрах.
При регулировке опережения зажигания барабан от положения,
при котором возникает вторичный ток высокого напряжения, откло-
няется на некоторый угол. Для того чтобы при этом противопо-
ложные контакты не расходились и вследствие этого не увеличи-
вался воздушный зазор, все контакты выполняются удлиненными
по окружности. Длина контактов должна обеспечивать минималь-
ный зазор между ними в момент протекания тока при любом
возможном опережении зажигания.
При запуске двигателя скорость вращения магнето очень
невелика. Вследствие этого индуцируемая электродвижущая сила
во вторичной цепи оказывается недостаточной для получения
искрового разряда, необходимого для зажигания смеси. Поэтому
для запуска применяют дополнительный источник тока высокого
напряжения — пусковое магнето или пусковую индукционную
катушку.
Пусковое магнето приводится во вращение от руки и имеет
460
принципиально ту же конструкцию, что и рабочее магнето, но оно
не имеет распределителя. Пусковая индукционная катушка имеет
обычную конструкцию и приводится в действие от аккумулятора.
Для распределения получаемого тока по свечам отдельных
цилиндров используется распределитель рабочего магнето.
При запуске двигателя зажигание должно происходить вблизи
в. м. т. поршня и опережение зажигания должно быть почти
равным нулю. В противном случае вследствие малого числа обо-
ротов двигателя давление преждевременно повышается и дает
обратный момент на коленчатом валу двигателя. Существующая
на магнето регулировка опережения зажигания не позволяет
получить требуемый при запуске момент зажигания смеси, так как
разница между рабочим опережением зажигания и пусковым
слишком велика. При запуске двигателя нельзя использовать
систему рабочих контактов распределителя, вследствие чего на
барабане последнего устанавливаются дополнительные пусковые
контакты 31 (фиг. 216). Для получения малого опережения зажи-
гания, т. е. более позднего чем в рабочих условиях, эти контакты
смещены на некоторый угол против направления вращения бара-
бана (фиг. 216).
Все пусковые контакты соединяются с общим кольцом 28
(фиг. 216), вделанным в ротор. К этому кольцу подходит с малым
зазором неподвижный контакт 27 (фиг. 216), укрепленный в одной
из колодок распределителя. Этот контакт служит для присоедине-
ния провода 25 (фиг. 216), идущего от пускового аппарата (магнето
или катушки). Таким образом пусковой ток высокого напряжения
поступает от пускового аппарата к контакту 27, а оттуда—на
кольцо 23 барабана и пусковые контакты 31\ в дальнейшем ток
переходит на противолежащий одному из пусковых контактов
рабочий контакт колодок и, образуя искровой разряд в свече,
зажигает смесь.
Рабочие контакты на колодках имеют приспособление для
надежного крепления проводов, идущих от распределителя к
свечам. Все рабочие контакты снабжены номерами, соответствую-
щими порядку получения искр в магнето (а не порядковым
номерам цилиндров, к свечам которых они присоединены). Зажим 26
(фиг. 216) пускового контакта обозначается буквой Н в загранич-
ных магнето и буквой П— в советских.
Для выключения магнето его первичная цепь, как обычно,
соединяется с массой, минуя прерыватель (фиг. 216). Для присое-
динения провода от выключателя на колодке распределителя
магнето устроен специальный контакт 21 (фиг. 216).
В рассмотренном магнето опережение зажигания изменяется от
руки поворачиванием рычага 14 опережения зажигания (фиг. 217).
Для этой цели рычаг при помощи тяг связывается с рукояткой
управления в кабине летчика. Однако ручная регулировка опере-
жения зажигания усложняет управление двигателем в полете и
поэтому нежелательна. Вследствие этого в настоящее время
находит широкое распространение автоматическое управление
опережением зажигания, основанное на действии центробежных
сил.
470
Механизм подобного автомата опережения зажигания ппивелегГ
на фиг. 218. В продольные прорезы магнита заложены бронзовые
грузы 7, которые при помощи реечного зацепления связаны с ва-
лом 2 магнита. Этот вал проходит свободно через втулку магнита и
может поворачиваться на некоторый угол относительно магнита
что связано с перемещением грузов вдоль прорезей. Если грузы
неподвижны, то магнит вращается вместе с валом. Перемещению
магнита относительно вала препятствуют спиральные пружины 3,
помещенные в чашке 4\ эти пружины стремятся повернуть магнит
относительно вала в обратном направлении, чем то, которое
связано с выдвиганием грузов.
Фиг. 218. Автоматический регулятор опережения зажигания Сцинтилла,
действующий на вал магнита.
Масса грузов и упругость пружин подобраны таким образом,
что по мере увеличения числа оборотов вала центробежная сила
вызывает перемещение грузов в радиальном направлении и тем
самым смещает магнит относительно вала. Так как вал магнита
вращается синхронно с коленчатым валом двигателя, то подобное
смещение магнита изменяет опережение зажигания.
В этой системе кулачок 5 прерывателя жестко связан с магни-
том. Поэтому при изменении опережения зажигания момент раз-
мыкания первичной цепи не смещается относительно момента
получения максимальной силы первичного тока. Вследствие этого
угол смещения момента зажигания может быть любой величины,
что является преимуществом данной системы по сравнению с
описанными выше.
Автоматическое изменение момента зажигания должно следовать
закону, при котором опережение зажигания в двигателе при
увеличении числа оборотов по винтовой характеристике наиболее
выгодно. Однако на больших числах оборотов наивыгоднейшее
опережение зажигания меняется незначительно, так как при
увеличении числа оборотов уменьшение времени для горения
471
компенсируется менее сильным загрязнением рабочей смеси
остаточными газами и более интенсивным движением смеси б
цилиндре, что увеличивает скорость сгорания. Вследствие этого
в автоматах обычно опережение зажигания сначала возрастает, а
после некоторого числа оборотов остается постоянным.
Скорость возрастания опережения зажигания по числу оборотов
регулируется изменением размеров пружин 3. При этом максималь-
ное значение опережения зажигания определяется длиной упора 6,
ограничивающего максимальный поворот магнита относительно вала.
Во многих случаях автоматы подобного типа действуют не на
вал магнита, а на кулачок прерывателя. В этом случае магнит
Фиг. 219. Автоматический ре>улятор опережения зажигания Сцинтилла,
действующий на кулачок прерывателя.
жестко соединяется с валом. Подобная конструкция автомата
приведена на фиг. 219. Аналогично предыдущей конструкции, два
пластинчатых груза 1, перемещаются в прорезах магнита под
действием центробежной силы; эти грузы с помощью штифтов 4
поворачивают валик 2, на котором насажен кулачок 5 прерывателя
магнето. Перемещению грузов по направлению от центра вращения
препятствуют пружины 3, сидящие на направляющих пальцах 6.
При увеличении числа оборотов грузы 7, стремясь разойтись,
сжимают пружины 3, поворачивают на требуемый угол валик 2
с кулачком 5 в направлении вращения (по ходу), и угол опереже-
ния зажигания увеличивается. При уменьшении числа оборотов
валик 2 и кулачок 5 поворачиваются под действием пружин 3 от-
носительно магнита в направлении против вращения (против хода),
соответственно уменьшая опережение зажигания.
Подобные автоматические регуляторы обладают тем же недо-
статком, что и ручные, так как позволяют изменять опережение
472
зажигания лишь в определенных пределах, ограниченных характе-
ром изменения первичного тока. F
3. Магнето с неподвижными обмотками и магнитами. Магнето
этого типа отличаются от предыдущего лишь Магнитной системой.
В целях обхода патента фирмы Сцинтилла различные фирмы вы-
полняют конструкцию магнитной системы различно, оставляя прин-
цип одинаковым.
На фиг. 220 приведена схема магнитной системы одного из
подобных магнето, изготовляемого заводом Бош.
Магнето имеет неподвижный стальной магнит 1 и неподвижный
П-образный магнитопровод 2, на сердечнике 3 которого помещена
неподвижная катушка с обмотками. Мимо магнита и магнитопро-
вода вращается разрезанное железное кольцо 4, сегменты которого
в зависимости от своего положения, изменяют величину и наира.
Фиг. 220. Схема магнитной системы магнето Бош с неподвижными
обмотками и магнитами.
вление магнитного потока в магнитопроводе. Из схемы, пред-
ставленной на фиг. 220, видно, что за один оборот кольца направ-
ление магнитного потока меняется четыре раза, так что магнето
дает четыре искровых разряда.
Электрическая схема подобного магнето ничем не отличается
от электрической схемы уже рассмотренных выше типов.
§ 76. ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ СВЕЧИ
1. Условия работы свечи и предъявляемые к ней требования.
Достаточно интенсивное искрообразование, необходимое для полу-
чения надежного зажигания смеси, зависит не только от работы
магнето, но также и от состояния свечей. Большинство неполадок
в работе зажигания относится к неисправности свечей, работающих
в весьма тяжелых условиях.
Ввернутая в головку цилиндра свеча сильно нагревается как
вследствие теплопередачи лучеиспусканием, так и от непосред-
ственного соприкосновения с горячими газами. Высокая темпера-
тура свечи может вызвать разрушение ее центральной части.
Однако и при достаточной прочности свечи чрезмерное повышение
ее температуры недопустимо,— в этом случае рабочая смесь за-
жигается не искровым разрядом, а от соприкосновения с раскален-
ными поверхностями свечи. Подобное зажигание может происхо-
дить преждевременно, т. е в середине или начале хода сжатия,
а при еще более высоком нагреве свечи—даже в течение хода
всасывания. Работа двигателя с преждевременным зажиганием или, t
как говорят, с самовспышкой, уменьшает мощность и экономич-
473
ность двигателя, а также вызывает вибрацию всей конструкции.
При зажигании смеси в течение хода всасывания пламя распро-
страняется по всасывающему трубопроводу и дает вспышку в кар-
бюратор. Поэтому максимальная температура свечи независимо от
ее термической прочности — ограничена, причем допустимый пре-
дел зависит от конструкции двигателя и режима его работы (при-
близительно около 800оЦ).
Слишком низкая температура свечи также вызывает ряд дефек-
тов в работе, как и слишком высокая. При работе двигателя на
поверхностях свечи, подверженных действию газов, осаждается
копоть и масло, образующие токопроводящий налет, который со-
единяет изолированный центральный электрод с корпусом свечи и
стенками цилиндра, т. е. с массой. При наличии такого налета ток
высокого напряжения проходит по нему непосредственно на массу,
минуя воздушный зазор, и, следовательно, не давая искрового раз-
ряда в свече, вызывает так называемый поверхностный разряд.
Во избежание этого свеча должна иметь температуру, при которой
происходит ее „самоочищение" (выгорание копоти и масла), т. е.
около 400-4-600° Ц.
Температура правильно сконструированной свечи на всех режи-
мах работы двигателя должна колебаться в пределах от 400 до
800°Ц. При более низких температурах свечи загрязнятся и про-
исходят поверхностные разряды, дающие пропуски и зажигания.
При более высоких температурах двигатель работает с само-
вспышками.
Температура свечи быстро изменяется при резком переходе на
другой режим работы двигателя и, особенно, при его остановках.
Эти изменения температуры вредно отражаются на состоянии свечи,
так как вызывают коробление ее центрального алектрода и нару-
шают правильное искрообразование. Во избежание этого централь-
ный электрод должен выполняться достаточно жестким.
Помимо тепловых влияний, свеча испытывает действие высоких
давлений, имеющихся в цилиндре. Конструкция свечи должна быть
достаточно прочной, чтобы выдерживать эти давления. Кроме того,
свеча должна быть герметична, чтобы газ не проходил из цилиндра
во внешнюю среду. В противном случае вытекающие газы сильно
нагревают свечу, вследствие чего ее температура становится слиш-
ком высокой.
Таким образом для бесперебойной работы свечи, ее конструк-
ция должна удовлетворять следующим требованиям:
а) обеспечивать колебание рабочей температуры свечи в до-
пускаемых пределах на всех режимах работы двигателя;
б) обладать достаточной жесткостью центральной части для
избежания коробления;
в) быть достаточно прочной и герметичной.
2. Конструкция свечи. Типичная конструкция свечи приведена
на фиг. 221. Свеча состоит из металлического корпуса 1 с внеш-
ней резьбой для ввертывания в головку цилиндра. В корпус ввин-
чен ниппель 8, несущий центральный электрод 2. Электрод 2 кре-
пится ниппелем 8, зажатым двумя изолирующими втулками 5 и го-
ловкой 4, сидящими на электроде. Нижняя втулка 5 опирается че-
474
рез металлическую конусную втулку 9 на ниппель 8. Этим
гается центровка электрода относительно
герметичность свечи.
Ток высокого напряжения подво-
дится к центральному электроду 2
при помощи провода с наконечником,
который надевается на головку 4.
Центральный электрод изолирован от
корпуса втулками 5 и оберткой из ли-
стовой слюды; поэтому ток проходит
через искровой зазор 8, образуя искро-
вой разряд, и поступает на боковые
электроды 3, а оттуда на корпус све-
дости-
корпуса и необходимая
чи и головку цилиндра, т. е. на массу.
Резьба корпуса 1 для завинчива-
ния в головку цилиндра стандартизо-
вана и имеет диаметр 18 мм при
шаге в 1,5 мм. В последнее время
для уменьшения веса и габарита
свечей, а также для их лучшего
охлаждения стали применять свечи
меньших размеров с диаметрами
этой резьбы 14 и 12 мм. того
чтобы избежать прорыва газов между
корпусом свечи и головкой цилиндра,
под корпус устанавливается медно-
асбестовая прокладка или прокладка
из красной меди 7 (фиг. 221).
Уплотнение внутренней части све-
чи (ниппеля с центральным электро-
дом) достигается затяжкой изоляцион-
ных втулок 5. Уплотнение ниппеля 8
относительно корпуса свечи дости-
гнуто постановкой прокладки 10 из
красной меди. Электроды свечи де-
лаются жесткими во избежание ко-
робления; они выполняются из спе-
циальных огнестойких сплавов, со-
держащих никель и вольфрам.
Изолирующие втулки могут вы-
полняться помимо слюды из других
жаростойких изоляционных материа-
лов, а именно: из зиндекорунда и
Фиг. 221. Свеча современной
конструкции.
керамических масс.
В приведенной конструкции цен-
тральный электрод 2 с втулкой 8
можно вывинчивать для осмотра и
очистки. Подобные свечи называются разборными. У некоторых
конструкций вместо резьбового соединения сделана развальцовка;
эти конструкции менее удобны, так как затрудняют осмотр
и чистку свечи.
475
Свободное кольцевое пространство 6 (фиг. 221) между корпусом 1
и центральным электродом 2 называется камерой свечи. При ра*
боте двигателя камера свечи периодически заполняется раскален-
ными газами, которые нагревают корпус свечи и ее центральную
часть. Наиболее разогревается центральная часть свечи: централь-
ный электрод и нижняя изолирующая втулка, так как отвод тепла
от них затруднен. Очевидно, что охлаждение центральной части
свечи происходит тем интенсивнее, чем меньше диаметр и глу-
бина камеры свечи и чем толще центральный электрод.
Боковые электроды также имеют высокую рабочую темпера-
туру, причем для ее понижения толщина электродов должна уве-
личиваться, а высота уменьшаться.
Таким образом рабочая температура свечи в сильной степени
зависит от ее конструкции и соответствующие заводы выпускают
в настоящее время целые серии свечей от наиболее „холодных"
до наиболее „горячих", т. е., как говорят, с различной тепловой
Фиг. 222. Серия свечей с различной тепловой характеристикой.
характеристикой. Для примера на фиг. 222 приведена подобная
серия неразборных свечей с керамической изоляцией завода Бош.
Слева изображена наиболее горячая свеча 7 с наименьшей тепло-
вой характеристикой. На фигуре изображены свечи с постепенно
повышающейся тепловой характеристикой, которая достигает макси-
мальной величины у свечи V, обладающей, следовательно, наи-
меньшей рабочей температурой при одинаковых условиях нагрева.
Как видно, по мере повышения тепловой характеристики свечи
размер камеры понижается, а электроды делаются более толстыми
и с меньшей свободной длиной.
Интенсивность передачи тепла к свече обусловливается работой
двигателя и при увеличении литровой мощности возрастает. Поэтому
не существует универсальной хорошей свечи, дающей надежную
работу на всех двигателях. Свеча 7 будет хорошо работать на
малофорсированном двигателе, но при установке на быстроход-
ный двигатель с наддувом быстро перегреется, вызовет появление
самовспышек, а в дальнейшем концы электродов сгорят или вы-
плавятся. Наоборот, свеча 7 будет хорошо работать на сильно
форсированных двигателях, но при установке на слабо нагружен-
ную в тепловом отношении машину окажется переохлажденной;
ее камера быстро загрязнится копотью и маслом и искрообразова-
ние прекратится вследствие появления поверхностных разрядов.
476
Следует отметить, что свечи с высокой тепловой характеристи-
кой, предназначенные для работы при сильном нагреве, плохо ра-
ботают при запуске двигателя и на малой мощности. Поэтому
рекомендуется работать с этими свечами на режимах малой мощ-
ности по возможности минимальное время, для того чтобы избе-
жать сильного загрязнения камер свечей.
Для каждого типа двигателя свечи подбираются с наиболее под-
ходящей тепловой характеристикой экспериментально, путем испы-
тания их работы на различных режимах двигателя.
§ 77. ЭКРАНИРОВКА СИСТЕМЫ ЗАЖИГАНИЯ
Одним из основных современных требований к системе зажига-
ния является отсутствие ее влияния на радиостанцию самолета.
Для этого применяется так называемая экранировка системы за-
жигания.
Экранировка системы зажигания заключается в покрытии токо-
несущих частей магнето, проводов и свечей металлическими че-
хлами (экранами), соединенными с массой двигателя.
У магнето обычно экранируется распределитель тока высокого
напряжения. Пример конструкции экранированного магнето приве-
ден на фиг. 223. Это магнето отличается от неэкранирован-
ных магнето (фиг. 217) лишь тем, что оно снабжено разъемным
алюминиевым кожухом 1, закрывающим колодки распределителя
и катушку с обмотками. Провода к свечам подводятся к контактам
распределителя обычным способом, но выводятся из кожуха 1
через ниппеля 2, ввернутые в кожух 1. Ниппельные муфты 3 с по-
мощью колец 4 и пластинок 5 (с отверстиями) удерживают про-
вода; для этого на металлической оплетке 8, экранирующей про-
вода, крепится алюминиевая втулочка 7 с фланцем. В то же время
провода зажимаются между кольцами 5 резиновой втулкой 6, что
обеспечивает герметичность места вывода проводов из экранирую-
щего кожуха и предотвращает попадание масла и влаги внутрь
кожуха. В указанном типе магнето, обслуживающем 12 цилиндров,
через каждое из двух уплотняющих ниппельных соединений вы-
водится по шесть проводов к свечам (на фиг. 223 показан вывод
только одного провода). В остальном конструкция магнето подобна
описанным ранее.
Провода высокого напряжения, соединяющие магнето со све-
чами, покрываются гибкой металлической оплеткой, соединенной
с массой двигателя. »
Экранировка свечей достигается особой их конструкцией.
На фиг. 224 показана экранированная свеча Авиа-В4. Как видно из чер-
тежа, центральный конусный электрод свечи сделан короче и защи-
щен втулкой 1, изолированной внутри листами слюды 2. От корпуса
свечи электрод изолирован листами слюды 3. Втулка /экранирует
только свечу. Экранировка места присоединения провода и самого
провода осуществляется особым алюминиевым патрубком 4, который
крепится к втулке 1 свечи с помощью фланца и ниппельной гайки 5.
В патрубок 4 входит проводник, имеющий металлическую оплетку 6,
с напаянной на нее трубочкой 7, которой проводник прижат к па-
477
Фиг. 223. Экранированное магнето Сцинтилла.
трубку 4. Одновременно этим оплетка проводника соединяется со
втулкой 1. На конец проводника надета фарфоровая втулочка 8, через
которую проходят жилы проводника. Эта втулочка препятствует
пригоранию резиновой изоляции проводника к внутренним стенкам
свечи при ее нагревании. Надежность электрического контакта жил
проводника с концом электрода свечи обеспечивается пружиной.
При соответствующей конструкции свеча может быть поме-
щена в кармане, сделанном за одно целое с головкой цилиндра.
В таких случаях можно экранировать только место ее соединения
с проводом.
На фиг. 225 показана подобная система экранировки на двига-
телях Райт Циклон. В алюминиевый колпак 1 входит провод 3,
снабженный резиновой изоляцией 4 и двойной металлической оплет-
кой 5. Колпак I залит внутри изолирующей массой 2, в которой рас-
положена гайка 6. В гайку 6 ввинчивается остроконечный винт 7,
проходящий сквозь изоляцию в медные жилы токоподводящего
провода 5; этим достигается надежное присоединение винта 7 к
проводу 3. В пустотелой шестигранной головке винта 7 помещены
пружина 11 и штифт 8. При смонтированном на цилиндре колпаке 1
штифт 8 прижимается пружиной 11 к контактной головке 12 свечи
и обеспечивает надежную канализацию тока.
Крепление провода к колпаку 1 и соединение металлической
оплетки 5 с массой достигается при помощи ниппельной гайки 9.
Колпак 1 удерживается на головке цилиндра пружинящей дужкой 10.
Подобная конструкция экранировки свечи ухудшает ее охла-
ждение из-за отсутствия обдува ее струей воздуха. Однако в этом
случае свеча защищена от атмосферной влаги и наружного загряз-
нения, что является некоторым преимуществом этой конструкции.
§ 78. СИСТЕМА ЗАЖИГАНИЯ ДВИГАТЕЛЯ
Для повышения мощности двигателя и увеличения надежности
его работы почти всегда применяется двойное зажигание. При
двойном зажигании в каждом цилиндре имеется по* две свечи, при-
чем каждая из них питается от отдельного магнето. Таким образом
на двигателе устанавливаются две независимых системы зажига-
ния от магнето.
При повреждении или неисправности одного магнето двигатель
продолжает работать, так как зажигание в цилиндрах производится
свечей, связанной с другим магнето. Хотя при этом мощность дви-
гателя падает примерно на Юн-12%, но горизонтальный полет на
небольшой высоте, при котором мощность двигателя всегда исполь-
зуется далеко неполностью, возможен. Помимо этого наличие двой-
ного зажигания оказывается весьма полезным при загрязнении
свечей. В случае загрязнения в цилиндре одной свечи, зажигание
смеси продолжает происходить от другой свечи; что обычно при-
водит к очистке (прожиганию) загрязненной свечи и к включению
ее в работу.
На фиг. 226 приведена электрическая схема соединения и пере-
ключения двойного зажигания авиационного шестицилиндрового
двигателя с пусковым магнето.
479
Фиг. 224. Экранированная Фиг. 225. Экранировка свечи
свеча Авиа-В4. двигателя Райт Циклон.
480
Два магнето — левое и правое —обслуживают независимо друг
от друга п0 одной свече в каждом цилиндре. Для выключения
обоих магнето служит переключатель, к которому подведены про-
вода от концов их первичных обмоток. Рукоятка переключателя
Фиг. 226. Схема системы зажигания двигателя.
/— первичная обмотка катушек; 2—вторичная об-
мотка катушек; 3 — прерыватель; 4 — распределители;
5 — конденсатор.
фиксируется пружиной в четырех положениях. Крайнее положение
рукоятки О (фиг. 226) служит для выключения обоих рабочих и
пускового магнето, так как при этом все три конца первичных
обмоток соединяются с массой. Другое крайнее положение III (ра-
зг Общ. курс авиадвигателей. 1860 481
6o»iee положение) соответствует включению обоих магнето, так как
концы первичных обмоток отсоединены от массы. Промежуточные
положения рукоятки переключателя / и II позволяют выключить
одно из рабочих магнето, что необходимо для контроля их работы
по отдельности.
Пусковое магнето с ручным приводом обычно присоединяется
к распределителю одного из магнето, как это показано на схеме
фиг. 226; ток высокого напряжения пускового магнето подведен
к пусковому контакту распределителя правого магнето. Пусковое
магнето выключается лишь при положении рукоятки переключа-
теля на 0-, при всех остальных положениях оно находится в рабо-
чем состоянии, так как его первичная обмотка отсоединена от
массы. Переключатель зажигания и пусковое магнето распола-
гаются в кабине пилота.
ГЛАВА XXII
КАРБЮРАЦИЯ И КАРБЮРАТОРЫ
§ 79. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Свежая смесь, поступающая в цилиндры двигателя, состоит из
воздуха и частично испарившегося топлива. Процесс образования
этой смеси называется карбюрацией, а аппараты, служащие для
этой цели, — карбюраторами.
Свежая смесь должна удовлетворять ряду требований, при не-
соблюдении которых нарушаются нормальные условия эксплоатации
двигателей, вследствие чего изменяются его тепловое состояние,
удельный расход топлива, мощность, и пр.; кроме того, при не-
удовлетворительном качестве свечей работа двигателя может
быть неровной и сопровождаться его вибрацией. Удовлетворение
требований, предъявляемых двигателем к свежей смеси, является
основной задачей карбюрации, а следовательно, и конструк-
ции карбюраторов. При рассмотрении теплового процесса и характе-
ристик двигателя принималось, что он работает при удовлетвори-
тельной карбюрации; в случае неудовлетворительной карбюрации
приведенные соотношения и закономерности могут значительно
измениться. Основные требования, предъявляемые к свежей смеси,
следующие:
а) Состав свежей смеси (т. е. содержание в ней топлива) дол-
жен изменяться на всех режимах двигателя соответственно при-
нятому наивыгоднейшему закону изменения коэфициента избытка
воздуха а; этот закон изменения состава смеси был разобран выше
при рассмотрении характеристик двигателя.
б) Свежая смесь, поступающая в цилиндры, должна содержать
топливо, испарившееся в достаточной степени с тем, чтобы к концу
хода сжатия все топливо было бы в парообразном состоянии.
При невыполнении этого требования быстрое соединение моле-
кул топлива с кислородом сильно затрудняется, так как даже
мельчайшие неиспаренные, туманообразные, капельки топлива диа-
метром в 0,001 мм содержат свыше 2 миллиардов молекул. По-
добное скопление молекул препятствует их полному окислению,
482
гак что не Вполне испарившаяся смесь сгорает не полностью; вслед-
ствие этого при работе на не очень богатых смесях (а > 0,9) мощ-
ность и экономичность двигателя ухудшаются. ‘
При работе на богатых смесях (при коэффициенте избытка воз-
духа а<0,9) неполное испарение топлива не всегда понижает
мощность и экономичность двигателя. При небольшой неполноте
испарения испарившаяся часть топлива оказывается достаточной
для получения быстро сгорающей свежей смеси; получающаяся же
при этом неполнота сгорания неиспарившейся части топлива не
оказывает влияния на конечные результаты, так как вследствие
недостатка кислорода сгорание все равно должно быть неполным,
даже при полном испарении топлива. Вследствие этого при работе
на богатых смесях, небольшая неполнота испарения не оказывает
влияния на мощность и экономичность двигателя. По мере увели-
чения неполноты испарения, состав смеси, при котором мощность
и экономичность двигателя не зависят от неполноты испарения,
становится все более богатым.
Интенсивность испарения топлива перед поступлением его в ци-
линдр, необходимая для получения полного испарения к концу
хода сжатия, до настоящего времени точно неизвестна. Прибли-
женно можно считать, что при поступлении в цилиндр должно
находиться в парообразном состоянии 40н-50°/о всего топлива, со-
держащегося в свежей смеси.
в) Свежая смесь должна быть однородна по своему составу,
т. е. пропорция между топливом и воздухом в любом месте све-
жей смеси должна быть по возможности одинаковой.
При несоблюдении этого условия состав смеси в отдельных
цилиндрах будет различным, вследствие чего невозможно получить
работу двигателя с наивыгоднейшим составом смеси, соответ-
ственно существующим условиям.
Неоднородность состава смеси в одном цилиндре является в об-
щем случае также вредной. Для полного сгорания неоднородной
смеси коэфициент избытка воздуха а должен быть значительно
больше единицы с тем, чтобы в наиболее обогащенных топливом
зонах количество кислорода было бы достаточным для полного
окисления топлива. Однако работа с большим в среднем избытком
кислорода ухудшает экономичность вследствие уменьшения ско-
рости сгорания. Таким образом неоднородность смеси в цилиндре
уменьшает максимально возможную экономичность двигателя по
составу смеси. То обстоятельство, что максимальная экономич-
ность получается на практике при «~1,07 частично обтуясняется
некоторой неоднородностью смеси, всегда наблюдающейся при
существующих методах карбюрации; при идеально однородной
смеси величина а при максимальной экономичности была бы более
близка к 1.
Для удовлетворения трех указанных требований, предъявляе-
мых к свежей смеси, при карбюрации должны соблюдаться сле-
дующие основные условия:
а) Правильная дозировка топлива, т. е. подача вполне опреде-
ленного количества топлива соответственно существующему рас-
ходу воздуха и требуемому составу смеси.
* 483
Так как расход воздуха и требуемый состав смеси изменяются
в зависимости от режима двигателя, то при этом должно изме-
няться также и количество подаваемого топлива. Последнее дод.
жно происходить по возможности автоматически без усложнения
управления двигателем в эксплоатации.
б) Хорошее перемешивание топлива с воздухом для получения
максимальной однородности свежей смеси.
в) Обеспечение достаточно интенсивного испарения топлива;
к концу сжатия рабочая смесь в цилиндре не должна содержать
неиспаренных частиц топлива.
Выполнение этих основных условий карбюрации достигается
соответствующей конструкцией карбюраторов и надлежащим об-
служиванием их в эксплоатации. Карбюрация может осуществляться
в карбюраторах двух основных типов: в испарительном и в рас-
пиливающем или пульверизационном.
В испарительном карбюраторе воздух, проходя над поверх-
ностью топлива, смешивается с его парами, появляющимися в ре-
зультате поверхностного испарения. Подобная система карбюрации
обладает рядом крупных недостатков: а) точная дозировка топлива
чрезвычайно затруднена, так как скорость испарения топлива не
пропорциональна скорости воздушного потока и зависит от ряда
факторов; б) состав горючего, подаваемого в двигатель, со време-
нем изменяется, так как сначала испаряются более летучие соста-
вляющие топлива; в) характер работы карбюратора зависит от его
положения в пространстве, а следовательно, и от режима полета.
Из-за этих недостатков испарительные карбюраторы в настоя-
щее время совершенно не применяются и всеобщим распростра-
нением пользуются распиливающие карбюраторы.
Наиболее простой схемой действия обладает так называемый
элементарный карбюратор. Элементарный карбюратор, как это по-
казано ниже, дает практически неудовлетворительную карбюрацию.
Однако рассмотреть теорию работы этого карбюратора полезно,
так как это позволит установить основные соотношения, приме-
нимые к сложным карбюраторам, устанавливаемым на эксплоати-
руемых двигателях.
§ 80. ТЕОРИЯ ЭЛЕМЕНТАРНОГО КАРБЮРАТОРА
1. Принцип действия элементарного карбюратора. Схема эле-
ментарного карбюратора приведена на фиг. 227. Поступающий
в двигатель воздух проходит через горловину а, называемую диф-
фузором и суженную в нижней своей части. Вследствие увеличе-
ния скорости воздуха, давление в диффузоре резко понижается
и через калиброванное отверстие (называемое жиклером)в детали,
расположенной по оси диффузора, подсасывается топливо. То-
пливо подается к жиклеру из сосуда с, в котором при помощи по-
плавка d поддерживается постоянный уровень топлива. Сосуд с на-
зывается поплавковой камерой.
Работа поплавкового механизма заключается в следующем. При
понижении уровня топлива в поплавковой камере, поплавок опу-
скается и при этом поворачивается вокруг неподвижной оси о;
484
противоположный конец рычага, соединенного с поплавком, под-
нимается вверх и увлекает вместе с собой иглу е, которая откры-
вает топливу доступ в поплавковую камеру. По мере наполнения
камеры топливом поплавок постепенно поднимаемся вверх, опу-
ская иглу вниз. Когда игла опускается на свое седло, поступле-
ние топлива в камеру прекращается.
Топливо смешивается с воздухом в области, примыкающей
к диффузору; эта часть всасывающего трубопровода часто назы-
вается смесительным пространством или смесительной камерой.
для получения удовлетворительной смеси скорость воздушного
потока и скорость истечения топлива из жиклера должны быть
достаточно велики, что
достигается выбором
диффузора соответ-
ствующего размера.
Состав смеси, обра-
зующейся в карбюра-
торе, зависит от коли-
чества топлива, выте-
кающего в воздушный
поток, который обу-
словливает понижение
давления в диффузоре.
Поэтому предваритель-
но следует рассмотреть
условия прохождения
воздуха через карбю-
ратор и условия исте-
чения топлива.
2. Расход воздуха фиг. 227. Схема элементарного карбюратора,
через карбюратор. Рас-
ход воздуха через карбюратор может быть выражен в зависимости
от перепада давления в диффузоре. Для этой цели следует предвари-
тельно определить скорость воздуха при проходе через диффузор.
Применяя уравнение Бернулли для сечения (/—/) диффузора
(фиг. 227) и для внешнего воздуха и не учитывая трения воздуха
о стенки, получаем:
где io и xv —теоретическая скорость воздуха в сечении (/—Г)
в в0
диффузора и вне карбюратора;
р и р0 — абсолютное давление воздуха в сечении (/—7) диф-
фузора и вне карбюратора;
у и у0 —удельный вес воздуха в сечении (J — Г) диффузора
и вне карбюратора;
Z и Zo — потенциальная функция для сечения (/—I) диф-
фузора и для внешней среды вблизи карбюратора
в рассматриваемом (произвольном) месте;
g — ускорение силы тяжести.
485
С корость воздуха вне карбюратора имеет ничтожную величину,
поэтому можно считать, что wnQ = 0. Кроме того, вследствие ма-
лой высоты карбюратора и небольшого удельного веса воздуха
можно пренебрегать изменением потенциальной функции, полагая,
что Z = Z0. Вводя соответствующие упрощения в уравнение
(366), получаем:
Перепад давления в диффузоре практически не превышает
1000 мм вод. ст. При этом условии можно не учитывать упругость
воздуха, рассматривая его, как несжимаемую жидкость (ошибка
от такого предположения не превышает 3°/0). В таком случае можно
написать:
7о = 7
и
wB
(367)
где —р представляет собою перепад давления в диф
фузоре.
Если F—площадь диффузора в сечении (/—7), то теоретический
весовой расход воздуха через карбюратор будет равен:
G' = F- то 4g ~ = F V2ято • кг!сек.
(368)
Действительный расход воздуха всегда меньше теоретического,
вычисленного по уравнению (368). Это объясняется тем, что дей-
ствительная скорость воздуха меньше теоретической, вычисленной
по уравнению (367), вследствие трения воздуха о стенки диффу-
зора; кроме того, истинная площадь струи воздуха несколько
меньше площади диффузора F, так как вблизи стенок скорость
воздуха уменьшается до нуля. Общее уменьшение расхода воз-
духа учитывается специальным коэфициентом, называемым коэфи-
циентом расхода у.в. Действительный расход воздуха через карбю-
ратор выражается следующим уравнением:
О = Нв О' = Нв V'4-g Го Ьр кг/сек. (369)
3. Расход топлива через карбюратор. Для определения расхода
топлива через карбюратор следует написать уравнение Бернулли
для сечения отверстия жиклера в месте выхода топлива, т. е. для
сечения, совпадающего с сечением (1—I) диффузора, и для сечения
поплавковой камеры, совпадающего с уровнем находящегося в ней
топлива. Не учитывая потери на трение, получаем:
W*±P _L 7 I Л
(370)
486
где ®»т и теоретическая скороехь хоплива при выходе из
жиклера и в поплавковой камере;
ут—удельный вес топлива;
ZT и ZT,—потенциальная функция топлива для рассматривае-
мых мест потока топлива;
Ро— давление воздуха в поплавковой камере, равное
давлению внешней среды.
Скорость топлива wT в поплавковой камере очень мала по
сравнению со скоростью топлива при выходе из жиклера, по-
этому можно считать, что в уравнении (370) величина wt ~Q.
Уровень топлива в поплавковой камере обычно несколько ниже
выходного отверстия, во избежание утечки топлива при нерабо-
тающем двигателе. Однако с достаточной точностью можно счи-
тать, что обе высоты одинаковы; следовательно, в уравнении (370)
можно принять:
Zt — ZTq ,
Упрощая уравнение (370), получаем выражение теоретической
скорости истечения топлива:
(371)
Теоретический весовой расход топлива равен:
С = у/®т =f V2g утДр, (372)
где /—проходное сечение жиклера.
Как и в случае расхода воздуха, действительный расход
топлива меньше теоретического, причем разница учитывается
коэфициентом расхода топлива рт. Действительный расход топ-
лива равен: _____
C=^fC'==pT/]/2g угДр. (373)
4. Состав смеси, подаваемой карбюратором. Состав смеси
удобнее всего характеризовать коэфициентом избытка воздуха а,
который, как известно (§ 3), выражается следующим уравнением:
Количество воздуха L, приходящееся на 1 кг топлива, может
быть выражено уравнениями (369) и (373) в виде следующего со-
отношения:
2g т°Др = .
с f у 2g ' Тт
Делая соответствующую подстановку в выражение для
получаем:
__ 1 f 1 Г
4о гт f г Тт ’
(374)
48?
Последнее уравнение позволяет анализировать изменение со-
става смеси, даваемой элементарным карбюратором, в зависи-
мости от условий его работы.
5. Влияние условий работы карбюратора на состав смеси.
А. Влияние скорости воздуха в диффузоре. С измене-
нием числа оборотов двигателя по внешней или винтовой характе-
ристике изменяется также и скорость воздуха в диффузоре. Изме-
нение скорости воздуха непосредственно отражается на величине
перепада давления в диффузоре, которая, следовательно, может
служить характеристикой изменения скорости. Таким образом
можно анализировать влияние скорости воздуха (а следовательно, и
работы по внешней или винтовой
рассматривая зависимость по-
следнего от перепада давления в
диффузоре.
характеристике) на состав смеси,
Фиг. 229. Зависимость коэфициента
расхода топлива рт от перепада дав-
ления Др в диффузоре.
Фиг. 228. Зависимость коэфициента
расхода воздуха рв от перепада дав-
ления Др в диффузоре.
Как следует из уравнения (374), коэфициент избытка воздуха,
а следовательно, и состав смеси непосредственно от перепада да-
вления в диффузоре не зависят. Так как воздух рассматривается
как несжимаемая жидкость, то косвенное влияние перепада давле-
ния на состав смеси может сказываться лишь на величинах ксэ-
фициентов расхода рв и рт; остальные величины, входящие в урав-
нение (374), не зависят от перепада давления в диффузоре.
Влияние перепада давления в диффузоре на величину коэфи-
циента расхода воздуха р.в приведено на фиг. 228. Как видно, при
возрастании Др величина рвсначала резко увеличивается, а затем
остается почти постоянной. При этом резкое увеличение рв проис*
ходит при повышении Др до 100 н-125 мм вод. ст.
Величина рв зависит от конструкции диффузора. При отсутствии
опытных данных можно для приближенных подсчетов брать
Н, = 0,7-t-0,85 (при Др>125 мм вод. ст.).
Изменение величины коэфициента расхода топлива р. в зависи-
мости от перепада давления в диффузоре Др представлено на
фиг. 229. Как видим, характер изменения в данном случае полу-
чается тот же, что и для коэфициента расхода воздуха. Однако
возрастание рт происходит более плавно, чем р.в и заканчивается
при больших значениях Др — примерно при 200-250 мм вод. ст.
Абсолютные значения величины р-т зависят от отношения дли-
ны I канала жиклера к его диаметру d, а также от диаметра ка-
нала жиклера, формы канала и состояния его поверхности. При
отсутствии опытных данных можно в среднем считать (при
Ьр > 200 мм вод. ст.), что при ~ < 4 величина = 0,8-4),9, а при
J- > 4 величина и =0,7-4-0,8.
d ' т
Закон изменения коэфициентов расхода воздуха и топлива в за-
висимости от перепада давления в диффузоре объясняется тем,
что при увеличении скорости, связанном с повышением перепада
давления, изменяется характер потока жидкости. При малых ско-
ростях жидкость движется ламинарно, а при больших скоростях —
турбулентно. Ламинарный поток переходит в турбулентный мгно-
венно по достижении определенной скорости, называемой кри-
тической.
Зависимость расхода воздуха и топлива от Др, даваемая урав-
нениями (369) и (373), действительна лишь в случае турбулент-
ного потока. При ламинарном
потоке расход примерно про-
порционален перепаду давлений;
вследствие этого при малых зна-
чениях Др, соответствующих ла-
минарному потоку, коэфициенты
расхода должны также включать
поправку на изменившуюся за-
висимость расхода топлива и
воздуха от Др. Так как ламинар-
ный поток сильнее зависит от
Др, чем турбулентный, то с по-
нижением Др в областях ламинарного потока величина коэфициен-
тов расхода резко уменьшается.
Таким образом быстрое уменьшение рв при Др<125лм< вод. ст.
и рт при Др<200-4250 мм вод. ст. является результатом перехода
турбулентного потока в ламинарный.
Размеры диффузора обычно выбираются с таким расчетом,
чтобы при максимальном числе оборотов двигателя перепад давле-
ния был равен 500-4-600 мм вод. ст., что примерно соответствует
скорости воздуха в 80 -4-90 м[сек и скорости топлива в 3-4-4 м!сек.
Скорости воздуха и топлива оказываются при меньшей вели-
чине перепада давления недостаточными для получения хорошего
их перемешивания при работе двигателя на основных эксплоата-
ционных режимах. Кроме того, при этом струя топлива распили-
вается недостаточно мелко и образующиеся крупные капли за-
трудняют его испарение. При большей величине перепада давле-
ния улучшение карбюрации не компенсирует уменьшения мощ-
ности двигателя вследствие падения коэфициента наполнения.
Уменьшение числа оборотов по винтовой характеристике со-
провождается резким понижением перепада давления в диффу-
зоре. Приближенно можно считать, что при малом числе оборотов
перепад давления равец окодо 50 мм вод. ст.
Фиг. 230. Характеристика элементарного
карбюратора.
Наибольшее практическое значение имеет изменение перепада
давления примерно от 50 до 600 мм вод. ст. Сравнение фиг. 228
и 229 показывает, что при увеличении Др в этих пределах, коэ-
фициент расхода топлива растет быстрее, чем коэфициент расхода
воздуха. Следовательно, в этом случае содержание топлива в го-
рючей смеси должно возрастать, а коэфициент избытка воздуха
уменьшаться; тот же вывод можно сделать рассматривая уравне-
ние (374). Изменение а приведено на фиг. 230; изображенная на
этой фигуре зависимость а от перепада давления в диффузоре Др
называется характеристикой карбюратора.
При построении кривой, приведенной на фиг. 230, было при-
нято, что размер жиклера подобран для получения а=1 при
Др = 50 мм вод. ст. В этом случае при переходе к Др = 600 мм
вод. ст., (т. е. к максимальному числу оборотов) состав смеси обо-
гащается до а = 0,86. Подобное обогащение смеси вредно, так как
ухудшает экономичность двигателя; в то же время работа при
а=1 на малых числах оборотов затруднительна, так как скорость
сгорания вследствие возрастания примеси остаточных газов и
ухудшения карбюрации в результате понижения скоростей воздуха
и топлива уменьшается. Как известно, для устойчивой работы дви-
гателя переход на малые числа оборотов требует обогащения смеси
по сравнению с составом смеси на максимальном числе оборотов.
Кроме того, при эксплоатационном числе оборотов состав смеси
должен обедняться, чего нельзя достигнуть на элементарном
карбюраторе.
Таким образом изменение состава смеси, даваемое элементар-
ным карбюратором, не соответствует условиям работы двигателя;
протекание величины а в общем имеет примерно обратный харак-
тер, чем это требуется по винтовой характеристике.
Кроме того, элементарный карбюратор не может обеспечить нор-
мальную работу двигателя на режиме малого газа (500н-800 об/мин).
В этом случае перепад давления в диффузоре настолько незначи-
телен, что не обеспечивает распыления топлива и перемешивания
его с воздухом.
Б. Влияние внешних условий, а) Влияние внешнего да-
вления. Коэфициенты расхода воздуха и топлива почти не зависят
от барометрического давления; барометрическое давление не влияет
на удельный вес топлива. Из членов, входящих в правую часть
уравнения (374), лишь удельный вес воздуха у0 зависит от баро-
метрического давления.
Величина коэфициента избытка воздуха при барометрических
давлениях р0 и р'о и прочих одинаковых условиях выражается ура-
внениями:
6''——f Ив и а— 1 F Рв
£о f Нт Т YT Lo f v Тт ’
где у' и у0 —удельные веса воздуха соответственно при р'о и р0.
Следовательно,
—=1/а=1/лЗ (375)
° Г Го И Ро ‘
490
Последнее отношение показывает, что с увеличением бароме-
трического давления горючая смесь обедняется, так как увеличи-
вается а.
б) Влияние внешней температуры. Температура внешнего воз-
духа изменяется довольно медленно, поэтому можно считать, что
температура топлива примерно равна температуре воздуха. При
этом условии в общем уравнении (374) в зависимости от внешней
температуры могут изменяться следующие величины: р-в , рт, ув и ут .
Влияние температуры воздуха на рв невелико, так что этим
влиянием можно пренебрегать.
Коэфициент расхода топлива сильно зависит от температуры,
так как она влияет на вязкость топлива. При этом с повышением
температуры вязкость топ-
лива уменьшается, а коэ-
фициент расхода возрас-
тает. Для примера на
фиг. 231 приведена зависи-
мость коэфициента расхода
сланцевого бензина от его
температуры, полученная по
опытным данным. Как вид-
но, с увеличением темпера-
туры от 5 до 40° Ц коэфи-
циент расхода рт возрастает
от 0,78 до 0,835.
Фиг. 231. Влияние температуры t сланцевого
бензина на его коэфициент расхода р.т.
Интенсивность возрастания величины рт с температурой за-
висит от рода топлива и размеров жиклера. В среднем можно
считать, что р-т при повышении температуры топлива на 10°Ц
увеличивается на 2-^-3%.
Удельный вес воздуха, как известно, при постоянном давлении
изменяется обратно пропорционально абсолютной температуре.
Удельный вес топлива так же, хотя и в меньшей степени,
зависит от его температуры, причем с увеличением температуры
удельный вес понижается. Эга зависимость выражается следую-
щим приближенным уравнением:
1
7т Тт15»14-в(Г—1ь“)’
(376)
где ут15о — удельный вес топлива при 15° Ц;
t — температура топлива;
а — коэфициент, зависящий от рода топлива.
Коэфициент а для основных топлив имеет следующие значе-
ния:
бензин.........0,8 • 10—3 спирт..........1,10 10~3
керосин........0,95 • 10"~3 бензол........... 1,25 • 10“3
Изменение ут в среднем равно около 1% на 10° Ц.
«fl
Учитывая изменение входящих в уравнение (374) величин, зна-
чения а при внешних температурах t и t' можно выразить следую-
щими уравнениями:
, 1 г Р-в
« =7“У
ЛО / р.т
И
= _2_£±11/Л А
Lo f Р-т Г Гт ’
где К» Y и Гт — значения величин у.1} у0 и ут при температуре I'
Таким образом
(377)
Повышение температуры воздуха (Т'й > Го), как уже отмечалось
выше, влияет на повышение коэфициента расхода топлива (|\ >НТ)
и на понижение удельного веса топлива (у' < ут); следовательно,
изменение удельного веса топлива влияет на величину а в проти-
воположную сторону, чем изменение первых двух факторов. Однако
величина ут изменяется менее интенсивно, чем величина рт или
температура; поэтому с повышением температуры воздуха вели-
чина а уменьшается, т. е. происходит обогащение смеси.
в) Влияние высоты. При подъеме на высоту уменьшение баро-
метрического давления вызывает обогащение смеси, а понижение
температуры обеднение ее. Однако температура воздуха изменяется
с высотой значительно менее интенсивно, чем давление. Поэтому
влияние давления оказывается решающим и при подъеме на высоту
состав смеси резко обогащается.
Для получения более наглядного представления о степени обо-
гащения горючей смеси при подъеме на высоту можно не учиты-
вать влияния температуры на коэфициент расхода и удельный
вес топлива. При этом условии изменение температуры, как
и изменение давления, будет отражаться лишь на одной вели-
чине, входящей в уравнение (374), а именно: на удельном весе
воздуха.
В этом случае величины а н высоте h и на земле будут выра-
жаться следующими уравнениям
и
£0 / У ут
493
или
Последнее уравнение позволяет приблизительно оценивать
уменьшение величины а с высотой. Так, например, при подъеме
на высоту 5000 м удельный вес воздуха уменьшается примерно
на 40%, т. е. ~* = 0,6; уравнение (378) показывает, что в этом слу-
чае величина а уменьшится примерно на 22,5%- Следовательно,
если при работе на земле а = 0,9, то на высоте 500Э м соответ-
ствующая величина aft равна примерно 0,7.
Подобное значительное обогащение смеси весьма заметно ухуд-
шает экономичность двигателя и, кроме того, может служить при-
чиной неровности его работы. Таким образом элементарный кар-
бюратор не обеспечивает сохранения нормальной регулировки
состава смеси при подъеме на высоту.
В. Влияние установки нагнетателя, а) Установка на-
гнетателя после карбюратора. В случае установки нагнетателя
после карбюратора условия работы карбюратора остаются в прин-
ципе теми же, что и в двигателях без нагнетателя. Однако уста-
новка нагнетателя резко увеличивает скорость воздуха в диффу-
зоре при подъеме до расчетной высоты; это объясняется тем, что
до расчетной высоты весовой расход воздуха через двигатель
слегка возрастает, а удельный вес его уменьшается, благодаря
чему объемный расход воздуха через карбюратор сильно повы-
шается.
Влияние скорости воздуха в диффузоре на работу карбюратора
было рассмотрено выше (стр. 488); полученные выводы пол-
ностью применимы для данного случая.
б) Установка нагнетателя перед карбюратором. В случае уста-
новки нагнетателя перед карбюратором давление воздуха в диф-
фузоре может быть выше барометрического; для того чтобы при
этом топливо могло поступать из поплавковой камеры в смеси-
тельную камеру, воздушное пространство поплавковой камеры
соединяют не с внешней средой, а с воздухопроводом перед диф-
фузором. Давление в поплавковой камере получается равным
давлению воздуха при входе его в диффузор; это давление и
следует рассматривать как внешнее давление по отношению
к карбюратору при работе с наддувом.
Как известно, при наддуве температура воздуха повышается.
Это повышение температуры вызывает нагревание топлива вслед-
ствие соприкосновения его со стенками поплавковой камеры и
топливных каналов, температура которых увеличивается от по-
догрева корпуса карбюратора горячим воздухом. Однако при
этом температура топлива возрастает незначительно, так как время
его нагрева незначительно. Поэтому нагрев топлива можно
не учитывать и считать, что при применении наддува темпера-
тура топлива остается постоянной, равной температуре внешнего
воздуха.
403
При этом условий установка нагнетателя изменяет лйшь одну
величину, входящую в правую часть уравнения (374), а именно:
удельный вес воздуха у0. Следовательно, значения а при установке
нагнетателя и без него выражаются следующими уравнениями:
а =1ZJS/^
* Lo f ит г тт
и
.LZZ -./"а
Lo f Нт Г Тт
где аА и относятся к случаю установки нагнетателя.
Таким образом
_ ./"Tfe _ л/~Pk То
а ' То г Ро Tk
(379)
Последнее уравнение показывает, что повышение давления вы-
зывает обеднение смеси, а повышение температуры—обогаще-
ние. Следовательно, характер влияния установки нагнетателя за-
висит от того, который из этих факторов является преобладающим.
В случае полного использования компрессионной способности
нагнетателя, давление всегда повышается сильнее, чем температура.
Следовательно, в этом случае установка нагнетателя связана
с обеднением смеси. Во избежание этого размер жиклера, а сле-
довательно, и проходное сечение / для топлива должно быть
увеличено.
При неполном использовании компрессионной способности на-
гнетателя (нагнетатель задросселирован) изменение состава смеси
зависит от величины расчетного давления наддува pk. В том слу-
чае, когда pk близко к рп, влияние повышения температуры пре-
обладает и, следовательно, установка нагнетателя вызывает обога-
щение свежей смеси.
Г. Влияние рода применяемого топлива. Из факто-
ров, входящих в уравнение (374), от рода применяемого топлива
зависят: теоретически необходимое для полного сгорания количе-
ство воздуха Lo, коэфициент расхода топлива р.г и удельный вес
топлива ут. Значения а для двух применяемых топлив выражаются
следующими уравнениями:
и
La f нт У тт
Lo f К г Тт
или
(380)
494
Для всех углеводородных топлив (бензин, бензол, кеОосйй
и пр ) изменения величин Lq, Рт и в значительной степени взаимно
компенсируются. Поэтому в первом приближении можно считать
что состав свежей смеси, даваемой карбюратором, не изменяется
в зависимости от этих топлив.
Спирты требуют для своего сгорания гораздо меньшего коли-
чества воздуха, чем углеводороды; это объясняется тем, что
в молекулах спиртов всегда содержится кислород, вследствие чего
потребность в кислороде воздуха уменьшается. Поэтому в случае
перехода от углеводородных топлив к спиртам уменьшение Lo оказы-
вает преобладающее влияние на величину а и смесь резко обед-
няется. Во избежание этого, диаметр жиклера необходимо со-
ответственно увеличивать.
6. Выводы. Как уже указывалось выше, карбюратор должен
сохранять нужный состав смеси в любых условиях эксплоатации.
Из рассмотрения влияния условий работы элементарного кар-
бюратора на даваемый им состав смеси видно, что этот карбюра-
тор не сохраняет требуемого состава смеси й, следовательно, не-
пригоден для применения в эксплоатации.
Таким образом практическое применение распиливающего кар-
бюратора возможно лишь при соответствующем изменении схемы
работы элементарного карбюратора. Для выяснения характера не-
обходимых изменений следует рассмотреть относительную зна-
чимость отдельных факторов, влияющих на состав смеси.
Род применяемого топлива оказывает лишь небольшое влияние
на состав смеси (исключение составляет только спирт). Кроме
того, все двигатели одного типа работают на вполне определен-
ном топливе, причем на другое топливо переходят в эксплоатации
очень редко. Поэтому зависимость состава смеси от рода при-
меняемого топлива не имеет большого значения при эксплоатации
карбюратора, размеры жиклеров которого подбираются по задан-
ному топливу.
Колебания давления и температуры воздуха на одной высоте
(или на земле) оказывают заметное влияние на состав смеси,
даваемый карбюратором в эксплоатации. За исключением отдель-
ных случаев барометрическое давление колеблется в пределах
5н-6%. Согласно уравнению (375) это колебание давления вызы-
вает изменение состава смеси лишь на 2-<-3°/о- Подобное измене-
ние состава смеси не имеет большого практического значения,
поэтому карбюратор может работать без приспособлений для ком-
пенсанции этих колебаний состава смеси.
Температура воздуха в течение года может колебаться в пре-
делах 50-*-60° Ц. Эти колебания температуры сильно отражаются на
составе смеси. Так, например, повышение температуры от—20° до
+ 30°Ц увеличивает согласно изложенному выше цт примерно
на 12% и уменьшает ут на 5%; как следует из уравнения (377),
в этом случае а уменьшится примерно на 20%, т. е. горючая смесь
сильно обогатится.
Так как с повышением температуры воздуха смесь обогащается,
то проходное сечение жиклеров летом делается меньше (в сред-
нем на 10%), чем зимой. Размеры жиклеров устанавливаются по
495
Средней Зимней или летней температурам воздуха. При этом откло-
нения температуры воздуха дают изменения состава смеси в пре-
делах + 5%.
Подобные колебания состава смеси допускаются в эксплоатации
до настоящего времени вследствие трудности создания соответ-
ствующих компенсирующих устройств.
Высота, на которой работает двигатель, как уже отмечалось
ранее, также оказывает значительное влияние на состав смеси, по-
даваемой элементарным карбюратором, так что изменение коэфи-
циента избытка воздуха может достигать 2(Н-30%. Поэтому
авиационный карбюратор всегда снабжается специальным устрой-
ством, называемым высотным корректором, который позволяет
выравнивать состав смеси, изменяющийся с высотой полета. Вы-
сотный корректор приводится в действие от руки или автомати-
чески. Автоматическое управление более желательно, так как
упрощает работу пилота. Однако на всех эксплоатируемых в на-
стоящее время карбюраторах имеются высотные корректоры с руч-
ным управлением, так как применявшиеся системы автоматиче-
ского управления оказались недостаточно надежными.
Скорость воздуха в диффузоре (как и высота полета) при
применении элементарного карбюратора сильно влияет на состав
смеси, причем закон изменения последнего не соответствует усло-
виям работы двигателя. Поэтому принципиальная схема карбюра-
тора должна включать дополнительные элементы, позволяющие по-
лучать на всем интервале изменения скорости воздуха в диф-
фузоре (а следовательно, и числа обороротов) смесь нужного
состава. Работа этих элементов, регулирующих состав смеси, обя-
зательно должна быть автоматической вследствие большой бы-
строты изменения числа оборотов, которая требуется от двигателя
в эксплоатации.
Таким образом практически пригодная схема распиливающего
карбюратора должна включать элементы, позволяющие получать
автоматически требуемый закон изменения состава смеси по числу
оборотов; кроме того, эта схема должна включать высотный кор-
ректор. Удовлетворяющие этим требованиям схемы современных
карбюраторов будут разобраны в дальнейшем одновременно с рас-
смотрением их конструкции (§ 82).
§ 81. ИСПАРЕНИЕ ТОПЛИВА
Как уже отмечалось в начале этой главы (§ 79), для полного
сгорания топлива необходимо, чтобы в момент зажигания рабочая
смесь не содержала неиспарившихся частиц топлива. Помимо этого,
достаточно полное испарение топлива облегчает получение одно-
родной смеси, так как легче смешать воздух с топливом в паро-
вой фазе, чем в жидкой. Поэтому достаточно быстрое испарение
топлива является одним из основных факторов, обусловливающих
хорошее качество карбюрации.
Скорость испарения топлива в сильной степени зависит от
интенсивности распыления его при истечении в поток воздуха.
С увеличением степени распыления топлива увеличивается поверх-
486
ность жидкости, вследствие чего скорость испарения повышается
Степень распыления топлива зависит от его скорости истечения"
а следовательно, и от перепада давления в диффузоре. Поэтому
испаряемость топлива является одним из факторов, обусловливаю-
щих выбор размера диффузора.
Помимо интенсивности распыления, скорость испарения топлива
зависит от соотношения между парциальным давлением паров
топлива и давлением его насыщенного пара при существующих
условиях. Эта зависимость может быть выражена при помощи
эмпирического закона Дальтона следующим уравнением:
Ф=Л-
(381)
где р — парциальное давление паров топлива в свежей смеси,
существующее в рассматриваемый момент;
pTf — давление насыщенных паров топлива при существующей
температуре;
К — коэфициент диффузии;
dn
~ — скорость возрастания парциального давления.
Таким образом по закону Дальтона скорость испарения изме-
няется прямо пропорционально разности между давлением насы-
щенных паров топлива (т. е. максимально возможным давлением
паров) и их. парциальным давлением. Максимальная скорость
испарения будет при р = 0, т. е. при испарении в среду, свобод-
ную от паров топлива. По мере возрастания р скорость испа-
рения понижается и при p=Prs обращается в нуль, т. е. испаре-
ние приостанавливается.
Уравнение (381) позволяет определить время t полного испа-
рения некоторого количества топлива, давление паров которого
после полного испарения равно рт. Разделяя в этом уравнении
переменные, получаем:
I dp
dt~K е,.~г
При изменении времени от 0 до t парциальное давление паров
топлива увеличивается от 0 до рт; поэтому:
t Рт
dp
Pts-P
о
О
или
( = 1|"
lln—
к Pi
Pr*
Из последнего уравнения видно, что период времени, потреб-
ный для полного испарения топлива и получения давления его
32 Общ. курс авиадвигателей. 1360 497
Pts-Pt
(382)
паров, равного рг, тем короче, чем меньше отношение В том
"Ts
случае, когда количество топлива настолько велико, что рт=/\,,
время t обращается в бесконечность, т. е. полное испарение
топлива не может быть практически осуществлено.
Парциальное давление рт паров топлива зависит от содержа-
ния топлива в свежей смеси, поэтому это давление может быть
выражено через коэфициент избытка воздуха а. Для этого следует
написать характеристические уравнения для воздуха и топлива,
образующих свежую смесь:
Рв VcM = ObRbTcm И ==
*
Здесь рв, GB и 7?в— парциальное давление, вес и газовая посто-
янная воздуха;
/?г, От и 7?т —то же для топлива;
Vc„ и Тем — объем и температура свежей смеси.
Деля почленно первое уравнение на второе, получим:
Рв GB RB
_ GB
Отношение g- представляет собой количество воздуха L, при-
ходящееся на I кг топлива. Как известно, это количество воздуха
может быть выражено через коэфициент избытка воздуха я и тео-
ретически необходимое его количество Ао при помощи уравнения:
L = a Lo.
Кроме того, отношение на основании закона Авогадро-
Жерара возможно заменить обратным отношением молекулярных
mi
весов топлива тТ и воздуха тв, т. е. отношением —.
Делая соответствующие подстановки в основном уравнении,
получаем:
По закону Дальтона сумма парциальных давлений равна давле-
нию смеси; поэтому
Рв Pi ~—pzM ИЛИ —/^см ‘ Р т,
где рси—давление свежей смеси.
Таким образом
498
(383)
или окончательно
„ Рем
Pt - пГ~
1 +аД0^1
тв
Уравнение (383) показывает, что парциальное давление топлива
зависит, от трех факторов: а) давления свежей смеси рси- б) коэ-
фициента избытка воздуха а, т. е. от состава свежей смеси; в) хи-
мического состава топлива, обусловливающего величины тг и Lo.
С увеличением давления смеси рси парциальное давление рг, а
следовательно, и время испарения увеличиваются. Таким образом
применение наддува ухудшает испарение топлива; наоборот, ра-
бота двигателя при сильном дросселировании связана со значи-
тельным увеличением скорости испарения.
Второй член знаменателя равен в среднем около 50. Поэтому
можно считать, что парциальное давление изменяется почти обратно
пропорционально коэфициенту избытка воздуха а. Вследствие этого
при работе на богатых смесях время испарения топлива значи-
тельно больше, чем при работе на бедных смесях.
Величина ZowiT у всех углеводородных топлив колеблется не
очень значительно. Для спиртов это произведение имеет меньшую
величину, вследствие чего парциальное давление паров спирта
больше, чем углеводородов.
Парциальное давление паров углеводородных топлив в среднем
составляет 2-^-3% от давления свежей смеси; в случае спирта эта
величина достигает 6-н9%.
Абсолютная величина парциального давления паров топлива
в основном обусловливается режимом работы двигателя (/7СМ и а)
и лишь в небольшой степени зависит от рода применяемого топ-
лива. Поэтому регулировать скорость испарения топлива воздей-
ствием на величину рг обычно не представляется возможным.
Величина давления pTs насыщенных паров топлива зависит от
рода топлива и его температуры.
На фиг. 232 приведена зависимость давления насыщенных па-
ров от температуры для четырех топлив: бензина, бензола, этило-
вого спирта и керосина. Как видим, наибольшее значение давле-
ния насыщенных паров имеет бензин, а наименьшее — керосин. При
этом для всех топлив давление насыщенных паров при повышении
температуры резко увеличивается.
Так как скорость испарения зависит от давления насыщенных
паров, то из фиг. 232 можно вывести заключение, что с увеличе-
нием температуры скорость испарения всех топлив возрастает.
Помимо этого, соответственно значениям pTs видно, что при одина-
ковых температуре и рТ из рассматриваемых топлив наибольшей ле-
тучестью обладает бензин, а наименьшей — керосин; принято гово-
рить, что бензин является более легким (т. е. летучим) топливом,
чем керосин.
Как уже отмечалось выше, топливо испаряется лишь до тех
пор, пока парциальное давление рт паров топлива ниже давления
• 499
насыщенного пара р1д. Поэтому в каждом случае существует ми-
нимальное значение pTs (равное рт), ниже которого полное испаре-
ние требуемого количества топлива для заданного состава смеси
невозможно. Для получения этой минимальной величины pTs дол-
жна существовать вполне определенная температура свежей смеси,
которую можно найти из зависимости pTs данного топлива от тем-
пературы.
Согласно приведенных выше данных рт углеродных топлив при
атмосферном давлении свежей смеси в среднем равно около
16 мм рт. ст. Из фиг. 232 видно, что для получения значений pTs,
равных этой величине, температура свежей смеси должна быть
- равна для бензина — 22°Ц, для бензола—9° Ц и для керо-
Фиг. 232. Влияние температуры на давление насыщенных
паров бензина (/), бензола (2), этилового спирта (3) и керо-
сина (4).
сина-{-69°Ц. Для спирта рт в среднем равно около 50 мм рт. ст.;
поэтому минимальная температура свежей смеси, при которой
возможно полное испарение спирта, равна 4-21° Ц.
Испарение топлива всегда связано с затратой некоторого коли-
чества тепла, поглощаемого топливом в виде его скрытой теплоты
парообразования. При отсутствии сообщения тепла извне, скрытая
теплота парообразования отбирается от воздуха и топлива вслед-
ствие чего уменьшается их внутренняя энергия, а следовательно,
и температура.
Понижение температуры воздуха при испарении топлива опре-
деляется из баланса энергии при образовании смеси. При этом
обычно принимают, что образование смеси сопровождается пол-
ным испарением топлива. Подобное допущение не совсем пра-
вильно, так как в действительности испарение топлива заканчи-
вается в цилиндре, где свежая смесь получает тепло от окру-
жающих ее горячих поверхностей. Однако данных о количестве
топлива, испаряющегося в цилиндре, не имеется; вследствие
этого делают указанное допущение, которое упрощает подсчеты
и не отражается на принципиальной правильности получаемых
результатов.
500
Уравнение баланса энергии при образовании свежей смеси
с полным испарением топлива, имеет вид:
(GTcT + GBCp) То = (0^+ GBc'p) Гем + GTrT,
где Го — температура воздуха (и топлива) до смешения;
ст — теплоемкость жидкого топлива при Го (около 0,5 Кал/кг °Ц);
Ср — теплоемкость воздуха при постоянном давлении и Го;
ГСм — температура свежей смеси после полного испарения
топлива;
сТр — теплоемкость паров топлива при постоянном давлении
и Гси;
Ср — теплоемкость воздуха при постоянном давлении и Гс„;
гт—скрытая теплота парообразования топлива.
С небольшой ошибкой в конечных результатах, можно при-
нять, что
Ст=Стр и ср = с’р.
Тогда предыдущее уравнение примет вид:
ОтГт =(GtCt +GBCp) (Го - Гем) = (Gt Ст + Gfp) М,
где Д/=Г0— Ге — понижение температуры при образовании све-
жей смеси вследствие испарения топлива.
Таким образом
GTcT rt
ht = GrcT + a^p = “g; •
При выводе уравнения (383) было показано, что
Следовательно,
Скрытая теплота парообразования бензинов колеблется в пре-
делах 70-4-80 Кал/кг; для бензола она равна около 90 Кал/кг; для
керосина 60 Калонг и для спирта (этилового) лежит в пределах
200-^-240 Кал/кг. Соответственно этому, падение температуры М
в среднем равно: для бензина около 18° Ц, для бензола 25° Ц, для
спирта 95° Ц и для керосина 15°Ц.
Большая величина Д£ для спирта обусловливается двумя при-
чинами: а) высокой скрытой теплотой парообразования и б) не-
большим количеством воздуха, необходимым для сгорания одного
килограмма топлива.
501
Выше было установлено, что для полного испарения топлива
температура свежей смеси должна быть не ниже некоторой мини-
мальной величины, при которой давление насыщенных паров то-
плива равно его парциальному давлению. Так как при испарении
топлива температура понижается на М, то минимальная темпера-
тура воздуха должна быть выше минимальной температуры смеси
на эту величину.
Примерные минимальные температуры свежей смеси и вели-
чины Д£ для основных топлив были даны выше; подсчитанная по,
этим данным для указанных топлив минимальная температура воз-
духа равна: для бензина — 4°Ц, для бензола -|-16о Ц, для спирта
4-116° Ц и для керосина 4-84° Ц.
Как видно, наибольшая начальная температура воздуха тре-
буется для спирта и керосина. Причины этого различны: для спирта
высокая начальная температура воздуха обусловливается главным
образом большой величиной скрытой теплоты парообразования
спирта и малым количеством потребляемого воздуха, для керо-
сина же высокая температура воздуха является следствием пло-
хой летучести его, т. е. низкого значения давления насыщенных
паров.
Приведенные минимальные температуры воздуха соответствуют
минимальным температурам свежей смеси, при которых давление
насыщенных паров топлива равно его парциальному давлению.
Однако при этом условии скорость испарения получается очень
небольшой; поэтому для получения своевременного испарения то-
плива давление насыщенных паров должно иметь значительно боль-
шую величину и, следовательно, температура свежей смеси должна
быть выше. Так, например, для своевременного испарения бензина
температура свежей смеси должна быть не ниже 10-^-15°Ц (т. е.
температура воздуха должна быть порядка 28н-33° Ц). Для других
топлив эти цифры соответственно выше.
Работа двигателя при охлаждении воздуха в карбюраторе до
температуры ниже нуля связана также с опасностью выпадения
атмосферной влаги в виде инея, который скапливается внутри
карбюратора, образуя ледяные корки (так называемое обледенение
карбюратора), и тем самым нарушает его работу.
Таким образом при работе на всех топливах начальная темпе-
ратура воздуха должна быть в большинстве случаев выше, чем
средняя атмосферная температура. Отсюда вытекает необходи-
мость подогревать воздух или свежую смесь. Подогрев воздуха
(или свежей смеси) является основным фактором, позволяющим
регулировать скорость испарения, так как температура смеси
влияет на давление насыщенных паров топлива. Последняя вели-
чина непосредственно определяет время испарения топлива [урав-
нение (382)].
В случае бензина и бензола требуемая температура свежей смеси
не очень велика, поэтому в большинстве случаев достаточно обо-
гревать корпус карбюратора и иногда всасывающие трубопроводы.
Лишь при работе с очень низкой температурой внешнего воздуха
необходимо применять специальные подогреватели воздуха перед
его входом в карбюратор.
502
Следует отметить, что при установке нагнетателя до карбюра-
тора, воздух или свежую смесь обычно не подогревают, так как
повышение температуры воздуха в нагнетателе оказывается совер-
шенно достаточным для своевременного испарения топлива. Р
Спирт требует гораздо большего подогрева, чем бензин или
бензол. Однако этот подогрев мало отражается на температуре
свежей смеси, так как основная часть сообщаемого тепла затра-
чивается на скрытую теплоту парообразования спирта, которая
очень велика.
Точно так же экономичная работа на керосине возможна лишь
при весьма значительном подогреве. В данном случае подогрев
служит для повышения температуры свежей смеси, позволяющей
получить достаточно высокое давление насыщенных паров топлива,
несмотря на его малую мощность. Практически осуществить тре-
буемый подогрев трудно, вследствие чего скорость испарения по-
лучается недостаточной. Поэтому карбюраторные керосиновые дви-
гатели обычно работают с более низким к. п. д., чем бензиновые.
Кроме того, при работе на керосине среднее индикаторное давле-
ние значительно ниже, чем при работе на бензине, вследствие бо-
лее высокой температуры свежей смеси. Поэтому применение в
качестве топлива керосина или какого-либо другого малолетучего
горючего для авиационных карбюраторных двигателей не дает
удовлетворительных результатов.
§ 82. ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ И КОНСТРУКЦИЯ КАРБЮРАТОРОВ
1. Карбюратор „Зенит" 60-DJ. Схема устройства этого карбю-
ратора приведена на фиг. 233.
Карбюратор состоит из поплавковой камеры 1, жиклера 2 и диф-
фузора 3. К жиклеру 2 поступает топливо из поплавковой камеры
по каналу 4; при работе карбюратора топливо подсасывается по
каналу 5 через отверстия 6 в поток воздуха, проходящий через
вспомогательный диффузор 7. Воздушное пространство поплавко-
вой камеры соединено каналом 8 с преддиффузорным простран-
ством. Выходное отверстие вспомогательного диффузора располо-
жено в том месте главного диффузора 3, где давление падает до мини-
мального значения. Поэтому скорость воздуха в горловине вспо-
могательного диффузора гораздо больше, чем у главного диффу-
зора. Скорость и резрежение в горловине вспомогательного диффу-
зора в среднем равны соответственно 200 м/сек и 2000-^-2500 мм
вод. ст. по сравнению с 80-<-90 м/сек и 500-:-600 мм вод. ст. в
главном диффузоре. В результате этого топливо значительно лучше
перемешивается с воздухом, чем в случае применения одного глав-
ного диффузора. Через вспомогательный диффузор проходит лишь
небольшая часть общего количества воздуха; поэтому при уста-
новке вспомогательного диффузора гидравлическое сопротивление
карбюратора увеличивается незначительно.
Таким образом применение системы с двумя диффузорами улуч-
шает смесеобразование без значительного ухудшения наполнения
двигателя.
Как уже отмечалось выше, карбюратор элементарной схемы
503
не дает требуемого закона изменения состава смеси в зависимости
от скорости воздуха в диффузоре. Для получения этого закона
в данном карбюраторе применяется специальное компенсирующее
устройство.
Компенсирующее устройство состоит из добавочного жиклера 9,
называемого компенсационным, и из полости 10, называемой ком-
пенсационным колодцем. Компенсационный колодец соединен ка-
налом 11 с воздушным пространством поплавковой камеры; кроме
того, он сообщается с колодцем 13 жиклера 2 тремя каналами 12.
Расход топлива через главный жиклер зависит лишь от коэфи-
циента расхода и разности между давлением в воздушном про-
странстве поплавковой камеры и давлением в колодце 13 глав-
ного жиклера. Количество топлива, вытекающее из компенсацион-
ного жиклера, обусловливается перепадом давления воздуха в по-
плавковой камере и компенсационном колодце, коэфициентом
расхода и высотой уровня топлива в компенсационном колодце.
Очевидно, что при установившемся положении уровня топлива
в компенсационном колодце количество топлива, поступающего в
колодец, должно быть равно количеству топлива, вытекающему
из него через каналы 12.
При неработающем двигателе, когда скорость воздуха в диф-
фузорах равна нулю, уровень топлива в поплавковой камере и
в колодцах 10 и 13 расположен на одинаковой высоте (как это
показано на фиг. 233). —
504
С началом работы двигателя воздух во вспомогательном диф-
фузоре начинает двигаться с некоторой скоростью. Давление во
вспомогательном диффузоре при этом оказывается меньше давления
в воздушном пространстве компенсационного колодца 10 и топливо
по каналам 12 начинает поступать в колодец 13 и дальше по ка-
налу 5 и через отверстия 6 в поток воздуха. В результате исте-
чения топлива уровень его в компенсационном колодце падает
ниже уровня топлива в поплавковой камере, и топливо через ком-
пенсационный жиклер 9 поступает в компенсационный колодец.
По мере понижения уровня топлива в колодце 10 расход топлива
через жиклер 9 возрастает, а расход его по каналам 12 уменьшается
(при постоянном давлении в диффузоре). Таким образом при сред-
них скоростях в диффузоре каждой величине скорости соответ-
ствует определенное положение уровня топлива в компенсационном
колодце, при котором расход топлива через каналы 12 равен рас-
ходу его через компенсационный жиклер 9. Уровень топлива будет
тем ниже, чем больше скорость воздуха (а следовательно, и расход
топлива).
Быстрота падения уровня топлива в компенсационном колодце
с увеличением скорости воздуха в диффузоре (т. е. числа оборо-
тов двигателя) зависит от соотношения размеров каналов 12 и
компенсационного жиклера 9; при увеличении сечения каналов 12
по сравнению с размером жиклера 9, быстрота падения уровня
возрастает. Положение уровня обусловливается также тем, что по
мере освобождения каналов 12 от топлива через них начинает про-
ходить воздух, поступающий в колодец из поплавковой камеры
по каналу 77. Вследствие расхода воздуха давление в компенса-
ционном колодце 10 понижается, а в колодце 13 повышается. По-
нижение давления в компенсационном колодце повышает расход
топлива через компенсационный жиклер и понижает расход через
каналы 12; повышение давления в канале 5 точно так же тормо-
зит истечение топлива из каналов 12. Таким образом поток воз-
духа, протекающий через освободившиеся от топлива каналы 72,
задерживает скорость падения уровня топлива в компенсационном
колодце при увеличении числа оборотов двигателя.
Размеры и расположение каналов 12 подбираются таким обра-
зом, что примерно при эксплоатационном числе оборотов компен-
сационный колодец опоражнивается от топлива. При этом поток
воздуха идет через все три канала. 12 и увлекает за собой топливо,
вытекающее из компенсационного жиклера 9. Проходное сечение
каналов 12 значительно меньше, чем канала 77; поэтому при уве-
личении числа оборотов до максимального и при соответствующем
падении давления в диффузоре 7 и колодце главного жиклера 13,
давление в компенсационном колодце 10 изменяется незначительно
и расход топлива через жиклер 9 остается почти постоянным.
Таким образом работа компенсационной системы распадается
на два этапа. 'Сначала повышение скорости воздуха в диффузоре
сопровождается понижением уровня топлива в компенсационном
колодце и увеличением расхода топлива через компенсационный
жиклер. Однако расход топлива увеличивается менее интенсивно,
чем расход воздуха, что объясняется следующими причинами:
Г 05
а) понижением уровня топлива в компенсационном колодце,
т. е. уменьшением напора топлива, под которым происходит исте-
чение из каналов 12\ б) уменьшением числа каналов 12, через ко-
торые вытекает топливо; в) понижением перепада между давле-
нием в компенсационном колодце 10 и давлением в колодце глав-
ного жиклера 13, обусловленном перетеканием воздуха по каналам
12, освободившимся от топлива.
Расход топлива растет медленнее, чем расход воздуха; поэтому
смесь, создаваемая компенсационной системой, обедняется с увели-
чением расхода воздуха (т. е. с увеличением числа оборотов).
После достижения числа оборотов, при котором все три
канала 12, освобождаются от топлива и компенсационный колодец
опоражнивается, начинается второй этап работы компенсационной
системы. В течение этого этапа расход топлива через компенсаци-
онный жиклер остается почти постоянным, несмотря на увеличе-
ние расхода воздуха через диффузор; вследствие этого с увеличе-
нием расхода воздуха состав смеси обедняется более интенсивно,
чем в течение первого этапа.
Главный жиклер 2 несколько обогащает состав смеси при уве-
личении скорости воздуха в диффузоре. Это обогащение состава
смеси смягчается тем, что с возникновением потока воздуха через
каналы 12, давление в колодце 13 главного жиклера несколько
повышается и тормозит истечение топлива из главного жиклера 2.
Совместная работа главного и компенсационного жиклеров дает
необходимое изменение состава смеси при средних и больших
числах оборотов двигателя. Размеры каналов и жиклеров подби-
раются экспериментально.
При малых числах оборотов и особенно при запуске, когда
требуемый расход топлива очень невелик, коэфициенты расхода
жиклеров резко уменьшаются. Кроме того, малая скорость воздуха
в диффузорах не позволяет получить достаточного перемешивания
топлива с воздухом. Вследствие этого свежая смесь, образую-
щаяся в диффузорах, получается настолько бедной и неоднородной
по своему составу, что двигатель на ней работать не может.
Поэтому для получения удовлетворительной работы двигателя
на этих режимах применяется специальное устройство, называемое
пусковой системой.
Пусковая система состоит из пусковой трубки 14, заканчиваю-
щейся пусковым жиклером 15, -и пускового канала 16. Пусковая
трубка расположена в компенсационном колодце и заканчивается
несколько ниже верхнего канала 12. Пусковой жиклер выходит
в пусковой канал, сообщающийся с воздушным пространством
компенсационного колодца и через канал 11 с поплавковой камерой.
Другой конец пускового канала соединяется с воздушным потоком
в том месте, где остается щель между прикрытым дросселем 17
и стенкой карбюратора.
При запуске или работе двигателя на малых оборотах скорость
воздуха при проходе между дросселем и стенкой карбюратора
резко увеличивается; одновременно с этим понижается давление,
вследствие чего в пусковом канале начинает двигаться воздух из
компенсационного колодца. Этот поток воздуха создает понижен-
506
ное давление у выхода пускового жиклера 15, в результате чего
из него начинает поступать топливо, подсасываемое по пусковой
трубке 14 и перемешивающееся с воздухом, засасываемым из компен-
сационного колодца. Таким образом по пусковому каналу 16 идет
вспененное топливо (эмульсия), которое в дальнейшем (при выходе
около дросселя) смешивается с основным потоком воздуха и обра-
зует свежую смесь требуемого состава. Предварительное эмуль-
сирование топлива облегчает дальнейшее его перемешивание
с воздухом и делает смесь более однородной.
По мере открытия дросселя давление у выхода пускового ка-
нала повышается, в результате чего расход топлива через пуско-
вой жиклер падает. Поэтому пусковая система при увеличении
числа оборотов двигателя обедняет свежую смесь. Недостаток
топлива компенсируется увеличением расхода через главный и ком-
пенсационный жиклеры.
Совместная работа пусковой, главной и компенсационной систем
карбюратора позволяет получить требуемое изменение состава
смеси на всем интервале числа оборотов двигателя — от запуска
до максимального режима. Однако эти системы не позволяют
компенсировать обогащение смеси с увеличением высоты, на кото-
рой работает двигатель. Для этого карбюратор снабжается специ-
альной высотной регулировкой.
Высотная регулировка осуществляется при помощи высотного
крана 19, перекрывающего канал 18. Высотный кран называется
также высотным корректором. Канал 18 соединяет воздушное про-
странство поплавковой камеры с каналом 5, служащим для подачи
топлива из главного и компенсационного жиклеров в диффузор.
При работе на земле высотный кран 19 закрыт (как это пока-
зано на фиг. 233), поэтому канал 18 не оказывает никакого влия-
ния на работу карбюратора. При подъеме на высоту высотный
кран 19 частично открывается и в канале 18 устанавливается поток
воздуха из поплавковой камеры в канал 5. Вследствие этого
давление в колодце 13 повышается и уменьшает истечение топлива
из главного и компенсационного жиклеров. Это уменьшение рас-
хода топлива должно быть достаточным для компенсации обога-
щения смеси, вызванного подъемом самолета на высоту и дости-
гается созданием необходимого для этого потока воздуха и, сле-
довательно, соответствующим открытием высотного крана. С воз-
растанием высоты степень открытия высотного крана увеличи-
вается, так как для более интенсивного уменьшения расхода
топлива расход воздуха по каналу 18 должен быть больше, т. е.
должна уменьшиться разница между давлениями в поплавковой
камере и в канале 5.
Сохранение состава смеси постоянным возможно до той высоты,
на которой высотный кран оказывается открытым полностью. Эта
высота может быть названа высотностью карбюратора. Независимо
от высоты, на которой работает двигатель, давление в поплавко-
вой камере всегда почти равно давлению на входе в карбюратор.
Это достигается тем, что убыль воздуха из камеры компенсируется
поступлением его по каналу 8, гидравлическое сопротивление кото-
рого гораздо меньше, чем системы высотной регулировки.
507
С уменьшением гидравлического сопротивления системы высот-
ной регулировки (при полном открытии высотного крана) высот-
ность карбюратора повышается. При достаточно малом гидравли-
ческом сопротивлении этой системы давление в канале 5 почти
равно давлению в поплавковой камере и расход топлива близок
к нулю. Таким образом с этой точки зрения высотность карбюра-
тора может быть очень большой. Однако при повышении давле-
ния в канале 5 скорость истечения топлива понижается, что ухуд-
шает смесеобразование. Поэтому давление в канале 5 можно
увеличивать лишь до известного предела, обусловленного сохране-
нием удовлетворительной работы двигателя. Это приводит к тому,
что подобные системы высотной регулировки позволяют поддер-
живать постоянный состав смеси лишь на интервале высот около
5000-^-6000 м.
Как уже отмечалось выше, в рассматриваемом карбюраторе
образование смеси (т. е. перемешивание топлива с воздухом) про-
исходит тремя этапами: а) вспенивание (эмульсирование) топлива —
в колодце 13 и канале 5; б) первичное перемешивание эмульсии
топлива с воздухом—во вспомогательном диффузоре 7 и неокон-
чательное перемешивание со всем воздухом—в диффузоре 3 и.
всасывающем трубопроводе.
Подобное трехступенчатое образование свежей смеси облегчает
дробление струи топлива и перемешивание его с воздухом. Этому
же способствует большая скорость потока воздуха и сильное
понижение давления во вспомогательном диффузоре.
При одноступенчатом образовании свежей смеси (как это
имеет место в элементарном карбюраторе) удовлетворительное
распыление топлива и перемешивание его с воздухом достигается
с нормальной скоростью в диффузоре лишь в случаях небольшого
расхода топлива. Можно считать, что при подобном методе сме-
сеобразования карбюратор обеспечивает удовлетворительную ра-
боту многоцилиндрового двигателя мощностью до 100 л. с. При
более высокой мощности струя выходящего из жиклера топлива
получается настолько толстой, что для ее распыления и переме-
шивания топлива с воздухом необходимы повышенные скорости
и более низкое давление в диффузоре, что связано со значитель-
ным понижением мощности двигателя вследствие ухудшения
коэфициента наполнения.
Многоступенчатое смесеобразование позволяет обслуживать
одним карбюратором без значительного увеличения его гидравли-
ческого сопротивления многоцилиндровые двигатели мощностью
до 400~: 500 л. с.
В большинстве случаев на двигателе устанавливается несколько
карбюраторов, причем они часто объединяются конструктивно
в одно целое, образуя сдвоенные или строенные карбюраторы.
На фиг. 234 приведена конструкция сдвоенного карбюратора
„Зенит4* 60-DJ, принцип действия которого был рассмотрен выше.
Топливо поступает в поплавковую камеру через ниппельное
соединение, сетчатый фильтр 21 и гнездо иглы 22 поплавкового
механизма. Поплавковый механизм состоит из поплавка 23, пово-
рачивающегося вокруг неподвижной оси 24, и иглы 25, связанной
5OS
Фиг. 234. Карбюратор .Зенит" 60-DJ.
с поплавком и перемещающейся в вертикальном направлении.
Уровень топлива в поплавковой камере поддерживается поплав-
ковым механизмом на постоянном уровне; при понижении уровня
поплавок опускается и приподнимает иглу, открывая доступ
топливу. Поплавковая камера соединена с преддиффузорным про-
странством каналом 8.
Через сверления в корпусе поплавковой камеры, топливо по-
ступает к компенсационному 9 и главному 2 жиклерам. Главный
жиклер соединяется непосредственно с каналом 5, по которому
топливо поступает к вспомогательному диффузору 7. Последний
расположен концентрично по отношению к главному диффузору 3-,
его выходное отверстие совпадает с областью минимального
давления в главном диффузоре.
Воздух поступает в карбюратор снизу через входное отверстие
с фланцем, служащим для присоединения подводящей воздух трубы.
Свежая смесь после диффузоров проходит мимо дросселя 77 и
выходит из карбюратора во всасывающий трубопровод, присоеди-
ненный к верхнему фланцу карбюратора.
Компенсационный жиклер 9 ввернут в компенсационный коло-
дец 10, который тремя каналами 12 соединяется с колодцем глав-
ного жиклера, а отверстием 11 — с воздушным пространством
поплавковой камеры.
В компенсационный колодец опущена пусковая трубка 14,
заканчивающаяся радиальным сверлением, которое представляет
собой пусковой жиклер 75. Современная конструкция жиклера
дает возможность производить регулировку (от случая к случаю,
по мере надобности) состава свежей смеси при запуске двига-
теля и работе его на малом газу. Такая регулировка сильно об-
легчает обслуживание двигателя в эксплоатации, так как позво-
ляет подбирать наивыгоднейший состав смеси для условий, когда
устойчивая работа двигателя зависит от состояния внешнего
воздуха.
Для большей ясности система регулировки малого газа приве-
дена схематично отдельно на фиг. 235. При достаточном пониже-
нии давления в месте расположения выходного отверстия пускового
канала 16 (около дросселя) из этого отверстия выходит эмульсиро-
ванное топливо, которое, перемешиваясь с основным потоком воз-
духа, образует свежую смесь. Эмульсированное топливо образуется
вследствие разрежения в пусковом канале, в который из поплав-
ковой камеры поступает воздух, проходящий через отверстия 77
и кольцевой зазор между регулировочным винтом 26 и его гнез-
дом 27. Этот воздух смешивается с топливом, подсасываемым
через пусковой жиклер 75, расположенный в регулировочном
винте, а так как воздуха очень мало, то в результате этого сме-
шения и образуется эмульсированное топливо, движущееся по
пусковому каналу.
Расход топлива через пусковой жиклер 75 зависит от давления
воздуха на выходе из жиклера. Величина этого давления при
постоянном давлении у дросселя 17 обусловливается скоростью
воздуха в пусковом канале. Минимальное давление у пускового
жиклера, равное давлению у дросселя, будет в том случае, когда
510
27
Фиг. 235. Система регулировки малого
газа.
скорость воздуха в пусковом канале равна нулю. По мере увеличе-
ния этой скорости давление перед пусковым жиклером возрастает
и, следовательно, расход топлива уменьшается, что вызывает обед-
нение пусковой смеси.
Для изменения скорости воздуха в пусковом канале регулиро-
вочный винт 26 (фиг. 235) заканчивается конусом. Вследствие этого
при вращении винта проходное кольцевое сечение между винтом
и седлом 27 изменяется, что
приводит к изменению расхода
воздуха и скорости его в пуско-
вом канале.
Для уменьшения проходного
сечения для воздуха и, следова-
тельно, для понижения его ско-
рости в пусковом канале винт
должен опускаться вниз. Таким
образом для обогащения пуско-
вой смеси регулировочный винт
следует завинчивать, т. е. вра-
щать по часовой стрелке.
Для более удобного враще-
ния регулировочного винта на
его головке устроена прорезь
под отвертку. Под головку вин-
та подложена пружина, которая
находится в сжатом состоянии
и препятствует произвольному
поворачиванию винта под влия-
нием вибраций карбюратора при
работе двигателя.
Высотная регулировка (фиг.
234) осуществляется при по-
мощи высотного корректора (кра-
на) 19, соединенного с поплав-
ковой камерой каналом 18 и со
смесепроводом 5 — каналом 28.
Высотный корректор выполняет-
ся в виде плоского золотника с многими отверстиями, которые
постепенно перекрывают отверстия в шайбе и тем самым плавно
увеличивают поток воздуха из поплавковой камеры в канал 5.
С целью увеличения скорости испарения топлива карбюратор
подогревается горячей водой, выходящей из двигателя. Для этого
вокруг карбюратора устроена подогревающая рубашка, состоящая
из двух частей, выполненных литьем за одно целое с его корпу-
сом. Верхняя часть рубашки служит для обогрева стенок, при-
легающих к дросселю, а нижняя часть — для обогрева диффузора,.'
канала 11 и колодца главного жиклера.
Рубашки соединяются двойным золотником 29, перемещаю-
щимся при вращении головки 30. Горячая вода поступает в верх-
нюю часть рубашки. Дальнейшее движение воды зависит от
положения вентиля 29: при полностью опущенном клапане (как
511
показано на фиг. 234) вся вода из верхней части рубашки посту-
пает в корпус золотника, поднимается по нему, уходит в нижнюю
часть рубашки и оттуда через ниппель—к водяной помпе; при
полностью поднятом вентиле проход воды в нижнюю часть рубашки
закрыт, вследствие чего вода движется по обводной трубке к нип-
пелю. При промежуточном положении вентиля вода частично про-
ходит через нижнюю часть рубашки, а частично —по обводной
трубке. Таким образом вентилем регулируется интенсивность обо-
грева карбюратора соответственно времени года и применяемому
топливу.
Дроссельные заслонки управляются рычагом 31, который со-
единяется с соответствующими тягами. Положение дросселей сильно
Фиг. 236. Распылитель
карбюратора «Солеке*.
Фиг. 237. Общий вид карбюратора «Солеке*
50-MV.
влияет на легкость запуска двигателя, поэтому степень их откры-
тия при запуске фиксируется упорным винтом 32. Дроссельные
заслонки снабжены пружинами 33, стремящимися ставить их в по-
ложение полного открытия.
Высотные корректоры управляются рычагом 34, соединенным
-с тягой, идущей в кабину самолета.
2. Карбюратор „Солеке*. В карбюраторе „Солеке" требуемое
изменение состава смеси по числу оборотов двигателя обеспечи-
вается применением специального распылителя, изображенного на
фиг. 236.
Распылитель состоит из трубки 1 с главным жиклером а и не-
сколькими отверстиями Ъ, расположенными на различной высоте.
Трубка 1 установлена концентрично внутри трубки 2 и прижи-
мается к ней своим основанием при помощи навинчивающегося
на трубку 2 колпака 3 с отверстиями с и d. Распылитель уста-
навливается таким образом, что отверстия (/располагаются в сече-
нии диффузора, где давление минимально, а отверстия с — в канале,
подводящем воздух, где давление значительно больше.
Б12
При неработающем двигателе трубка 1, а также кольцевое
пространство между нею и трубкой 2 заполнено топливом; при
этом уровень топлива, расположенный на той же высоте, что и
в поплавковой камере, лежит ниже верхней кромки трубки 2.
По мере увеличения числа оборотов двигателя уровень топ-
лива в трубке /ив кольцевом пространстве между нею и труб-
кой 2 понижается. Вследствие этого в трубке / открываются
радиальные отверстия для прохода воздуха и возникает поток
воздуха, обусловленный разностью давлений у отверстий с и d.
Воздух поступает через отверстия с, поднимается вверх по коль-
цевому пространству между трубкой 2 и телом колпака 3, опу-
скается вниз по кольцевому пространству между трубками 7 и 2,
проходит через радиальные отверстия трубки 7, поднимается по
этой трубке вверх и, смешиваясь с топливом, выходит через
отверстия d. Поток воздуха повышает давление в трубке 1 и тем
самым тормозит истечение топлива из главного жиклера а. Сте-
пень повышения давления в трубке 1 находится в прямой зависи-
мости от скорости воздуха, проходящего через смеситель. По мере
повышения числа оборотов двигателя уровень топлива соответ-
ственно понижается, в связи с чем число отверстий в трубке 1,
через которые проходит воздух, увеличивается. Вследствие этого
возрастает расход воздуха через распылитель и повышается да-
вление в трубке 1. Последнее уменьшает расход топлива и тем
самым компенсирует обогащение смеси, которое дает жиклер а
при работе по схеме элементарного карбюратора.
Общий вид карбюратора „Солеке" типа 50-MV показан на
фиг. 237. Топливо поступает через ниппель 1, расположенный
в верхней части поплавковой камеры 2, в которой имеется цилин-
дрический поплавок 3, поддерживающий постоянный уровень то-
плива воздействием на иглу 4.
Из поплавковой камеры топливо по каналу 5 поступает к рас-
пылителю 6, принцип работы и конструкция которого описаны
выше (фиг. 236).
При запуске двигателя и работе на малом газу топливо подса-
сывается через пусковой жиклер 7 в камеру 8, где оно смеши-
вается с воздухом, поступающим по каналу 9. Образующаяся
смесь поднимается по каналу 10. Винт 11 фиксирует положение
дросселя при запуске двигателя, а винт 72 фиксирует дроссель
в положении его полного открытия.
Высотная регулировка состава смеси осуществляется высотным
краном 73. Этот кран установлен на канале 14, соединяющем воз-
душное пространство поплавковой камеры с преддиффузорным
пространством. Кроме того, от крана отходит канал 75, соединяю-
щий канал 10 с каналом 14 и через него с задиффузорным про-
странством.
При работе на земле высотный кран закрывает канал 75, так
что давление в поплавковой камере благодаря наличию канала 14,
поддерживается равным давлению в преддиффузорном простран-
стве. При работе на высоте высотный кран поворачивается таким
образом, что по каналам 14 и 75 начинает течь воздух из преддиф-
фузорного в задиффузорное пространство; вследствие этого да-
33 Общ, курс авиадвигателей. 1860 513
вление в поплавковой камере понижается и связанное С &тим умень-
шение расхода топлива компенсирует обогащение смеси вслед-
ствие падения плотности воздуха. С увеличением высоты, расход
воздуха через канал 14 увеличивается, что достигается соответ-
ствующим поворотом высотного крана. Поэтому давление в по-
плавковой камере уменьшается по сравнению с давлением в пред-
диффузорном пространстве, и это вызывает требуемое обеднение
свежей смеси.
На фиг. 238 представлена конструктивная схема современного
карбюратора „Солеке" типа 52-S2. Топливо по бензинопроводу
1 и штуцеру 2 через фильтр 3 и запорную иглу 4 поступает
в поплавковую камеру 5, в которой уровень топлива поддержи-
вается постоянным при помощи поплавка 6 с рычажным механиз-
мом. Применение рычажной системы увеличивает усилие от по-
плавка, действующего на иглу.
Для удобства смены и осмотра жиклеров в этом карбюраторе
главный жиклер 7 вынесен из распылителя 8 и расположен
отдельно. Топливо из поплавковой камеры поступает непосред-
ственно к главному жиклеру и затем по специальному каналу—
в распылитель, который работает по тому же принципу, что и
в карбюраторе типа 50-MV.
В нижней части распылителя устроены отверстия, через кото-
рые топливо поступает к пусковому жиклеру 9, последний, как и
главный жиклер, расположен в месте, удобном для подступа
к нему. Из пускового жиклера по сверлениям в корпусе карбюра-
тора топливо подводится к отверстию в стенке, расположенному
выше дроссельной заслонки 10; по пути топливо перемешивается
с воздухом, поступающим через отверстия 11 и 12, и образует
эмульсию.
В этом типе карбюратора высотная регулировка устроена по
тому же принципу, что и в карбюраторе типа 50-MV. Поплав-
ковая камера соединяется с задиффузорным пространством кана-
лом 14 и высотным краном 13 и с преддиффузорным простран-
ством— каналом 15. Обеднение смеси достигается открытием
крана 13, вследствие чего понижается давление в поплавковой
камере и уменьшается расход топлива.
Карбюратор „Солеке" типа 52-S2 устанавливается на двига-
телях Испано-Сюиза 12 Ybrs за нагнетателем. Нижний фланец кар-
бюратора присоединяется к трубопроводу сжатого воздуха, при-
чем герметичность соединения достигается с помощью резино-
вого уплотнительного кольца, расположенного в кольцевой
канавке 16.
Конструкция этого карбюратора изображена на поперечном
разрезе двигателя Испано-Сюиза 12Ybrs (фиг. 247).
3. Карбюратор Стромберг NAF-7C. Конструктивная схема кар-
бюратора приведена на фиг. 2ь9. Топливо поступает в поплавковую
камеру 7, где уровень его поддерживается на определенной высоте
нормальным поплавковым механизмом. Из поплавковой камеры топ-
ливо может уходить несколькими путями. Основной поток топлива
идет через главный жиклер 2, по которому он попадает в колодец 3,
а оттуда подсасывается в распылитель 4; через просверленные
514
В трубке распылителя отверстия 5 топливо поступает в поток
воздуха, проходящий через диффузор 6.
В рассматриваемом карбюраторе воздух движется не снизу
вверх, как обычно, а сверху вниз. Карбюраторы с подобным,
„обратным11 движением воздуха называются перевернутыми; они
обладают тем преимуществом, что в случае осаждения топлива на
стенках всасывающего трубопровода (при малых скоростях смеси)
топливо не вытекает наружу. Кроме того, в некоторых случаях
устанавливать перевернутый карбюратор удобнее с точки зрения
уменьшения габарита двигателя.
33
Фиг. 239. Конструктивная схема карбюратора Стромберг NAF-7C.
Колодец 3 полностью заполняется топливом лишь при работе
двигателя на небольших числах оборотов. По мере увеличения
числа оборотов (а следовательно, и перепада давления в диффу-
зоре) расход топлива через отверстия 5 возрастает; при этом тор-
мозящее действие главного жиклера 2 увеличивается в резуль-
тате чего давление в колодце 3 понижается. Вследствие разрежения
в колодце в него начинает подсасываться воздух, поступающий
из канала 7 через воздушный жиклер 8 в трубку 9, а оттуда
через отверстие 10—в колодец 3. Засосанный воздух смешивается
с топливом и образует эмульсию, вытекающую через отверстия 5
распылителя в основной воздушный поток. В канал 7 воздух
поступает из кольцевого пространства 11 между стенками карбю-
ратора и диффузора. Кольцевое пространство 11 соединено с вне-
шней средой каналом 12.
Воздух, поступающий в колодец 3, увеличивает давление в нем
и тем самым тормозит истечение топлива через главный жиклер.
Это компенсирует обогащение смеси при увеличении расхода то-
* 616
плива Через главный жиклер (т. е. при увеличении числа оборотов
двигателя).
При переходе от эксплоатационного к максимальному режиму
состав смеси должен резко обогащаться. Это имеет особенно важ-
ное значение для двигателей воздушного охлаждения, у которых
по условиям работы выхлопных клапанов температура выхлопа на
максимальном режиме должна быть достаточно низкой. Система
главного жиклера требуемого обогащения дать не может, так что
для этого применяется специальное приспособление, называемое
экономайзером (термин „экономайзер" указывает на то, что это
приспособление позволяет получать наиболее экономичную работу
двигателя на режимах продолжительной работы в эксплоатации
при достаточном обогащении на максимальном режиме). Иногда
экономайзер называется так же обогатителем.
Экономайзер состоит из штока 13, заканчивающегося клапа-
ном 14, который прижимается к своему гнезду пружиной 15. При
некотором, довольно значительном открытии дросселя (соответ-
ствующем примерно эксплоатационному режиму) рычаг 16, кине-
матически связанный с ним приходит в соприкасание с тарелкой
штока 13; при дальнейшем открытии дросселя рычаг 16, переме-
щаясь вниз, открывает клапан 14 и выпускает топливо через жиклер
экономайзера 17 в колодец 3. Вследствие этого уровень топлива
в колодце повышается, что приводит к увеличению расхода то-
плива и, следовательно, к обогащению смеси. Очевидно, что мак-
симальное обогащение будет при максимальном открытии клапана
14, т. е. при полном открытии дросселя, когда расход топлива
через жиклер экономайзера 17 будет максимальным.
При быстром открытии дросселя возможно резкое обеднение
смеси вследствие того, что скорость воздуха в диффузоре возра-
стает значительно быстрее, чем скорость истечения топлива. Это
явление ограничивает приемистость двигателя, т. е. способность
быстро переходить с одного режима работы на другой. Для повы-
шения приемистости двигателя, карбюратор снабжен специальной
помпой приемистости, которая называется также ускорительным
насосом.
Помпа приемистости состоит из поршня 18, перемещающегося
внутри цилиндра 19; в днище поршня 18 имеются отверстия 20,
прикрытые тарельчатыми клапанами 21. В дне цилиндра 19 сде-
лано отверстие 22, которое с внешней стороны закрывается кла-
паном 23, прижимаемым к своему гнезду пружиной 24.«Поршень 18
кинематически связан с дросселем при помощи шатуна 25 и
рычажного механизма 16.
При открытии дросселя поршень перемещается вниз; при этом
отверстия 20 закрываются клапанами 21, отверстие 22 открывается,
топливо вытесняется из цилиндра и, пройдя по каналу 26, выбра-
сывается через отверстие 27 в поток воздуха. Скорость истечения
топлива через отверстие 27 зависит от скорости открытия дрос-
селя; при этом топливо, подаваемое помпой приемистости, поз-
воляет быстро открывать дроссель не опасаясь обеднения
смеси. Закрытие дросселя сопровождается перемещением поршня 18
вверх; пружина 24 прижимает клапан 23 к седлу, отверстие 22
516
закрывается, клапаны 21 открывают отверстия 20 и цилиндр 19
заполняется новой порцией топлива.
При запуске двигателя или работе на малом газу, т. е. при
сильно прикрытом дросселе, топливо через пусковой жиклер 28
подсасывается в колодец 29 и дальше в трубку 30; при поступле-
нии в эту трубку топливо смешивается с воздухом, засасываемым
через воздушный жиклер 31; образующаяся при этом эмульсия по
трубке 30 подается к распылителю (форсунке) 32. Для выхода эмуль-
сии распылитель имеет эксцентрично просверленное отверстие 33,
положение которого относительно дросселя можно изменять, по-
ворачивая распылитель рычагом 34. Вследствие этого можно изме-
нять давление перед отверстием распылителя и, следовательно,
регулировать количество вытекающей эмульсии и состав свежей
смеси, поступающей в двигатель. При повороте распылителя вправо
смесь обогащается, при повороте влево — обедняется.
Высотная регулировка карбюратора освована, как и в карбю-
раторах „Солеке" на понижении давления в поплавковой камере.
Для этого поплавковая камера отверстием 35 соединена с кана-
лом 36, который в свою очередь с одной стороны соединен через
воздушный жиклер 37 и трубку 38 с областью пониженного да-
вления в диффузоре, а с другой стороны через кран с плоским
диском 39— с каналом 7 и с внешней средой.
При работе на земле диск 39 находится в положении, соот-
ветствующем полному открытию канала 36. Так как диаметр воз-
душного жиклера 37 очень невелик, то в этом случае в канале 36
устанавливается лишь небольшой поток воздуха и давление в нем
примерно равно внешнему. По мере подъема на высоту вследствие
поворачивания диска 39 поступление воздуха в канал 36 заторма-
живается и давление в этом канале понижается, что вызывает
такое же уменьшение давления в поплавковой камере. Для более
плавного действия высотного крана кромка диска 39 делается фи-
гурной, причем ее форма подбирается экспериментально. Для боль-
шей ясности диск 39 изображен на фиг. 239 в двух проекциях.
Карбюратор снабжен приспособлениями, допускающими работу
двигателя в опрокинутом положении (при полете самолета на спи-
не). В последнем случае поплавковый механизм не может служить
для регулирования количества бензина, поступающего в поплав-
ковую камеру, так как поплавковая камера переполняется
топливом и свежая смесь переобогащается. От этого предохра-
няет золотник 40, который может свободно перемещаться по ци-
линдрической направляющей, являющейся продолжением гнезда 41
иглы поплавкового механизма. При перевертывании карбюратора
золотник силой своей тяжести прикрывает радиальные отверстия,
через которые топливо нормально поступает в поплавковую камеру,
вследствие чего топливо проходит в поплавковую камеру лишь
через калиброванное отверстие 42 в гнезде 41. Сечение этого от-
верстия подобрано так, что при нормальном давлении поступаю-
щего топлива расход его соответствует потреблению двигателя
при работе с полностью открытым дросселем.
Для того чтобы топливо не выливалось через отверстие 35 в
каналы высотного крана и далее в поток воздуха, это отверстие
* 517
Фиг. 240. Схема обогрева карбюратора
Стромберг при помощи выхлопных газов.
при перевернутом карбюраторе закрывается шариковым клапаном 43.
В этом случае высотный кран не действует.
Карбюратор Стромберг NAF-7C применяется для двигателей
Райт, на которых он устанавливается перед нагнетателем. Весь
карбюратор состоит из двух поплавковых камер и четырех диф-
фузов с раздельными смесительными пространствами и дросселями.
Помпа приемистости имеется лишь в одной поплавковой камере
и обслуживает одно смесительное пространство. Экономайзеры
имеются в обеих поплавковых камерах, но обслуживают лишь два
смесительных пространства. Это значительно упрощает конструк-
цию карбюратора и в то же время свежая смесь, поступающая
в цилиндры двигателя, получается достаточно однородной, так как
по выходе из карбюратора четыре потока свежей смеси хорошо
перемешиваются при прохожде-
нии их через нагнетатель.
Устройство четырех диффу-
зоров обусловливается стремле-
нием получить удовлетворитель-
ное распиливание топлива и пе-
ремешивание его с воздухом
при небольших скоростях воз-
духа и применении простого
распыливающего устройства.
Карбюратор и трубопровод
свежей смеси подогреваются
теплом выхлопных газов, заби-
раемых от одного из цилиндров
или от выхлопного коллектора.
Как показано на схеме, пред-
ставленной на фиг. 240, выхлоп-
ные газы из патрубка 1 поступают по трубопроводу в рубашку 2
подогревателя 3 смеси, а оттуда выходят наружу.
Интенсивность подогрева смеси (в зависимости от температуры
внешнего воздуха) регулируется изменением количества проходя-
щих выхлопных газов при помощи заслонки 4.
Подогрев смесительного пространства и дросселя достигается
тем, что часть выхлопных газов из рубашки подогревателя про-
пускается в рубашку 5 карбюратора, которая охватывает нижнюю
часть его корпуса.
Хорошему испарению топлива способствует также то, что в кар-
бюратор поступает воздух, нагревшийся при соприкосновении
с цилиндрами. Для этой цели- входной патрубок 6 карбюратора
повернут навстречу набегающему потоку теплого воздуха.
4. Карбюратор К-34. Конструктивная схема карбюратора К-34
изображена на фиг. 241. Карбюратор имеет три диффузора: один
главный 1 и два дополнительных, распиливающих 2 и 3. Подобная
система диффузоров позволяет иметь хорошее распыливание то-
плива и перемешивание его с воздухом, несмотря на большой диаметр
главного диффузора.
Основной поток топлива движется из поплавковой камеры 4
(с нормальным поплавковым механизмом) по каналу 5 через глав-
518
Фиг. 241. Конструктивная схема карбюратора К-34.
619
ный жиклер 6. Поплавковая камера соединена с окружающим
пространством отверстием 58. Топливо поднимается по трубке 7 и,
пройдя по каналу 8, попадает в поток воздуха. Второй поток то-
плива, служащий для компенсации обогащения горючей смеси с
увеличением числа оборотов двигателя, направляется из поплав-
ковой камеры через компенсационный жиклер 9 по каналу 10 в
кольцевое пространство между трубкой 7 и колодцем 11. Из ко-
лодца топливо через радиальные отверстия в трубке 7 попадает
в основной поток топлива и движется вместе с ним.
Колодец 11 соединен с преддиффузорным пространством карбю-
ратора. Для этой цели между главным диффузором 1 и стенкой
карбюратора имеется щель 12, переходящая в кольцеобразное про-
странство 13; в это пространство выходит канал 14, который через
воздушный жиклер 15 соединяется с каналом 16, выходящим
в колодец 11.
При уменьшении давления в диффузоре 3 (в результате возра-
стания числа оборотов двигателя) уровень топлива в колодце 11
понижается вследствие торможения потока топлива компенсацион-
ным жиклером 9 при сохранении постоянным давления воздуха
над уровнем топлива в колодце. Через отверстия трубки 7 начи-
нает проходить воздух, который повышает давление в трубке и
тем самым подтормаживает истечение топлива из главного жик-
лера, что компенсирует обогащение свежей смеси. Помимо ком-
пенсирующего действия, этот воздух, образуя с топливом эмуль-
сию, способствует лучшему распыливанию его в карбюраторе.
Карбюратор имеет помпу приемистости, состоящую из поршня 17
и цилиндра 18. Поршень при помощи штока 19, рычагов 20 и 21
и зубчатой передачи приводится в движение от валика дросселя 22.
При этом открытие дросселя сопровождается движением поршня
вниз. В поршне имеются отверстия 23, которые могут снизу закры-
ваться тарельчатым клапаном 24. При движении поршня вниз кла-
пан 24 закрывает отверстия 23, в результате чего топливо выбра-
сывается по каналу 25 через форсунку 26 в поток воздуха. При
движении поршня вверх клапан открывает отверстия 23 и топливо,
проходя из поплавковой камеры через дополнительный жиклер 21
по каналу 28, заполняет цилиндр помпы.
Экономайзер конструктивно объединен с помпой приемистости.
Для этого в дне цилиндра 18 установлен клапан 29, прижимаемый
пружиной к гнезду 30. При приближении поршня к своему низ-
шему положению, что соответствует открытию дросселя, близкому
к максимальному, поршень надавливает на клапан 29 и открывает
впускное отверстие для топлива. Вследствие этого топливо из по-
плавковой камеры через жиклер экономайзера 37 поступает в ци-
линдр и далее по каналу 25 в поток воздуха.
Максимальный поток топлива получается при нижнем положе-
нии поршня, т. е. при полном открытии дросселя, чем и достигается
требуемое обогащение смеси на этом режиме.
Дополнительный жиклер 27 служит для питания двигателя то-
пливом через форсунку 26 также и при неподвижном дросселе,
а следовательно, и при неподвижном поршне 17. В этом случае
клапан 24 силой своей тяжести опускается вниз, открывая отвер-
520
стия 23, вследствие чего топливо поступает в цилиндр помпы
и подсасывается по каналу 25 в поток воздуха.
Верхняя часть цилиндра 18 связана с воздушным каналом 14 при
помощи канала 32 и кольцевого пространства 33 между штоком 19
поршня и направляющей 34 штока. Помимо этого верхняя часть
цилиндра отверстиями 35 и каналом 36 связана с форсункой 37.
Размер кольцевого пространства 33 подбирается так, чтобы то-
пливо подсасывалось к отверстиям 35, смешивалось с воздухом,
в виде эмульсии поступало в канал 36 и через форсунку 37 вы-
брасывалось в поток воздуха.
Подача топлива через дополнительный жиклер 34 и форсунки
26 и 37 облегчает получение требуемого изменения состава смеси
по числу оборотов двигателя.
К пусковому жиклеру 38 топливо подается по каналу 39. При
выходе из пускового жиклера топливо перемешивается с воздухом,
поступающим по кольцевому пространству 40 из воздушного пу-
скового жиклера 41. Получающаяся эмульсия поднимается по
трубке 42 и через калиброванные отверстия 43 и 44 поступает
в поток воздуха.
По пути следования эмульсии к ней подсасывается воздух че-
рез отверстие 45. Регулируя величину этого отверстия винтом 46,
можно изменять количество проходящей эмульсии, а следова-
тельно, и состав горючей смеси.
Высотная регулировка осуществляется торможением потока
топлива. В канал 5 главного жиклера топливо поступает из поплав-
ковой камеры, пройдя ряд отверстий в плунжере 47. При подъеме
самолета на высоту плунжер спускается летчиком вниз; вследствие
этого часть отверстий перекрывается направляющей 48, так что
проходное сечение для потока топлива уменьшается. В ре-
зультате расход топлива через главный жиклер понижается, что
и приводит к требуемому обеднению свежей смеси.
Карбюратор подогревается горячей водой, циркулирующей
в рубашке вокруг смесительных камер. Подогревающая вода по-
ступает в карбюратор из блоков двигателя и из рубашки уходит
во всасывающую линию водяной помпы. Подобная система подо-
грева карбюратора является нормальной для двигателей водяного
охлаждения.
На чертеже, представленном на фиг. 242, показан общий вид кар-
бюратора К-34, устанавливаемого на двигателях АМ-34. Обозначения
деталей на фиг. 242 соответствуют обозначениям на схеме фиг. 241.
Карбюратор состоит из двух самостоятельных секций, рабо-
тающих по описанной схеме, но объединенных в одно конструк-
тивное целое. Каждый из этих карбюраторов обслуживает один
блок двигателя.
Карбюратор крепится к двигателю специальным кронштейном
(„пауком"), к которому карбюратор в свою очередь присоеди-
няется четырьмя шпильками 49. Кронштейн крепится шпильками
к задней части картера двигателя.
К верхнему фланцу карбюратора, снабженному шестью шпиль-
ками, примыкает общий фланец двойного всасывающего трубопро-
вода двигателя. Нижний фланец карбюратора также снабжен
£21
шестью шпильками для установки раструба перед карбюратором.
Отлитый из алюминиевого сплава корпус карбюратора сделан
разъемным в горизонтальной плоскости. В верхней части корпуса
помещаются основ-
ные диффузоры обо-
их карбюраторов 1,
дроссельные заслон-
ки 22, дополнитель-
ные форсунки 37,
форсунки помпы
приемистости 26 и
винты ручной ре-
гулировки малого
газа 46.
В нижней части
корпуса расположе-
ны поплавковые ка-
меры 4, дополни-
тельные диффузоры
2 и 3, жиклеры,
помпы приемисто-
сти, экономайзеры
и высотные краны.
Главные и компен-
сационные жиклеры
легко доступны для
замены. Для этого
жиклеры поставле-
ны на резьбе в кор-
пусе карбюратора
и, следовательно,
могут быть сменены
без съемки и раз-
борки карбюратора,
после отвертывания
соответствующих
пробок.
Дроссельные за-
слонки карбюрато-
ра, сидящие на об-
щем валике, управ-
ляются тягой, сое-
диненной с рыча-
гом 60, закреплен-
ным на валике дрос-
сельных заслонок
фланцем с восемью отверстиями. Благодаря такой посадке ры-
чаг 50 может быть установлен в любом из восьми положений.
Рычаг может быть укреплен на любом конце валика. Универ-
сальность крепления рычага управления дроссельными заслон-
ками создает удобства при монтаже двигателя на самолете. Для
522
полного открытия дроссельных заслонок требуется угол их по-
ворота в 75°. Винт 51 служит упором для рычага 50 и опреде-
ляет величину открытия дроссельных заслонок при работе на
малом газу, т. е. при работе на минимальном числе оборотов.
Упорный рычаг 52, сидящий на валике дроссельных заслонов
фиксирует положение этих заслонок при полном их открытии.
Управление высотными кранами осуществляется рычагом 53.
Синхронность действия обоих кранов достигнута соединительными
тягами 54 и валиком 55, благодаря чему оба высотных крана дей-
ствуют одновременно. Рычаг 56, закрепленный на валике 55 ана-
логично рычагу 50 дроссельных заслонок, связан с тягой управ-
ления высотным корректором, ведущей из кабины пилота.
Подогрев карбюратора осуществляется при помощи горячей
воды, циркулирующей в водяной рубашке верхней части корпуса
карбюратора. Вода обогревает смесительные камеры и поступает
из блоков двигателя через рубашки двух обогреваемых всасываю-
щих трубопроводов в пространство водяной рубашки карбюратора
через два фланца 57. Для выхода воды служит фланец 58, к ко-
торому присоединяется труба для отвода воды во всасывающую
линию водяной помпы.
ГЛАВА XXIII
АВИАЦИОННЫЕ ТОПЛИВА
§ 83. ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ ОБ АВИАЦИОННЫХ ТОПЛИВАХ
Современное развитие авиационных двигателей обусловливается,
помимо других факторов, качеством существующих топлив. Свой-
ства топлив непосредственно влияют на характер работы и на-
дежность двигателя в эксплоатации. В настоящее время увеличе-
ние экономичности и мощности двигателя в значительной степени
ограничено качеством применяемого топлива. При этом связь между
топливом и двигателем становится настолько тесной, что заграни-
цей, особенно в Америке, многие работники авиации считают необ-
ходимым конструировать двигатели с расчетом на вполне опреде-
ленное топливо, так как только в этом случае свойства этого топлива
могут быть 'использованы наиболее эффективно.
Влияние топлива на работу двигателя и условия его эксплоа-
тации является следствием целого ряда свойств топлива. Эти свой-
ства возможно разбить на три группы в зависимости от харак-
тера их влияния, а именно:
а) К первой группе относятся свойства топлива, непосред-
ственно влияющие на качество рабочего процесса, как то: тепло-
творная способность, необходимое при сгорании количество воз-
духа, склонность к детонации, скорость сгорания и пр.
б) Вторая группа включает свойства топлива, влияющие на
протекание карбюрации при различных условиях работы двига-
теля; сюда относятся: испаряемость топлива, скрытая теплота па-
рообразования, вязкость и т. д.
523
в) Третья группа включает свойства топлива, влияющие на на-
дежность двигателя и условия его эксплоатации. К этой группе
следует отнести: свойства топлива, влияющие на коррозию метал-
лов и нагарообразование, температуру замерзания, летучесть то-
плива, стабильность его при хранении и пр.
Топливо может применяться в двигателе лишь в том случае,
когда его свойства удовлетворяют вполне определенным требова-
ниям, учитывающим как специфические особенности данного дви-
гателя, так и общие условия эксплоатации. Авиационные двигатели
предъявляют повышенные требования к топливу, что является глав-
ным образом следствием необходимости иметь минимальный удель-
ный вес конструкции и минимальный удельный расход топлива.
Поэтому круг топлив, пригодных для авиации, весьма ограничен.
Наиболее употребительными авиационными топливами являются
бензины прямой гонки. Эти бензины получаются в результате
фракционной (дробной) перегонки нефти и представляют собой
фракции с температурой начала кипения в среднем в 50° Ц и кон-
цом кипения в среднем в 175° Ц. Бензины представляют собой
смесь нормальных и изомерных углеводородов, а именно: парафи-
нов (предельных углеводородов), нафтенов и ароматиков, темпера-
туры кипения которых лежат в указанных выше пределах.
Применение бензинов прямой гонки имеет ряд преимуществ
вследствие простоты и дешевизны производства их, высокой ста-
бильности их при хранении и пр. Однако при простой перегонке
нефти выход бензина составляет в среднем лишь 25°/0 от ее ко-
личества. Поэтому в странах с громадным потреблением бензина
(например в США) применяются методы обработки нефти, увели-
чивающие выход бензина; наиболее распространенным методом
является так называемый крекинг.
Под крекингом подразумеваются разнообразные процессы изме-
нения структуры молекул углеводородов, сопровождающиеся глав-
ным образом распадом этих молекул и происходящие при высо-
кой температуре (400-^500' Ц) и повышенном давлении без доступа
воздуха. Наибольшей склонностью к крекингу обладают углеводо-
роды парафинового ряда с большим молекулярным весом и вы-
сокой температурой кипения. Молекулы этих углеводородов со-
стоят из большого числа атомов, причем атомы углерода связаны
друг с другом и расположены в виде одной цепи (нормальное
строение молекулы) или в виде цепи с боковыми ветвями (изо-
мерное строение молекулы); атомы водорода присоединены к ато-
мам углерода, которые таким образом создают как бы остов или
скелет молекулы. Под действием высокой температуры скелет
углеродных атомов распадается и образуются менее крупные
атомные комплексы; этот процесс и называется крекингом. В ре-
зультате крекинга образуются углеводороды парафинового и оле-
финового рядов, обладающие меньшим молекулярным весом и
более низкой точкой кипения, чем исходный продукт. Таким обра-
зом крекинг тяжелых парафиновых углеводородов позволяет по-
лучить легкие углеводороды, температура кипения которых лежит
в пределах, принятых для бензина.
Нафтены и ароматики обладают циклическим строением моле-
'24
кул, т. е. строение их молекул основано на кольце, образованном
связанными друг с другом атомами углерода. К этим атомам угле-
рода присоединяются атомы водорода или боковые цепи углерод-
ных атомов с присоединенными к ним атомами водорода. Кольца
углеродных атомов очень устойчивы и не разрушаются при кре-
кинге, а, наоборот, соединяются между собой, образуя укрупнен-
ные молекулы. Боковые цепи ведут себя так же, как и парафино-
вые углеводороды.
Для более ясного представления о форме молекул углеводо-
родов различных типов, на фиг. 243 приведены структурные фор-
н—с — с— с— с— с—с—с—с—н
I I I i I I I I
нннннннн
И Uh/пан (С^
Н Н Н Н Р Н Н Н
I I I I . I । ।
н— с—с—с—с—с—с—с—с—н
I I I I I I
н н н й н н
ИЗО-№тан(1, 2.4 гпримегпилпентан)(СгН^J
Фиг. 243. Структурные формулы некоторых углеводородов, содержащих
в молекуле восемь атомов углерода.
мулы углеводородов, содержащих восемь атомов углерода в мо-
лекуле; при этом, как обычно, черточки между атомами показы-
вают единицы сродства (сродство атома водорода равно единице,
а углерода — четырем), n-октан (нормальный октан) относится
к нормальным парафинам, т. е. к предельным углеводородам
с общим уравнением СпН2п+2, у которых все единицы сродства
углерода использованы для присоединения атомов водорода.
Вследствие этого предельные углеводороды не могут присоединять
другие атомы, а способны лишь вступать в реакции обменного
разложения. Изооктан представляет собой изомерную форму
n-октана, так как он имеет ту же химическую формулу (С8Н18)>
но отличается от последнего другим расположением атомов угле-
525
рода. Изомерных форм может быть много, поэтому их обозна-
чают названием основного нормального углеводорода, имеющего
то же число атомов углерода, что и в наиболее длинной цепи
изомера; при этом отмечают имеющиеся боковые цепи, а также
места их расположения, которые обозначают порядковыми номе-
рами атомов углерода в основной цепи, к которым эти боковые
цепи присоединены. Приведенный на фиг. 243 изооктан предста-
вляет собой по этой номенклатуре 2—2—4 триметил пентан, так
как основная цепь содержит пять атомов углерода (нормальный
парафиновый углеводород с пятью атомами углерода называется
пентаном), а три группы метила (СН8) присоединены ко второму
и четвертому атомам углерода.
n-октен (С8Н16) относится к углеводородам олефинового
ряда с общим уравнением С„Н2„. Эти углеводороды называются
непредельными, так как в их молекулах две единицы сродства
ненасыщены; поэтому подобные углеводороды весьма склонны
к реакциям присоединения.
1,4-диметил циклогексан относится к нафтеновым углеводо-
родам (имеющим то же общее уравнение, что и олефины); он
образован кольцом циклогексана (С6Н12), в котором два атома
водорода заменены группами СНа. Ксилол (С8Н10) относится
к ароматикам с общим уравнением С„Н2П-б; строение молекулы кси-
лола (как и всех ароматиков) основано на бензольном кольце, при-
чем он получается в результате замещения в бензоле (С6Н6) двух
атомов водорода группами метила. Поэтому ксилол называется
также диметилбензолом и может различаться местом располо-
жения групп метила. Следует отметить, что хотя образование
молекул всех ароматиков основано на бензольном кольце, имею-
щем свободные (двойное) связи, они чрезвычайно мало склонны
к реакциям присоединения, а подобно предельным углеводородам
вступают лишь в реакции обменного разложения. Это противо-
речие объясняется особым свойством этих связей, имеющих иной
характер, чем в случае непредельных углеводородов.
Как уже отмечалось выше, крекинг парафиновых углеводоро-
дов дает наиболее благоприятные результаты с точки зрения по-
лучения легких соединений. Поэтому крекированию обычно под-
вергаются отбензиненная нефть или какие-либо другие продукты,
содержащие большое количество парафинов. Получающееся
в результате крекинга легкое топливо называется крекинг-
бензином.
В отличие от бензина прямой гонки крекинг-бензин содержит
значительное количество непредельных углеводородов (главным
образом олефинов). Так как непредельные углеводороды очень
склонны к реакциям присоединения, то состав крекинг-бензинов
оказывается недостаточно стабильным, что сильно осложняет их
практическое применение.
Помимо бензина прямой гонки и крекинг-бензина в сравни-
тельно небольшом количестве применяется так называемый газо-
вый бензин. Газовый бензин получается в результате извлечения,
относительно более тяжелых углеводородов из нефтяного газа
т. е. из горючего газа, который обнаруживается в местах залега-
526
НИЯ нефти. Газовый бензин состоит в основном из парафиновых
углеводородов, а главным образом из: пентана, гексана (СН ) и
гептана (С7Н1е); его применение ограничено чрезмерно большой
летучестью.
Кроме нефтяных топлив — бензинов, для авиационных двигате-
лей в некоторых случаях применяются коксобензольные топлива.
Из последних наиболее распространен так называемый моторный
(авиационный) бензол. Авиационный бензол (как и другие коксо-
бензольные топлива) получается в результате фракционной пере-
гонки смолы, образующейся как побочный продукт при коксова-
нии каменных углей. Авиационный бензол представляет собой
фракцию, перегоняющуюся приблизительно в пределах от 80 до
160° Ц. Он состоит почти исключительно из углеводородов аро-
матического ряда и содержит примерно 50% бензола (С6Нс), 35%
толуола (С7НВ) и 15% ксилола (C8Hj0). В эксплоатации авиацион-
ный бензол применяется лишь в смеси с бензинами, в большин-
стве случаев при содержании его в смеси от 40 до 60%-
В некоторых (довольно редких) специальных случаях в каче-
стве примеси к бензину или бензоло-бензиновой смеси приме-
няется этиловый спирт (С2НБОН). Этиловый спирт получается
обычно из картофеля или зерновых хлебов в результате перевода
крахмала в глюкозу и в дальнейшем в спирт (под действием дрож-
жей или диастаза). Вследствие плохой смесимости спирта его содер-
жание в топливе обычно не превосходит ЗО°/о; при больших концен-
трациях спирта смесь становится недостаточно стабильной, так что
возможно расслаивание смеси с выделением из нее чистого спирта.
Пригодность топлива зависит от того, насколько его свойства
удовлетворяют предъявляемым к ним требованиям. Характер по-
следних обусловливается не только типом двигателя, но и усло-
виями его эксплоатации. Поэтому правильный выбор топлива
представляет довольно сложную задачу. Для получения общего
представления о методах ее разрешения необходимо ознакомиться
со свойствами топлив и предъявляемыми к ним требованиями.
§ 84. ОСНОВНЫЕ СВОЙСТВА ТОПЛИВА, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К НИМ
ТРЕБОВАНИЯ И МЕТОДЫ ИХ ОПРЕДЕЛЕНИЯ
1. Удельный вес. Удельным весом топлива называется отношение
веса некоторого объема топлива к весу того же объема воды при
температуре-ф-4° Ц. Вследствие этого удельный вес топлива пред-
ставляет собой вес 1 л топлива в кг или вес 1 см? в г. Так как
удельный вес топлива зависит от его температуры, то для получе-
ния сравнимых данных его следует приводить к одинаковой, стан-
дартной температуре, которую обычно берут равной 15°Ц.
Удельный вес топлива оказывает очень малое влияние на ра-
боту двигателя; он лишь несколько отражается на условиях исте-
чения топлива из жиклеров карбюратора, причем с увеличением
удельного веса расход топлива через карбюратор увеличивается
[см. уравнение (373)].
Несколько больше влияет удельный вес топлива на летные
данные самолета (или дирижабля), так как при существующем
527
объеме топливных баков общий вес топлива непосредственйО
зависит от его удельного веса.
Удельный вес определенного сорта топлива колеблется в до-
вольно узких пределах; поэтому, зная удельный вес, наиболее
просто определить сорт данного топлива. Однако эта проверка
весьма приближенна, так как удельный вес топлива отнюдь не
характеризует его свойств и некоторые различные сорта топлив
имеют примерно одинаковый удельный вес.
Удельный вес топлива обычно определяется ареометром. При
погружении в топливо ареометр плавает в вертикальном положе-
нии, причем верхний уровень жидкости указывает на шкале удель-
ный вес топлива при существующей температуре. Удельный вес
приводится к температуре 15° Ц по уравнению (376).
Удельный вес нефтяных бензинов в зависимости от их сорта
колеблется в пределах от 0,70 до 0,76. Удельный вес обычного
авиационного бензола равен примерно 0,87.
2. Элементарный состав и теплотворная способность то-
плива. Элементарный состав топлива, т. е. содержание в топливе
образующих его химических элементов, обусловливает потребное
количество воздуха для сжигания топлива при выбранном коэфи-
циенте избытка воздуха.
Содержание в топливе углерода и водорода определяется
медленным (для получения полного окисления) сжиганием лабо-
раторной пробы в кислороде и последующим определением коли-
чества получившихся при этом водяных паров и углекислоты.
Последние данные позволяют установить количество сгоревшего
водорода и углерода, а следовательно, и содержание их в то-
пливе. Количество кислорода в топливе определяется как раз-
ность веса топлива и веса водорода и углерода.
Нефтяные бензины состоят почти исключительно из водорода
и углерода, причем содержание углерода обычно равно 85,0-4-85,5%,
а водорода соответственно 14,5-4-15% по весу.
Теплотворной способностью называется количество тепла, ко-
торое можно отнять от продуктов полного сгорания 1 кг топлива
в воздухе при охлаждении их до начальной температуры воз-
духа. В том случае, когда получающаяся при сгорании вода кон-
денсируется и таким образом отдает свою скрытую теплоту паро-
образования, получаемая теплотворная способность называется
высшей; если получающаяся вода остается в продуктах сго-
рания в виде пара, то соответствующая теплотворная способность
называется низшей. Таким образом разница между высшей и низ-
шей теплотворными способностями равна скрытой теплоте паро-
образования воды, образующейся при сгорании топлива; для не-
фтяных бензинов скрытая теплота парообразования этой воды
равна 700-4-803 Кал!кг топлива.
В применении к двигателям всегда берется низшая теплотвор-
ная способность, так как вследствие высоких температур в ци-
линдре пар никогда не конденсируется. Теплотворная способность
(низшая) является важной характеристикой топлива, так как она
влияет непосредственно на величину его удельного расхода.
Кроме того, отношение теплотворной способности к теоретически
528
необходимому для сгорания количеству воздуха
характери-
зует количество тепла, выделяющегося в цилиндре на 1 кг вводимого
воздуха и, следовательно, обусловливает развиваемую двигателем
мощность.
Теплотворная способность большей частью определяется кало-
риметром Юнкерса. В этом калориметре топливо сжигается
в примусе, горелка которого установлена в потоке воздуха; про-
дукты сгорания проходят через омываемые водой внутренние
каналы калориметра и, охладившись до примерно начальной тем-
пературы (обычно около 15° Ц), выходят наружу. Тепло, отдавае-
мое продуктами сгорания, уносится водой, циркулирующей через
калориметр. При установившемся тепловом состоянии калори-
метра определяется как время сжигания известного количества
топлива (5-4-10 г), так и тепло, отданное циркулирующей воде. По
этим данным можно подсчитать высшую теплотворную способ-
ность топлива (учитывая его теплоту парообразования); для пере-
счета на низшую теплотворную способность надо определить
количество конденсата, образовавшегося за время опыта в про-
дуктах сгорания.
Теплотворная способность (низшая) бензинов колеблется в пре-
делах 10000-4-10700 Кал1кг. Теплотворная способность авиабензола
равна 9600-4-9800 Кал1кг.
3. Испаряемость. Испаряемость топлива является одним из
наиболее важных его свойств. При этом к испаряемости топлива
предъявляется ряд требований, обусловленных работой двигателя
в эксплоатации.
Для легкого запуска двигателя топливо должно содержать
некоторую часть (так называемую пусковую фракцию) легко испа-
ряющихся соединений (или растворенных газообразных углеводо-
родов), которые могут образовать свежую смесь при холодном
двигателе. Кроме того, примерно половина топлива должна обла-
дать достаточной летучестью для испарения во всасывающем
трубопроводе. В противном случае ухудшается распределение то-
плива по цилиндрам.
Топливо, обладающее чрезмерно большой летучестью, будет
также непригодно для практического применения, как и топливо
с низкой испаряемостью. При чрезмерно большой величине пуско-
вой фракции, топливо легко вскипает или выделяет растворенные
газы в системе питания двигателя. При этом образуются так назы-
ваемые газовые пробки, которые нарушают правильную подачу то-
плива, вызывая перебои в работе двигателя или даже его остановку.
При увеличении количества топлива, испаряющегося в карбю-
раторе и всасывающих трубопроводах, достаточный обогрев кар-
бюратора, необходимый для избежания обледенения, затрудняется,
и увеличивается опасность обледенения карбюратора.
Кроме того, повышение летучести топлива повышает его по-
тери при транспорте и хранении, а также увеличивает пожарную
или взрывную опасность.
Основная часть всего топлива должна обладать достаточной
летучестью, чтобы к концу наполнения полностью переходить
34 Общ. курс авиадвигателей. 13S0 529
в парообразное состояние. В противном случае неиспарившееся
в значительном количестве топливо разжижает смазку, что ухуд-
шает ее смазывающие свойства (вследствие потери вязкости).
Наконец, все топливо должно испаряться при сравнительно
низкой температуре, т. е. оно не должно содержать слишком
тяжелых фракций. Присутствие подобных фракций ухудшает эко-
номичность двигателя, так как они сгорают главным образом
в неиспаренном состоянии и, следовательно, далеко неполностью.
В результате неполноты сгорания, повышается интенсивность на-
гарообразования в цилиндре.
' Таким образом топливо, предназначенное для применения
в двигателях, не должно обладать постоянной температурой ки-
пения. Наоборот, пригодность топлива (или смесей топлив) об-
условливается изменением летучести отдельных его фракций со-
гласно изложенным выше требованиям. Так, например, авиацион-
ный бензол, обладая ценными свойствами как моторное горючее,
не имеет пусковых фракций и летучесть его недостаточна для
требуемого испарения во всасывающей системе. Поэтому его при-
меняют в эксплоатации лишь в смеси с легкими бензинами
(большей частью газовыми), обладающими требуемыми пусковыми
свойствами и достаточной испаряемостью. Точно так же примене-
ние одних газовых бензинов невозможно, вследствие их чрезмер-
ной летучести; поэтому они используются лишь как примесь к бо-
лее тяжелым топливам.
Испаряемость топлива оценивается многими способами. Из них
основным является разгонка по Энглеру.
Разгонка топлива заключается в следующем. Топливо нагре-
вается и по достижении начальной температуры кипения посте-
пенно выпаривается. При этом сначала испаряются фракции
с наименьшей температурой кипения, а в дальнейшем — более
тяжелые соединения; поэтому в течение процесса выпаривания
температура неиспарившейся части топлива повышается. Испаряю-
щееся топливо конденсируется в холодильнике (охлаждаемом
водой) и в жидком состоянии собирается в приемнике. Измеряя
количество перегнанного топлива и соответствующую температуру
неиспарившейся части, можно установить связь между этими ве-
личинами. Подобная зависимость, изображенная графически, назы-
вается кривой разгонки.
Протекание кривой разгонки зависит от конструкции аппарата
и метода проведения разгонки. Поэтому для получения сравнимых
данных применяется стандартный аппарат Энглера и стандартный
метод разгонки. В качестве примера результатов разгонки по
Энглеру, на фиг. 244 приведена кривая разгонки бакинского бен-
зина 2-го сорта.
Данные разгонки позволяют судить о качестве топлива с точки
зрения его испаряемости. При этом интересны следующие данные:’
а) температура начала кипения
б) п выкипания 10% топлива
в) „ выкипания 50% „
г) п » 90% я
д) „ конца выкипания.
S30
Из этих данных основными считаются температуры выкипания
10, 50 и 90% топлива.
По температуре начала кипения можно определить присутствие
в топливе чрезмерно легких соединений.
Температура выкипания 10% топлива служит для оценки его
пусковых свойств. Эта температура не должна быть выше опре-
деленного предела (обычно порядка 70-4-75° Ц), но также не должна
быть и слишком низкой, так как низкая температура выкипания
10% топлива характеризует склонность топлива к образованию
газовых пробок.
Температура выкипания 50% характеризует испаряемость то-
плива во всасывающей системе и тоже не должна быть слишком
высокой. Однако при чрезмерно низкой ее величине увеличивает-
ся опасность обледенения кар-
бюратора. Обычно эта темпера- г г г ч —'"ГТ Г'I .Л~1' —1
тура равна 90-4-110° Ц. 30 ;~г~ / Ч ~
Температура выкипания 90% 1 Т
показывает свойство топлива % _____________________у/_________
разжижать смазочное масло. 50.___________________у.-----------
Максимально допустимая вели- Ц to-----------------%-------j——
чина этой температуры значи-||^—------------------------------
тельно колеблется в различных ------------------------- Г~
технических условиях. Обычно % I ~ j ~
она равна 130-?-150° 1Д. soeoio gDsoioononoi30Moi5o№onotsoi9owo’u
Конечная температура БЫКИ- 1 Температура
пания не должна быть слиш- Фиг. 244. Кривая разгонки бакинского бен-
ком высокой во избежание не- Зина 2-го сорта (по Энглеру),
полноты сгорания и усиленного
нагарообразования. В большинстве случаев она берется равной
160-4-180° Ц.
Склонность топлива к образованию газовых пробок, помимо
данных разгонки, проверяется определением давления паров по
Рейду. Аппарат Рейда состоит из двух соединенных сосудов емко-
стью 129 и 516 слг3. Меньший сосуд заполняется топливом, затем
оба сосуда герметически закрываются и весь аппарат погружается
в воду определенной температуры. При нагревании топлива часть
его испаряется и давление в сосуде, измеряемое манометром, повы-
шается. Аппарат обогревается до тех пор, пока давление не пере-
станет возрастать. По давлению в сосуде подсчитывают парциаль-
ное давление паров топлива. Последняя величина и называется
давлением паров по Рейду.
Очевидно, что давление паров по Рейду будет тем больше, чем
выше летучесть топлива. Результаты испытания топлива зависят
от температуры водяной бани. В Англии и Америке эта темпера-
тура берется равной около 37,8° Ц (100° Ф). При этом условии давле-
ние паров по Рейду обычно допускается не свыше 0,5 кг/см2.
Пусковые свойства топлива, помимо температуры выкипания
10%, иногда характеризуются так называемой температурой
b -пышки. Температура вспышки представляет собой минимальную
температуру топлива, при которой концентрация его паров над
поверхностью жидкости оказывается достаточной для получения
* 531
вспышки при соприкосновении с пламенем. Очевидно, что пониже-
ние температуры вспышки указывает на улучшение пусковых
свойств топлива.
Температура вспышки в большинстве случаев определяется на
приборе Абель-Пенского. Прибор состоит из латунного сосуда,
в который наливается топливо. Сосуд вставляется почти целиком
в воздушную камеру, стенки которой охлаждаются твердой угле-
кислотой или смесью льда с поваренной солью. Сначала темпера-
тура топлива, измеряемая погруженным в него термометром, пони-
жается примерно до —50° Ц; затем постепенно нагревают топливо,
причем через каждые 1-н2° повышения температуры подносят
к поверхности жидкости пламя горящей спиртовой или масляной
лампочки, отмечая температуру появления первой вспышки. Для
применяемых бензинов температура вспышки в среднем равна
25-е-35° Ц ниже нуля.
4. Стойкость против детонации. Как известно, увеличение сте-
пени сжатия двигателя или повышение наддува ограничено поя-
влением в цилиндрах детонации. Возникновение детонации обусло-
вливается увеличением концентрации взрывчатых соединений (глав-
ным образом органических перекисей) в горючей смеси, которые
взрываются при зажигании их надвигающимся фронтом пламени.
Увеличение степени сжатия является основным средством умень-
шения удельного расхода топлива, а повышением наддува можно
наиболее просто увеличить мощность двигателя и уменьшить его
удельный вес. Детонация ограничивает развитие двигателей в этих
направлениях, вследствие чего стремятся создать такие условия ра-
боты двигателя, при которых склонность его к детонации была по
возможности меньше и было бы возможно достигать более высоких
значений степени сжатия или наддува без детонации. В этом отно-
шении основное значение имеет качество применяемого топлива.
Соединения, вызывающие детонацию, образуются в результате
окисления молекул топлива, причем различные типы молекул обла-
дают различной способностью образовывать подобные соединения.
Вследствие этого склонность двигателя к детонации в сильнейшей
степени зависит от сорта топлива, т. е. от рода образующих его
молекул. Наибольшую склонность к детонации имеют нормальные
парафиновые углеводороды, причем’их способность детонировать
возрастает вместе с увеличением молекулярного веса, т. е. при
возрастании длины цепи атомов углерода. Нормальные углеводо-
роды олефинового ряда и нафтены обладают несколько большей
стойкостью против детонации, чем парафины. Наибольшую анти-
детонационную способность при нормальной структуре молекул
имеют ароматики; это объясняется высокой стойкостью их молекул
с кольцевым расположением атомов углерода. Замечено, что стой-
кость соединений против детонации увеличивается по мере возра-
стания компактности строения их молекул. Поэтому все изомерные
формы обладают обычно более высокими антидетонационными
свойствами, чем соответствующие им нормальные формы. Так,
например, парафины изомерных форм могут быть более стойкими
против детонации, чем ароматики, хотя при нормальной (цепной)
структуре молекулы, парафины детонируют довольно легко (за
532
исключением высших членов ряда, т. е. соединений с небольшим
числом атомов углерода в молекуле, примерно до 5).
Стойкость топлива против детонации является его важнейшей
характеристикой, так как от нее зависит допустимая величина сте-
пени сжатия и наддува.
Объективная оценка детонационных свойств топлива затруд-
нительна, так как эти свойства не изменяются подобно каким-либо
физико-химическим параметрам, относительно просто определяемым
в лаборатории. Поэтому стойкость топлив против детонации опре-
деляется непосредственно на двигателях.
Склонность двигателя к детонации зависит от его конструкции
и условий работы. Поэтому для получения сравнимых результатов
топливо должно испытываться на детонацию во всех случаях строго
одинаковым методом. В настоящее время таким общепринятым
методом является моторный метод CFR, разработанный в Америке
объединенным комитетом по исследованию топлив (Cooperative
fuel research committee).
Испытание топлив по моторному методу CFR производится на
специальном двигателе завода Вокеша. Конструкция этого двига-
теля позволяет изменять степень сжатия на ходу. Поэтому воз-
можно установить степень сжатия, обеспечивающую стандартную
интенсивность детонации на испытуемом топливе. После этого под-
бирается состав смеси двух эталонных углеводородов: изооктана
(2—2—4 триметилпентана) и нормального гептана. Подобранная смесь
должна давать ту же стандартную интенсивность детонации при той же
степени сжатия, что и испытуемое топливо. Таким образом можно
считать, что подобранная смесь эталонных углеводородов обладает
той же стойкостью против детонации, что и испытуемое горючее.
Эталонную смесь почти всегда можно подобрать, так как нор-
мальный гептан детонирует более легко, чем все применяемые
топлива, а изооктан, наоборот, обладает очень большой стойко-
стью против детонации.
Стойкость топлива против детонации характеризуется процент-
ным содержанием изооктана в смеси, обладающей теми же дето-
национными свойствами, что и оцениваемые топлива. Эта величина
называется октановым числом. Октановые числа авиационных бен-
зинов колеблются в пределах от 60 до 90.
Эталонные углеводороды (изооктан и гептан) должны быть хими-
чески чистыми, поэтому они стоят очень дорого. Их обычно при-
меняют лишь для определения октановых чисел смесей каких-либо
двух топлив, из которых одно обладает малой стойкостью против
детонации, а другое большой. Такие топлива называются вторич-
ными эталонами. После определения октановых чисел смесей вто-
ричных эталонов испытуемые топлива оцениваются путем сравне-
ния их с этими смесями.
Для увеличения стойкости бензинов против детонации к ним
подмешиваются специальные соединения, называемые антидетона-
торами. Антидетонаторы бывают двух типов: а) антидетонационные
горючие и б) металлические антидетонаторы. К антидетонационным
горючим относятся труднодетонирующие соединения (углеводо-
роды), которые сами могут служить топливом для двигателей. Эти
533
соединения, смешиваясь с бензином, образуют горючие смеси с бо-
лее высоким октановым числом, чем у применяемого бензина. Наи-
более употребительными антидетонационными являются ароматики
(авиационный бензол и толуол) и изомерные парафины (промыш-
ленный изооктан и изопентан). Ангидетонационные горючие дей-
ствуют как компоненты топливной смеси, поэтому для получения
достаточного эффекта содержание их в смеси должно быть зна-
чительным, обычно в пределех от 40 до 60%.
Металлические антидетонаторы не могут сами служить топливом
для двигателей. Их антидетонационный эффект объясняется тем,
что выделяющийся при их разложении в цилиндре химически
чистый металл связывает при своем окислении активный кислород
и тем самым препятствует образованию продуктов первичного оки-
сления бензина, вызывающих детонацию. Наиболее употребитель-
ным металлическим антидетонатором является тетраэтиловый сви-
нец [РЬ(С2НБ)4].
Тетраэтиловый свинец представляет собой тяжелую жидкость
с удельным весом 1,62 и температурой кипения 152° Ц. Он очень
ядовит и обращение с ним требует особой осторожности. В чистом
виде тетраэтиловый свинец подмешивать к бензину нельзя, так как
выделяющийся свинец или его окислы осаждаются на свечах, кла-
панах и других деталях двигателя, нарушая правильную его ра-
боту. Поэтому тетраэтиловый свинец вводится вместе с некоторыми
галлоидопроизводными, присутствие которых способствует образо-
ванию летучих свинцовистых соединений; большая часть этих сое-
динений уходит вместе с выхлопными газами и лишь небольшое
количество их отлагается внутри цилиндра.
В настоящее время тетраэтиловый свинец применяется в смеси
с несколькими соединениями, причем такая смесь называется эти-
ловой жидкостью. Современная этиловая жидкость имеет примерно
следующий состав: тетраэтилового свинца 49%, бромистого этила
33%, монохлорнафталина 16% и краски Судан (красной) 2%.
Бромистый этил (С2Н5Вг) способствует удалению свинца. Моно-
хлорнафталин (СГ,Н7С1) хорошо смазывает горячие поверхности,
уменьшая возможность заедания клапанов. Краска Судан позволяет
легко отличать бензин с примесью этиловой жидкости от чистого
бензина, что очень важно, вследствие большой ядовитости этило-
вой жидкости.
Этиловая жидкость наиболее эффективна при малых содержа-
ниях ее в бензине (до 2 см^/кг). При добавлении больших коли-
честв ее антидетонационное действие уменьшается, а вредное влия-
ние свинцовистых отложений резко возрастает. Поэтому к бензину
прибавляют этиловой жидкости не свыше 3 смНкг. При этом усло-
вии удается повысить октановые числа бензинов на 17-ь20 единиц.
5. Температура замерзания. Топливо представляет собой смесь
различных соединений, поэтому оно замерзает постепенно: сначала
в топливе образуются мельчайшие кристаллы соединений с наи-
более высокой температурой замерзания. Наличие подобных кри-
сталлов опасно, так как они могут засорять фильтр и задерживать
подачу топлива. Поэтому температурой замерзания топлива назы-
вается температура, при которой начинается образование кристал-
534
лов; эта температура значительно выше, чем температура, при
которой затвердевает основная масса топлива.
В большинстве технических условий предусматривается темпе-
ратура замерзания топлива, которая не превосходит 50-=-60° Ц ниже
нуля. Это условие легко выполнимо в случае применения обычных
бензинов,температуры замерзания которых лежат значительно ниже.
Температура замерзания авиабензола лежит около 15-ь~30°Ц ниже
нуля, смесей его с бензином, содержащих не менее 50% авиабен-
зола, 40-4-48° Ц ниже нуля. Поэтому в технических условиях, пре-
дусматривающих возможность применения значительных примесей
авиабензола, температура замерзания дается около 40-4-45° Ц ниже
нуля. Однако подобные топлива мало пригодны для использова-
ния на дальнем севере или при больших высотах полета.
6. Смолообразование. Непредельные углеводороды обладают
способностью при их хранении изменять свой состав вследствие
полимеризации (укрупнения) и окисления молекул. В результате
полимеризации появляются тяжелые клейкие соединения, называе-
мые смолами, а вследствие окисления образуются всевозможные
продукты, как то: альдегиды, кислоты и т. п.
Непредельные углеводороды содержатся в значительном коли-
честве лишь в крекинг-бензинах. Поэтому эти бензины мало ста-
бильны при хранении и легко образуют смолы и другие соеди-
нения. Присутствие этих соединений увеличивает нагарообразова-
ние и, кроме того, может вызывать осмаливание клапанов и порш-
невых колец, что приводит к их заеданию.
Для определения количества смолы, содержащейся в бензине,
или, как говорят, действительной смолы, топливо подвергают ис-
парению на стеклянном блюде. Количество остающегося сухого
остатка характеризует содержание смолы. Обычно допускается
смолы не свыше 10 мг на 100 сж8 топлива.
Стабильность топлива при хранении характеризуется содержа-
нием так называемой потенциальной смолы. Для определения ко-
личества потенциальной смолы топливо выдерживают несколько
часов в кислороде при повышенных давлении и температуре,
после чего содержание смолы определяют тем же способом, как
и в случае нахождения действительной смолы. Количество потен-
циальной смолы зависит от склонности топлива к образованию
смол и, следовательно, характеризует его стабильность при хранении.
Согласно современным требованиям, количество потенциальной
смолы должно превышать количество действительной смолы, не
свыше, чем на 10 мг на 100 см3 топлива.
Малая стабильность крекинг-бензинов сильно затрудняет их
применение в эксплоатации. Для увеличения стабильности этих
топлив делаются попытки применить стабилизаторы, которые
задерживают полимеризацию и окисление непредельных углево-
дородов. Подобных стабилизаторов довольно много (нафталин,
анилин, антрацен и т. д.), но ни один из них не получил широкого
распространения.
7. Корродирующие свойстве. Коррозией называется разъедание
и разрушение различных веществ (главным образом металлов) под
воздействием некоторых химических соединений. Топлива или их
535
продукты сгорания могут обладать корродирующими свойствами;
при этом возможна коррозия топливных баков, деталей системы
питания, всасывающих и выхлопных клапанов, стенок цилиндра и
поршня, выхлопных сборников и пр.
Корродирующие свойства топлива обусловливаются присут-
ствием в нем сернистых соединений и непредельных углеводоро-
дов. Кроме того, интенсивность коррозии возрастает при увели-
чении содержания в топливе влаги и растворенных газов (угле-
кислоты и кислорода).
Для оценки корродирующих свойств топлива в него погру-
жают пластинки из различных материалов и выдерживают их при
нормальной или повышенной температуре значительный период
времени (обычно 50-Ю00 час.). После этого интенсивность коррозии
пластинок определяют их взвешиванием, а также макро- и микро-
скопическим исследованием.
Помимо общего испытания топлив на коррозию, их корроди-
рующие свойства оцениваются определением содержания в них
серы, причем количество серы не должно быть свыше 0,10-Ю,15%.
Для обнаруживания в топливе некоторых, особо вредных сер-
нистых соединений (сероуглерода и тиосоединений) применяется
так называемая докторская проба. Докторская проба основана на
действии на бензин раствора плюмбата натрия (т. е. прозрачной
жидкости, полученной из раствора 125 г едкого натра в 1 л воды
с примесью 60 г окиси свинца после его взбалтывания и отстаивания).
Для определения докторской пробы к 10 см3 испытуемого
топлива прибавляют 5 см3 плюмбата натрия, после чего смесь
взбалтывают в течение 15 сек. Затем к смеси добавляют щепотку
серного цвета и снова взбалтывают в течение 15 сек. После от-
стаивания смеси обе жидкости расслаиваются, причем серный цвет
собирается на поверхности их раздела. Если окраска серного цвета
остается желтой, или принимает слегка сероватый оттенок или
покрывается темными пятнами, то считается, что топливо доктор-
скую пробу выдержало. Изменение окраски серного цвета на
густооранжевую или темнокоричневую показывает, что топливо
докторскую пробу не выдерживает, так как в нем присутствуют
нежелательные сернистые соединения.
Все виды топлив, применяемых в авиации, должны выдержи-
вать докторскую пробу.
8. Содержание воды и механических примесей. Все топлива
обладают большей или меньшей гигроскопичностью, вследствие
чего в них всегда содержится некоторое количество воды.
Гигроскопичность бензинов очень мала, поэтому они содержат
чрезвычайно мало воды. Влажность бензина не оказывает замет-
ного влияния на его свойства и не вызывает каких-либо осложне-
ний в эксплоатации.
Авиабензолы имеют значительно большую гигроскопичность,
поэтому их увлажнение значительно повышает температуру замер-
зания и увеличивает их корродирующие свойства. Для уменьшения
влажности авиабензолов их подвергают воздействию хлористого
кальция или применяют вымораживание воды, которая при охла-
ждении топлива кристаллизуется в первую очередь.
536
Топливо не должно содержать механических примесей (пыли,
песка и пр.). Отсутствие примесей проверяется фильтрованием
100 см3 топлива.
§ 85. ПРИМЕНЯЕМЫЕ ТОПЛИВА
В настоящее время наиболее часто применяется бакинский
бензин 2-го сорта, который с различными концентрациями этило-
вой жидкости удовлетворяет требованиям, предъявляемым боль-
шинством современных эксплоатируемых двигателей.
(Ipurteca в/пияааоа jKua/facfiiu.
Фиг. 245. Влияние примеси этиловой жидкости на октановые числа
бензинов. 1 — грозненский авиабензин; 2 — бакинский бензин 2-го
сорта; 3—калннский бензин; 4 — бензин экстра.
Помимо бакинского бензина 2-го сорта, в редких случаях,
когда требования к антидетонационным свойствам топлива пони-
жены, применяется грозненский авиационный бензин или смеси
его с этиловой жидкостью.
При повышенных требованиях к антидетонационным свойствам
топлива или при желании уменьшить содержание этиловой жид-
кости применяются бензин экстра или калинский бензин.
Антидетонационные топлива, как правило, не применяются.
В некоторых особых случаях в качестве антидетонационного то-
плива используется пиробензол. Основные данные всех этих топлив
приведены в табл. 26.
537
Таблица 26
Основные данные топлив
Топлива Данные топлиза^^. Грозненский авиабензин Бакинский бензин 2-го сорта Экстра- бензин Калинский бензин Пиро- бензол
Удел Элеме ьный вес при 15°Ц 0.71—0,72 0,75-0,755 0,725—0,730 0,735-0,740 0,85
итарный с 85,34 85,16 85,12 85.35 90,45
состав в 7о по весу н 14,66 14,84 14,88 14,65 9,55
Теплотворная способность (низшая) Кал!кг 10 500 10430 10 475 10 525 9 700
Разгонка по Энглеру начало кипения Температура в “Ц 40 65 55 75 78
выкипание 10% 70,5 90 69 85 91
выкипание 50% 94 108 82 100 106
выкипание 90% 116 145' 100 130 150
конец кипения 130 175 130 150 167
Упругость паров по Рейду в мм рт. ст. при -37,8е Ц <200 <200 <270 <200 <200
Октановое число 60 70 77 74 87
Содержание серы <0,1% <0,1% <0,1% <0,1% <0,1%
Выдержи- вает ли докторскую пробу Да Да Да Да Да
пробу на мед- ную пластинку Да Да Да Да Да -
Следует отметить, что все свойства любого моторного топлива
слегка колеблются по отдельным его партиям. Поэтому приведен-
ные в таблице данные могут незначительно отличаться от резуль-
татов испытания отдельных образцов топлива данного сорта.
538
Влияние примеси этиловой жидкости на октановые числа рас-
сматриваемых бензинов приведено на фиг. 245. Как видно, бен-
зины обладают неодинаковой чувствительностью к этиловой жид-
кости. Наибольший эффект достигается в случае грозненского
бензина, где добавление этиловой жидкости в количестве 3 см3
на 1 кг увеличивает окта-
новое число примерно на
20,5 единиц; наименее чув-
ствителен к этиловой жид-
кости бакинский бензин 2-го
сорта, у которого при той
же примеси этиловой жид-
кости октановое число воз-
растает лишь на 17 единиц.
На фиг. 246 приведены
октановые числа смесей
бакинского бензина 2-го
сорта и пиробензола. Как
видно, интенсивность дей-
ствия приробензола (как и
всех антидетонационных го-
Фиг. 246. Октановое число смесей пиробензола
и бакинского бензина 2-го сорта (по опытам
Добрынина и Забрянского).
рючих) возрастает по мере увеличения его содержания в смеси.
В этом отношении пиробензол обладает противоположными свой-
ствами, чем этиловая жидкость, антидетонационные свойства ко-
торой резко уменьшаются при увеличении ее концентрации в
бензине (фиг. 245).
ГЛАВА XXIV
ОБЩИЕ ОПИСАНИЯ КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ
§ 86. ДВИГАТЕЛЬ АМ-34
1. Основные данные двигателя. Двигатель АМ-34 (фиг. 247 и
248) представляет собой невысотную машину водяного охлажде-
ния, имеющую 12 цилиндров, расположенных под углом в 60°
в два блока.
Основные данные двигателя:
Степень сжатия........................6,СМ-6,2
Охлаждение..............................водяное
Число и расположение цилиндров .... 12, V-образное, 60°
Диаметр цилиндра......................160 мм
Ход поршня............................190 „
Литраж двигателя...................... 45,84 л
„ цилиндра......................... 3,82 „
Габариты двигателя:
длина.................................. 1985 мм
ширина.............................. 860 „
высота ............................1117 „
Номинальная мощность..................... 750 л. с.
Номинальное число оборотов ............ 1760 об/мин
639
Максимальная мощность................... 800 л. с.
Максимальное число оборотов ........... 1800 об/мин
Эксплоатационная мощность............... 675 л. с.
Эксплоатационное число оборотов ... . 1700 об/мин
Удельный эффективный расход топлива,
на номинальном режиме..............
„ эксплоатационном режиме . . .
Карбюратор.........................
Зажигание .
Магнето Сцинтилла
Свечи .................................
Применяемое масло .....................
Удельный расход масла на эксплоатационном
режиме..........................не выше
Сухой вес двигателя (без втулки винта, бен-
зиновых помп, сихронизатора и выхлоп-
ных патрубков) . .
Опережение зажигания:
максимальное . . .
минимальное ....
Применяемое топливо
220 г/л. с. ч.
215 „
К-34
GN-12D
или
GN-12DA
СС5а Элек-
трозавода
ААС
20 г/л. с. ч.
608 кг
38°
14°
•. бакинский бензин
2-го сорта
Внешняя и винтовая характеристики двигателя, приведенные
к нормальным условиям, представлены на фиг. 249.
Эффективный удельный расход топлива приведен только для
винтовой характеристики.
На фиг. 250 изображена высотная характеристика двигателя.
2. Цилиндровая группа. Цилиндры двигателя располагаются
по шести в ряд, образуя два отдельных блока. Каждый блок
540
ямеет отъемну , иощуюшсиги цилиндров, хил ивку.—щ ли -—
лровые блоки представляют собой литую алюминиевую рубашку,
которую вставлены цилиндровые гильзы. Правый и левый блоки
заимозаменяемы. Правые и левые головки не взаимозаменяемы,
ак как этому препятствует расположение всасывающих и выхлоп-
jx каналов в головках.
Подробное описание цилиндров двигателя АМ-34 приведено в
л. XVIII (фиг. 126).
3. ’ Кривошипный механизм. Поршни двигателя, отлитые из алю-
миниевого сплава, снабжены четырьмя поршневыми кольцами
'фиг. 137). Верхние два из них являются компрессионными, а два
остальные — маслосбрасывающими.
Для отвода масла, счищаемого маслосбрасывающими кольцами,
теле поршня и в поршневых маслосбрасывающих кольцах име-
,тся отверстия.
Днище каждого поршня выполнено слегка выпуклым. Изнутри
нище поршня укреплено ребрами. Полый поршневой палец пла-
вающего типа удерживается от продольного перемещения двумя
алюминиевыми заглушками, которые вставлены в концы поршне-
вого пальца.
Шатуны двигателя АМ-34, охватывающие одну и ту же шатун-
ную шейку, представляют собой пару, состоящую из наружного,
или вильчатого шатуна и внутреннего, работающего нижней голов-
кой по вкладышу наружного шатуна.
Наружный шатун состоит из трех отдельных частей: а) тела
шатуна, б) верхней половины нижней головки и в) крышки ниж-
ней головки. Чертеж этого шатуна представлен на фиг. 144. Все
три указанные детали стягиваются четырьмя точно пригнанными
шлифованными болтами, служащими также и для центровки этих
деталей.
Обе половины нижней головки наружного шатуна залиты из-
нутри слоем баббита. Слой баббита оставлен, кроме того, в про-
межутке между стальными поясами. По наружной поверхности
этого слоя работает внутренний шатун, а по внутренней поверх-
ности — шатунная шейка коленчатого вала.
Внутренний (узкий) шатун состоит из двух отдельных частей —
тела шатуна и крышки нижней головки (фиг. 145), стянутых двумя
болтами. Стяжные болты шлифованы и точно пригнаны (под раз-
чертку) в отверстия, поэтому они являются центрирующими эле-
ментами при сборке крышки нижней головки. Внутренняя поверх-
ность нижней головки шлифована, так как она работает по баб-
битовому слою наружного шатуна.
Стержни обоих шатунов имеют двутавровое поперечное сече-
ние; нижние головки усилены ребрами. Верхние головки обоих
шатунов несут запрессованные бронзовые втулки, в которые вхо-
дят поршневые пальцы.
4. Картер. Картер АМ-34 состоит из двух половин — верхней и
нижней с разъемом в плоскости, проходящей через ось коленча-
того вала (фиг. 247 и 248).
. Верхняя половина картера (или верхний картер) имеет 12 от-
верстий, в которые входят выступающие из блока концы цилинд-
541
ровых гильз. Для крепления обоих блоков в картер ввернуто
28 шпилек, из которых все, за исключением крайних, имеют диа-
метр 18 мл:-, крайние (угловые) шпильки каждого блока имеют
диаметр 20 мм.
Точная фиксация цилиндровых блоков на картере достигается
постановкой контрольных шпилек, по две на каждый блок. Для
этого на верхнем картере, в обработанных плоскостях для поста-
новки блоков, сделано по два сверления.
Верхний картер несет на себе верхние половины коренных
опор (подшипников) для коленчатого вала. Эти опоры, кроме двух
крайних, расположены в литых поперечных перегородках картера,
придающих ему одновременно необходимую жесткость. Крайние
опоры расположены в торцовых стенках картера. У каждой опоры
имеются две шпильки, входящие в соответствующие отверстия
нижнего картера.
Для крепления двигателя к подмоторной раме самолета, в верх-
нем картере прилито по углам четыре лапы, в которых имеется по
два отверстия для крепящих болтов. Следовательно, мотор кре-
пится к подмоторной раме восемью болтами.
В передней части верхнего картера помещаются два коротких
патрубка, закрываемые крышками таким образом, что внутренность
картера соединена с окружающей средой. Эти патрубки называ-
ются суфлерами и служат для того, чтобы в картере при пропу-
скании поршневыми кольцами газов не возникало повышенного
давления, так как это может привести к выдавливанию масла че-
рез зазоры наружу. Обильное выбивание дыма и масляной эмуль-
сии через суфлеры служит признаком прорыва газов через поршне-
вые кольца.
В задней части верхнего картера имеется литая коробка для
размещения стаканов вертикальной передачи к распределению и
магнето. Магнето крепятся с двух сторон на специальных при-
вертных подмагнетных площадках, каждая из которых крепится
к картеру четырьмя шпильками.
Нижний картер несет нижние половины коренных опор (под-
шипников), которые укреплены так же, как и в верхнем картере.
Внизу этого картера в задней его части имеется отверстие с флан-
цем, к которому на шпильках крепятся масляные нагнетательная
и отсасывающая помпы, а также центробежный водяной насос.
По дну картера проложена магистральная масляная трубка, по кото-
рой через фильтр из масляной нагнетательной помпы подается масло.
Для увеличения жесткости нижнего картера имеется два про-
дольных ребра, выполненные внизу, снаружи картера.
Верхний и нижний картер соединяются семью парами подшип-
никовых шпилек, которые и воспринимают в основном усилия от
вспышки газов в цилиндрах. Кроме того, для равномерной затяжки
поверхности стыка верхнего и нижнего картеров, обеспечивающей
герметичность соединения, имеется 30 шпилек, равномерно расста-
вленных по фланцу картеров. У переднего подшипника (в носке
картера) имеется два дополнительных стяжных болта.
Верхний и нижний картеры в задней части образуют большой
фланец, закрываемый алюминиевой крышкой. Ось отверстия этого
542
фланца совпадает с осью коленчатого вала. Фланец предусматри-
вает возможность установки нагнетателя.
5. Распределение. Каждый цилиндр двигателя снабжен четырьмя
клапанами, из которых два — впускные и два — выпускные. Все
клапаны впуска, так же как и клапаны выпуска одного блока
расположены в одну линию. Каждая группа впускных и выпускных
клапанов одного блока обслуживается своим распределительным
валиком. Таким образом на каждом блоке имеется распредели-
тельный валик, обслуживающий выпускные клапаны, и валик, об-
служивающий клапаны впуска. Оба валика имеют по 12 кулач-
ков — по числу клапанов одного блока. Привод клапанов произво-
дится путем непосредственного воздействия кулачков на тарелки
клапанов, как видно из чертежа поперечного разреза двигателя
(фиг. 248).
Передача к распределительным валикам каждого из двух бло-
ков осуществлена от конической шестерни на коленчатом валу,
имеющей 24 зуба (фиг. 166). Эта шестерня сцепляется одновре-
менно с двумя коническими шестернями — нижней, которая приво-
дит в движение масляные и водяную помпы, и верхней с числом
зубьев 16. Последняя шестерня выполнена заодно с правым на-
клонным валиком передачи на распределение. Сидящая на этом
же валике вторая коническая шестерня с 20 зубьями сцепляется
с такой же шестерней левого наклонного валика и служит для
связи с левым валиком.
Оба наклонных валика оканчиваются вверху винтовыми шестер-
нями, насаженными на шлицах. Каждая из ведущих винтовых ше-
стерен одновременно сцепляется с винтовыми шестернями, сидя-
щими на распределительных валиках.
Кроме указанных шестерен, на каждом из наклонных валиков
имеется коническая шестерня, служащая для привода магнето,
а также винтовая шестерня привода распределителя самопуска
сжатым воздухом.
Регулировка фаз распределения осуществляется следующим
образом: винтовые (ведомые) шестерни распределительных вали-
ков связаны с валиками при помощи особых муфт с мелкими зуб-
чиками (числом 71). Муфты посажены на восьми шлицах. Благо-
даря этому распределительные валики можно смещать на нужный
угол с достаточной точностью (до 0,9° по коленчатому валу). При
этом для смешения распределительного валика относительно ше-
стерни требуется лишь отвернуть крепящую гайку, которая при
затяжке закрепляет ведомую винтовую шестерню, сидящую на рас-
пределительном валике. Клапаны впуска и выхлопа расположены
под углом в 9,5е. На каждый клапан установлены по три концен-
трически расположенных цилиндрических пружины.
Выхлопные клапаны охлаждаются маслом. Масло подводится
из подшипника распределительного валика по масляной трубчатой
вилке внутрь клапана (фиг. 164 и 248). Охлаждая грибок клапана,
масло нагревается и вытекает по кольцевому сечению, образован-
ному штоком клапана и масляной трубкой, под крышку головки дви-
гателя. Оттуда масло стекает в картер, попадает в отсасывающую
помпу и перекачивается в масляный радиатор, где охлаждается.
543
и зсиылком кулачка регули-
руется поворачиванием тарелки, которая своим хвостовиком на
резьбе ввернута в шток клапана. Эта тарелка фиксируется особым
пружинным замком, представляющим собой стальную муфту, свя-
занную жестко со штоком клапана специальным усом. Верхняя
часть стальной муфты разрезана и охватывает тарелку клапана,
не давая ей вращаться.
Для проворачивания тарелки по резьбе относительно клапана
необходимо замок захватывать особым ключом, удерживая его на
месте вместе с клапаном, а другим (шиповым) ключом поворачи-
вать тарелку клапана. Для ключа на плоскости тарелки имеются
отверстия, расположенные по окружности тарелки (фиг. 165).
Фазы распределения двигателя:
Открытие всасывающего клапана .
Закрытие всасывающего клапана .
Открытие выхлопного клапана . .
Закрытие выхлопного клапана . .
. 10° до в. м. т.
. 58° после н. м. т.
. 58° до н. м. т.
. 10° после в. м. т.
6. Охлаждение и смазка. Охлаждение двигателя осуществляется
циркулирующей в рубашках цилиндра и головки водой. Необхо-
димый напор воды обеспечивает расположенная внизу под кар-
тером водяная центробежная помпа, крыльчатка которой вращается
со скоростью в 1,5 раза быстрее коленчатого вала. По двум тру-
бам вода из помпы поступает в правый и левый блоки. Вода под-
водится в блоки в нижней их части с наружной стороны токоло
магнето. Поступившая в блок вода охлаждает гильзы цилцндров
и подается через уплотненные резиновыми втулками трубки в ру-
башку головки. Из головки вода отводится с конца, противопо-
ложного подводу ее в блок, т. е. спереди, через специальный
приверткой карман.
Смазка достигается циркулирующим в двигателе маслом, да-
вление которого в конце магистрального маслопровода достигает
7-н9 кг/см2.
Из масляного бака масло поступает в нагнетатель..ую помпу,
которая и создает требуемое давление масла на выходе. В даль-
нейшем масло проходит через цилиндрический фильтр, располо-
женный внизу под картером и поступает в магистральный масло-
провод, проложенный по дну нижнего картера. Из магистрального
маслопровода по отдельным трубкам масло подается в коренные
подшипники. Смазка шатунных подшипников осуществляется через
сверления в коленчатом валу, как это видно на продольном раз-
резе двигателя. Вытекающее под давлением из торцевых зазоров
подшипников масло смазывает стенки цилиндров, поршней и пор-
шневой палец. Для смазки деталей распределения (и охлаждения
клапанов) масло по двум наружным трубкам подается от фильтра
в подшипники валиков распределения. Давление в этих трубках
установлено значительно меньшим, около 2,5-нЗ кг!см?. Уменьшение
давления масла достигнуто путем постановки специальных дрос-
селирующих очков, просверленных в стальных прокладках, которые
поставлены у фланцев выхода масла из фильтра. При снижении
давления масла для смазки головки уменьшается подача лишнего
544
масла в головку и устраняется заливание маслом полости под ее
крышкой. Валики распределения сделаны полыми, и через сверле-
ния в задних шейках валиков масло подводится из задних под-
шипников внутрь этих валиков, откуда оно поступает ко всем
остальным подшипникам распределительного валика. Масло из
распределительного валика подводится к остальным его подшип-
никам через сверления в шейках валика. Питание масляных труб-
чатых вилок, по которым масло подается для охлаждения внутрь
в~.хл. лных клапанов, осуществляется непосредственно от подшип-
ников распределительного выхлопного валика, к которым крепятся
’асляные вилки. Кулачки распределительных валиков и тарелки
клапанов смазываются маслом, вытекающим из торцевых зазоров
подшипников. Все вытекшее из этих зазоров, а также из выхлоп-
дых клапанов масло стекает в картер двумя путями: по специаль-
ным маслоотводящим трубкам в передней части блоков и по ко-
жухам передачи на распределение; этим достигается смазка всех
конических шестерен и подшипников механизма распределения.
Масло откачивается из картера специальной масляной помпой,
расположенной в общем корпусе с нагнетательной помпой и со-
стоящей из трех шестерен. Производительность этой помпы, как
обычно, выше производительности нагнетательной помпы, так как
объем откачиваемого масла возрастает вследствие образования
пены. Масло откачивается одновременно из носка картера, из задней
его части, а также из перепускного канала редукционного клапана
нагнетательной помпы.
Необходимость откачки масла одновременно из двух участков
картера вызвана тем, что при отклонении мотора от горизонталь-
ного положения откачка масла только из одной точки картера
могла бы привести к значительному повышению в нем уровня
масла.
§ 87. ДВИГАТЕЛЬ ИСПАНО-СЮИЗА 12 Ybrs
1. Основные данные дйигателя. Двигатель Испано-Сюиза
12 Ybrs (фиг. 251 и 252) представляет собой высотный двигатель
с невыключающимся приводным центробежным одноступенчатым
нагнетателем и редуктором числа оборотов.
Основные данные двигателя:
Степень сжатия .....................
Охлаждение..........................
Число цилиндров ....................
Расположение цилиндров..............
Диаметр цилиндра .....................
Ход поршня............................
Литраж двигателя......................
Габариты двигателя:
длина ...............................
ширина...........................
высота...........................
Степень редукции .....................
35 Общ. куре авиадвигателей. 13Сй
5,8
водяное
12
в два ряда под
углом 60°
150 мм
170 мм
36 л
1722 мм
764 мм
935 мм
1,5
545
номинальная мощность при pk — ееи мм
рт. ст..............................
Номинальное число оборотов двигателя
и винта...........................
Высотность ..........................
Удельный расход топлива........ . .
Октановое число топлива .............
Удельный расход масла ...............
Применяемое масло ...................
Вес сухого двигателя (без генератора,
пропеллерной втулки и выхлопных
патрубков) .........................
Удельный вес, отнесенный к номиналь-
ной мощности........................
Карбюратор...........................
Магнето..............................
Свечи (экранированные)...............
Опережение зажигания (автоматическое):
максимальное .......................
минимальное ....................
860 л. с.
2400/1600 об/мин
3100 м
260 г)э. с. ч.
80
8 г/л. с. ч.
касторовое
445 кг
0,518 кг/л. с.
Испано-Сюиза
„Солеке" 52-S2
„Сцинтилла"
GN-12DA
„Авиа"
32°
12°
Фиг. 253. Внешняя и дроссельная характеристики
двигателя Испано-Сюиза 12 Ybrs. 1—внешняяхарак-
теристика (у земли); 2—винтовая характеристика
(на расчетной высоте); 5 — максимальная мощность
(на земле); 4—эффективный уд-льный расход по
внешней характеристике; 5 — эффективный удель-
жый расход по винтовой характеристике (на земле);
6—эффективный удельный расход по винтовой
характеристике (иа расчетной высоте).
На фиг. 253 и 254 пред-
ставлены внешняя, дрос-
сельная и высотная ха-
рактеристики двигателя.
2. Цилиндровая груп-
па. Цилиндры двигате-
ля Испано-Сюиза распо-
ложены по шести в двух
блоках. Каждый из ци-
линдровых блоков пред-
ставляет алюминиевое
литье, образующее го-
ловки и рубашки ше-
сти цилиндров. Стальные
гильзы, выполненные из
хромоникелеалюминие-
вой стали, ввертываются
в блок на резьбе и
уплотняются вверху осо-
бым металлическим пру-
жинящим кольцом, а вни-
зу— резиновой проклад-
кой, которая затягивает-
ся с помощью нарезки и
пеньковой набивки.
Поперечный и про-
дольный разрезы цилин-
дра представлены на
546
фиг. 127, где подробно рассмотрена конструкция цилиндрового
блока этого двигателя.
3. Кривошипный механизм и картер. Поршни, выполненные
из алюминиевого сплава (фиг. 132), снабжены каждый тремя ком-
прессионными кольцами и одним маслосбрасывающим. Поршневой
палец плавающего типа при работе вращается свободно как в го-
ловке шатуна, так и
в бобышках поршня.
Конструкция поршня и
шатунов подробно рас-
смотрены в главе XVIII,
главный и прицепной
шатуны представлены
на фиг. 142 и 143.
Коленчатый вал, изо-
браженный на фиг. 151,
описан в § 63 гла-
вы XVIII.
В задней коренной
шейке коленчатого ва-
ла помещается упру-
гая муфта, которая
Фиг. 254. Высотная характеристика двигателя Испано-
Сюиза 12 Ybrs (л =2400 об/мин).
служит для передачи
крутящего момента на обслуживающие агрегаты двигателя (нагне-
татель, распределение, помпы, магнето и т. д.). Эта муфта пред-
назначена для уменьшения резких изменений крутящего момента
на ведущей конической шестерне коленчатого вала при изменении
числа оборотов двигателя; она играет роль рессоры, смягчающей
удары. Устройство муфты показано на фиг. 255.
Фиг. 255. Чертеж упругой'муфты двигателя Испано-Сюиза 12 Ybrs.
Внутрь коренной задней шейки коленчатого вала вставлена
втулка 7, связанная шлицами 2 с этой шейкой. Внутри этой втулки
помещается муфта 3, связанная шлицами 4 с ведущей конической
шестерней вала (не показанной на фиг. 255). Одновременно муфта 4
упруго связана со втулкой 1 девятью подковообразными плоскими
пружинами 5. Пружины 5 могут под влиянием определенной вели-
чины крутящего момента, передаваемого ведущей конической ше-
стерней коленчатого вала, упруго деформироваться, разгибаясь,
как показано на фиг. 255 слева. Таким образом ведущая коническая
• 547
шестерня коленчатого вала связана с ним не жестко, а с помощью
упругой системы, амортизирующей резкие изменения крутящего
момента двигателя.
Направляющая 6, надетая на муфту 7 с центрирующим фланцем,
концентрически закрепляет ведущую коническую шестерню (вы-
полненную заодно целое с хвостовиком) относительно оси колен-
чатого вала. Игольчатые роликовые подшипники 8 обеспечивают
свободное перемещение муфты 3 относительно втулки 1 и муфты 7.
Коленчатый вал двигателя лежит на семи коренных подшипниках.
Кроме того, в передней части картера имеется восьмой дополни-
тельный подшипник, воспринимающий радиальные нагрузки от
шестерен редуктора. Для отвода тепла от подшипников, кроме
циркуляции масла, имеется воздушное охлаждение 2, 3, 4, 5 и 6-го
коренных подшипников (считая со стороны, противоположной винту).
С этой целью ребра, соединяющие корпуса этих подшипников
с верхним и нижним картером, сделаны полыми (фиг. 251). Воздух
проникает в каналы ребер через боковые отверстия в левой сто-
роне верхнего картера. Воздух подается в эти отверстия по съем-
ному коллектору, привертываемому снаружи к левой стороне верх-
него картера и имеющему выведенную вперед трубу. Эта труба
выводится впереди капота двигателя и оканчивается раструбом, слу-
жащим для забора воздуха. Таким образом на обдув подшипников
используется скоростной напор воздуха при полете.
Воздух выходит через боковые отверстия, выполненные в верх-
ней части картера.
Картер двигателя состоит из верхней части, к которой шпиль-
ками крепятся блоки и которая имеет кронштейны, служащие для
крепления мотора к подмоторной раме. Нижний картер соединяется
с верхним в плоскости разъема, проходящей через ось вращения
коленчатого вала. В нижнем картере, так же как и в верхнем,
находятся ребра, несущие половины коренных подшипников. Кар-
теры соединяются фланцами и болтами, расположенными по пери-
метру, а также силовыми шпильками, проходящими через коренные
подшипники. К нижнему картеру крепится легко снимаемый под-
дон, в котором находятся отстойники для масла, оседающего
из воздуха, находящегося в картере. Из отстойников (в передней и
задней части поддона) масло удаляется масляной откачивающей
помпой.
В передней части верхнего картера имеется коробка редуктора,
закрываемая верхней крышкой, с разъемом по оси вала редуктора.
В этой крышке размещены фланец для крепления генератора и
суфлер для выхода газов из картера. В задней части верхнего кар-
тера крепится коробка, внутри которой находятся шестерни при-
вода нагнетателя; к этой коробке крепится на шпильках нагнета-
тель. У коробки имеются два боковых кронштейна для крепления
магнето.
4. Распределение. Клапаны каждого блока двигателя обслужи-
ваются одним распределительным валиком, имеющим кулачки впу-
ска и выпуска. Каждый цилиндр имеет один впускной и один
выпускной‘клапан. Клапаны расположены вдоль блока в одну линию.
На фиг. 167 представлены клапаны двигателя Испано-Сюиза
543
12 Ybrs. На стр. 350 — 351 приведено описание их конструкции.
Выхлопные клапаны охлаждаются смесью калийной и натронной се-
литры, помещенной в закрытой полости каждого из них.
Привод распределительных валиков двигателя осуществляется
коническими шестернями и валиками (фиг. 251).
Коническая шестерня, сидящая на заднем конце коленчатого
вала и имеющая 24 зуба, сцепляется одновременно с двумя кони-
ческими верхними шестернями (имеющими по 20 зубьев), сидящими
на наклонных валиках, и с нижней конической шестерней, также
имеющей 20 зубьев и ведущей масляные и водяную помпы. В верх-
ней части наклонные валики оканчиваются коническими шестернями,
снабженными каждая 15 зубьями и сцепленными с большими ше-
стернями (по 36 зубьев) распределительных валиков.
Каждый распределительный валик состоит из двух коротких
валиков, соединенных между собой по середине с помощью флан-
цев и болтов.
Каждый распределительный валик лежит на четырех подши-
пниках, основания которых вместе с крышками привернуты к обрабо-
танной плоскости блока с помощью шпилек.
Для удобства регулировки при установке распределения, вер-
тикальный вал передачи распределения сделан разъемным на шли-
цах (числом 22 шт.). При регулировке фаз распределения комби-
нированная перестановка с помощью смещения шлиц и зубьев
шестерен дает необходимую точность регулировки распределения
(смещение на 1 зуб дает 20° по коленчатому валу, а смещение
на 1 шлиц—13,6° по коленчатому валу).
Фазы распределения двигателя:
Открытие всасывающего клапана . . . 9,5° до в. м. т.
Закрытие всасывающего клапана . . . 60° после н. м. т.
Открытие выпускного клапана .... 60° до н. м. т.
Закрытие выпускного клапана .... 20° после в. м. т.
Всасывающий и выпускной клапаны должны иметь при этом
между плоскостью тарелок клапанов и затылком кулачка зазор
в 2 мм.
5. Редуктор. Двигатель снабжен прямым редуктором, состоящим
из двух цилиндрических шестерен, дающих степень редукции 1,5.
Редуктор заключен в особый картер, образуемый передней частью
верхнего картера двигателя и съемной крышкой (фиг. 251).
Как видно из чертежа, нижняя, ведущая шестерня редуктора
(с числом зубьев 2 = 30) закреплена болтами на фланце колен-
чатого вала. Верхняя, ведомая шестерня (с числом зубьев z = 45)
таким же способом закреплена на валу редуктора. Она сцепляется
с шестерней генератора (на фиг. не показан).
6. Нагнетатель. Наддув двигателя осуществляется приводным
центробежным нагнетателем невыключающегося типа. Крыльчатка
нагнетателя сидит на своем валике консольно, т. е. вынесена вне
опор валика Валик крыльчатки имеет опоры в двух местах: а) на
шариковом подшипнике у крыльчатки и б) в хвостовике, на втулке
внутри конической шестерни распределения, которая связана с кон-
549
цом коленчатого вала и вращается в ту же сторону, что и валик
крыльчатки нагнетателя (фиг. 256). %..
Привод крыльчатки нагнетателя помещается в упомянутой выше
привертной коробке. Он состоит из двух переборов,
которых имеет по две цилиндрических
Фиг. 256. Схема привода нагнетателя двигате-
ля Испано-Сюиза 12 Ybrs.
каждый из
шестерни. Шестерни 2, 3
и 4 сделаны заодно со
своими валиками, а шес-
терня 1 сидит на шлицах
хвостовика конической
шестерни коленчатого ва-
ла и является ведущей.
Как видно из схемы,
вращение от ведущей
шестерни 1 передается
двумя парами шестерен
2 и 3 ведомой шестерне 4,
выполненной заодно с
валиком крыльчатки.
Общее передаточное чис-
ло привода нагнетателя
равно 10.
При высоких числах
оборотов крыльчатки и
жестком соединении ше-
стерен с соответствую-
щими валами неизбеж-
ны весьма значитель-
ные угловые ускорения
крыльчатки. Эти ускоре-
ния могут создавать боль-
шие инерционные нагруз-
ки, разрушающим обра-
зом действующие на зубья
шестерен привода нагне-
тателя.
Особенно
инерционные
могут получиться при
перебоях двигателя (на-
пример, когда работают
не все его цилиндры) или
при резком изменении
числа оборотов. Такие
нагрузки могут вызвать поломку зубьев шестерен. Для уменьшения
инерционных нагрузок в шестернях 3 имеются фрикционные муфты,
обеспечивающие необходимую плавность изменения скорости крыль-
чатки нагнетателя при резких изменениях угловой скорости колен-
чатого вала двигателя.
Плавность включения достигается некоторым буксованием (сколь-
жением) при нажатии бронзовых сегментов 5 на внутреннюю поверх-
ность промежуточного разрезного кольца 6. Бронзовые сегменты 5,
550
большие
нагрузки
помещенные внутри шестерен 3, связаны со своими валиками. Под
влиянием центробежных сил при вращении валиков бронзовые сег-
менты 5 прижимаются к разрезному кольцу 6. При этом кольцо 6
начинает постепенно нажимать на внутренние поверхности ободов
шестерен 3 и после непродолжительного скольжения шестерни 3 на-
бирают скорость, вращая крыльчатку нагнетателя. При резком умень-
шении числа оборотов или остановке двигателя центробежная сила
уменьшается, давление бронзовых сегментов на обод снижается или
становится равным нулю, сцепление нарушается и крыльчатка неко-
торое время может работать по инерции вхолостую, без наличия
инерционных нагрузок на механизм привода.
Фиг. 257. Схема устройства автомата pk двигателя Испано-Сюнза
12 Ybrs.
I
Нагнетатель установлен до карбюраторов, число которых равно
шести—по три карбюратора на каждый блок. Воздух входит через
всасывающий канал крышки нагнетателя, проходит через дроссель
и поступает в крыльчатку. Из улитки нагнетателя сжатый воздух
выходит по двум тангенциально направленным трубам, которые
специальными хомутиками и резиновыми прокладками соединяются
с трубопроводами карбюраторов.
Давление воздуха pk на выходе из карбюратора должно под-
держиваться примерно равным 880 мм рт. ст. Регулируется давле-
ние автоматически особым регулятором. Автоматический регулятор
pk представлен на фиг. 257. Он состоит из колпака В, внутри кото-
рого подвешена анероидная коробка А, заполненная воздухом.
Полость внутри колпака В сообщена каналом с областью высокого
давления улитки нагнетателя. С анероидной коробкой связан плун-
жер С, который при своем перемещении может либо соединять
полость К с каналом D, сообщающимся с масляной магистралью
мотора, либо соединять ее с каналом Е, сообщающимся с картером.
Поршень F отжимается пружиной влево и связан зубчатой
551
рейкой и сектором G с дросселем И на входе в нагнетатель. Канал Е
служит для вытекания масла, поступившего по каналу D из масля-
ной магистрали мотора.
Действие автомата заключается в следующем. При работе
нагнетателя, когда давление воздуха за нагнетателем больше рас-
четного, анероидная коробка под влиянием этого давления сжи-
мается. Плунжер, связанный с анероидной коробкой, перемещается
вверх (фиг. 258) и открывает нижний канал Е, ведущий к поршню.
Тогда пружина перемещает поршень влево, выталкивая поступив-
шее раньше в полость К масло в картер. Перемещение поршня
влево вызывает поворот дросселя в сторону его прикрытия, в ре-
зультате чего уменьшается pk.
Фиг. 258. Положение плунжера автомата pk при давлении воздух!
за нагнетателем больше расчетного.
В случае, когда давление воздуха pk за нагнетателем меньше
расчетного, анероидная коробка растягивается под влиянием
уменьшенного давления в колпаке В и перемещает плунжер С
вниз (фиг. 259). Плунжер при этом разобщает от картера полость
К поршня F и сообщает ее с масляной магистралью D мотора
Давлением масла поршень F перемещается вправо, сжимает пру-
жину и поворачивает дроссель нагнетателя в сторону большего
открытия, повышая давление воздуха pk за нагнетателем.
Анероидная коробка автомата может быть подтянута вверх или
опущена вниз с помощью накатанной гайки J, фиксируемой го-
ловкой Т (фиг. 257). Благодаря этому изменяется также и поло-
жение плунжера относительно перекрываемых им каналов для
масла. Поэтому для установки плунжера в старое положение по-
требуется другая деформация анероидной коробки и, следова-
тельно, измененное давление рн- Поворотом накатанной гайки J
может быть установлена требующаяся величина давления pk за
нагнетателем. Перемещение анероидной коробки вверх влечет
552
за собой уменьшение величины pk, перемещение вниз — увели-
чение Pk-
Т. Смазка. Циркуляция масла в моторе создается тремя масля-
ными помпами коловратного типа, помещенными в нижней части
картера, над водяной помпой. На фиг. 260 изображены масляные
и водяная помпы.
Центральная масляная помпа является нагнетательной, а две
боковых — отсасывающими. Засосанное нагнетательной помпой
масло из масляного бака поступает в главную магистраль (фиг. 251)
Отсюда масло направляется во все коренные подшипники, откуда
оно частично выбрасывается через зазоры в картер, а частично
поступает внутрь коренных шеек коленчатого вала (через отвер-
Фиг. 25Р. Положение плунжера автомата pk при давлении воздуха
за нагнетателем меньше расчетного.
стия в его коренных шейках). Из внутренних полостей коренных
шеек масло по запрессованным в теле коленчатого вала трубкам
проходит в шатунные подшипники, смазывая их, зеркала цилиндров
и поршни. По трубкам, проложенным вдоль главных шатунов, и
по осевым сверлениям прицепных трубчатых шатунов масло про-
ходит в верхние Головки шатунов.
Два отвода от круговой канавки переднего коренного подшип-
ника подают масло к кулачковым валикам. Кулачковые (распреде-
лительные). валики выполнены сверлеными по всей длине. Внутри
их проложены трубки, которые образуют внутри валиков два пути
для протока масла: по трубкам и по кольцевому сечению между
трубками и валиками. По трубкам движется масло к шестерням
распределения; по кольцевому пространству масло подается в под-
шипники и кулачки вала распределения.
Основная масса масла, выходящего из зазоров подшипников и
отверстий для смазки кулачков и шестерен, стекает в картер п®
сверлению в наклонном валике привода распределения, а также
563
Фиг. 260. Общий вид масляных и водяной помп двигателя
Испаио-Сюиза 12 Ybrs.
554
по кольцевому сечению между кожухом этого валика и самим
валиком. Во избежание переполнения маслом пространства под
крышкой головки при наклонах двигателя вперед масло спускается
в картер по трубкам, имеющимся в передней части блоков.
Смазка редуктора обеспечивается маслом, подаваемым из пе-
редних коренных подшипников. Отсюда масло проходит в оба
подшипника вала редуктора. Зубья шестерен редуктора смазы-
ваются струями масла, направленными из особой маслопроводной
трубки.
При запуске двигателя предусмотрено увеличение интенсив-
ности смазки шатунных механизмов и гильз цилиндров. Особый
управляемый вручную с места пилота клапан открывает при его
поднятии доступ масла из центрального подшипника ко всем ци-
линдрам и шатунному механизму.
§ 88. АВИАЦИОННЫЙ ДВИГАТЕЛЬ РАЙТ ЦИКЛОН
МОДЕЛЬ R и GR-1820F3
1. Основные данные двигателя. Двигатель Райт Циклон
модели R-1820F3 (фиг. 261) является высотным двигателем воз-
душного охлаждения, снабженным приводным центробежным на-
гнетателем.
Двигатель модели GR-1820F3 снабжен, кроме того, редук-
тором.
Основные данные двигателей обеих моделей следующие:
Диаметр цилиндра.......................... 155,5 мм
Ход поршня.................................174,5 „
Число цилиндров............................. 9
Расположение цилиндров...............Однорядная звезда
Литраж мотора............................ 29,79 л
Литраж цилиндра........................... 3,31 „
Степень сжатия............................ 6,4
Передаточное число к нагнетателю........ 8,3
Модель без Модель
редуктора с редуктором
1 16:11
(1.455)
Степень редукции
Номинальная мощность у земли
при pfe = 875 мм рт. ст....... 635 л.с. 615 л. с.
Номинальная мощность на высоте
2000 м при рд. = 875 мм рт. ст. 700 л.с. 680 л.с.
Номинальное число оборотов дви-
гателя ...................... 1950 об/мин 1950 об/мин
Эксплоатационная мощность . . . 570 л. с. 555 л. с.
Эксплоатационпое число оборотов
двигателя ....................
1885 об/мин 1885 об/мин
555
Рекомендуемая крейсерская мощ-
ность .......................... 465 л. с. 450 л. с.
Крейсерское число оборотов дви-
гателя ........................ 1750 об/мин 1750 об/мин
Сухой вес двигателя без втулки
винта генератора, синхронизато-
ров и выхлопных патрубков . . 435 кг 480 кг
Удельный вес (отнесенный к но-
минальной мощности на земле) . 0,685 кг/л. с. 0,78 кг/л. с.
Габаритные размеры двигателя (без
самопуска и генератора):
длина.........................1100 мм 1220 мм
диаметр................... 1365 мм 1365 мм
Фиг. 262. Внешняя (/) и дроссель- Фиг. 263. Высотная характеристика
ная (2) характеристики двигателя двигателя". Райт Циклон R-I820F3
Райт Циклон R-1820F3. (п= 1950 об/мин).
На фиг. 262 приведены внешняя и дроссельная земные харак-
теристики двигателя R-1820F3.
Температура двигателя контролируется в полете специальной
термопарой, измеряющей температуру головки цилиндра под зад-
ней свечей (теневая сторона, наименее обдуваемая). По данным
фирмы Райт эта температура ни при каких условиях не должна
превосходить 260е Ц и лишь на короткий срок, как максимум, до-
пускается температура в 288е Ц.
Высотная характеристика двигателя при «=1950 об/мин дана
на фиг. 263.
2. Цилиндровая группа. Каждый из девяти цилиндров двига-
теля Райт Циклон состоит из стального стакана (цилиндровой
гильзы) и алюминиевой головки. Головка цилиндра отлита из алю-
миниевого сплава и навертывается на резьбе в горячем состоянии
на стальную кованную гильзу (фиг. 129), изготовляемую вместе
с охлаждающими ребрами и фланцем для крепления к цилиндру.
Цилиндр крепится к картеру с помощью фланца и 12 шпилек.
ббб
Охлаждающие ребра головки выполнены литыми. Нижнее кольце-
вое ребро сделано утолщенным, как это обычно делается улитых
оловок, навертываемых в горячем состоянии на цилиндр. Флаицы
ыхлопных и всасывающих отверстий обращены назад. Две свечи,
зернутые в головку цилиндра, расположены: одна спереди, вто-
ая сзади. Они несколько смещены относительно плоскости, про-
одящей через продольную ось двигателя. У отверстия для свечей
лмеются приливы, снабженные ребрами, вследствие чего свеча
находится как бы в колодце. Дополнительный колпак, надеваемый
I? колодец свечи вместе с проводом, представляет собой метал-
ли гский экран (фиг. 225). Таким образом возможно применять
обычные свечи, которые благодаря наличию колодца цилиндра и
колпака экранированы и не влияют на работу радиоустановки
самолета. Клапаны расположены в головке под углом. Форма ка-
меры сгорания приближается к полусфере. Направляющие втулки
клапанов запрессованы в головку. Втулки впускных клапанов
выполнены из бронзы, а выпускных из углеродистой стали. Кла-
панные бронзовые седла запрессованы в головку. Коробки клапан-
ных коромысел выполнены литыми заодно с головкой и закры-
ваются сверху крышками, прижимаемыми пружинными замками.
3. Кривошипный механизм. Поршни двигателя откованы из
алюминиевого сплава. Внутренняя поверхность днища поршня
снабжена ребрами, расположенными крест-накрест (фиг. 139).
Поршень снабжен пятью поршневыми кольцами, из которых
верхние три — компрессионные (уплотнительные). Два из них —
зторое и третье сверху — имеют поверхность соприкосновения
? гильзой цилиндра, выполненной на конус (фиг. 139). Угол конуса
тавен примерно 3°. Конусные кольца ставятся на поршень так, что
v стран кромка кольца обращена книзу. Благодаря конусности
кольцо прирабатывается по зеркалу цилиндра значительно скорее,
чем обычное цилиндрическое кольцо. Кроме того, благодаря уве-
личенному удельному давлению (вследствие уменьшения опорной
площади) кольцо работает, как скребок, счищая масло и уменьшая
таким образом его расход.
Два нижних кольца специального профиля (фиг. 139) — масля-
ные. Они имеют канавки и отверстия для отвода счищенного
со стенок цилиндра лишнего масла. Поршневой палец плаваю-
щего типа снабжен по концам заглушками в виде алюминиевых
пробок.
Шатунное устройство мотора Райт Циклон представляет
обой обычную для звездообразных моторов систему главного и
трицепных шатунов. Главный шатун обычного двутаврового сече-'
иия представлен отдельно на фиг., 147. Он имеет неразъемную ниж-
чюю головку с восемью проушинами, в которые входят пальцы
нижних головок прицепных шатунов. Пальцы сделаны цилиндри-
ческими и имеют прессовую посадку в ушках главного шатуна.
Для предотвращения осевого перемещения и проворачивания паль-
цев имеются боковые стопорные пластинки, привернутые с обеих
сторон к телу головки шатуна парой винтов. В нижнюю головку
главного шатуна впрессована стальная втулка, залитая внутри
свинцовистой бронзой.
557
Верхние головки всех шатунов имеют нормальные бронзовые
втулки.
Коленчатый вал — разъемный, состоит из двух частей. Обе
части вала связаны разрезным зажимным замком, выполненным
в щеке задней части вала. Привод нагнетателя и других механиз-
мов осуществлен от задней части коленчатого вала с помощью
пустотелого вала, входящего в шлицевую муфту, впрессованную
в заднюю щеку.
Кроме двух опорных (коренных) подшипников, из которых
задний — шариковый, а передний — роликовый, имеется упорный
шарикоподшипник, воспринимающий силу тяги винта.
Передний конец коленчатого вала, выступающий из картера,
имеет цилиндрическую форму и снабжен шлицами и резьбой для
посадки втулки винта.
4. Картер. Картер двигателя состоит из нескольких частей
(фиг. 261). Средняя (центральная) часть картера основная; к ней
крепятся цилиндры и в ней сделаны гнезда для коренных под-
шипников. Центральная часть выполнена отливкой из алюминие-
вого сплава. Передняя часть представляет собой крышку, в кото-
рой находятся упорный подшипник, кулачковая шайба и толкатели
механизма распределения. Эта крышка крепится к средней части
картера шпильками. С задней стороны средней части картера на
шпильках держится деталь, служащая частью корпуса нагнетателя.
Она имеет девять лап с отверстиями для крепления мотора к под-
моторной раме самолета и снабжена отверстиями для вывода смеси
из нагнетателя по цилиндрам.
Следующая связанная с нею деталь является одновременно
диффузором и корпусом нагнетателя; кроме того, она несет фла-
нец для крепления карбюратора.
Последняя часть картера —задняя крышка — несет все шестерни
приводов к магнето, генератору, масляной и топливной помпам,
синхронизатору к пулеметам, а также и названные агрегаты и
механизмы. Эта крышка выполнена из электрона.
Внутренняя полость картера сообщается с атмосферой через
пустотелый передний конец коленчатого вала,- Внутрь вала вста-
влена сетка, предохраняющая от попадания внутрь картера пыли
и посторонних предметов.
5. Распределение. Распределение двигателя (фиг. 169) состоит из
шестеренного привода, кулачковой шайбы, толкателей с коромы-
слами и клапанов. Клапаны открываются и закрываются с помощью
кулачковой шайбы, приводимой в движение от коленчатого вала
и расположенной в передней части картера (фиг. 261).
Кулачковая шайба представляет собой диск, выполненный из
легкого металла, на котором закреплено стальное кольцо, снаб-
женное снаружи двумя рядами кулачков: четырьмя всасывающими
в одном ряду и четырьмя выпускными — в другом. Внутри кольца
выфрезерованы зубья, благодаря которым осуществляется внутрен-
нее зацепление кулачковой шайбы с шестерней, сидящей на не-
подвижной оси, укрепленной в картере. Эта шестерня выполнена
заодно с шестерней большего диаметра, сцепляющейся с шестер-
ней, сидящей на коленчатом валу. Таким образом кулачковая
558
шайба приводится во вращение от шестерни коленчатого вала
посредством пары промежуточных шестерен разного диаметра.
Кулачковая шайба вращается со скоростью, в восемь раз меньшей
скорости вращения коленчатого вала и в направлении, противо-
положном вращению коленчатого вала.
Внутренняя поверхность втулки шайбы покрыта слоем баббита
и работает по стальной втулке, сидящей на коленчатом валу.
Кулачки, помещенные в два ряда на наружной поверхности
шайбы, набегают при ее вращении на радиально размещенные
в картере толкатели с роликами (фиг. 261) и вызывают их осевое
перемещение. Трубчатые тяги со сферическими наконечниками
по концам связывают толкатели с клапанными коромыслами,,
укрепленными в литых клапанных коробках каждого цилиндра
(фиг. 261, дополнительный разрез в левом углу общего вида дви-
гателя). Клапанные коромыслы качаются на неподвижных пальцах,
укрепленных в клапанных коробках и опирающихся на конические
двойные роликоподшипники. Подъем толкателя вызывает подъем
трубчатой тяги, поворот клапанного коромысла на некоторый
угол и открытие клапана. Изменение термического зазора при
регулировке распределения достигается вращением по резьбе сфе-
рической чашки коромысла. Эта чашка во избежание отвертыва-
ния ее находу, фиксируется разрезным зажимным замком, стяги-
ваемым болтом. Выхлопной клапан снабжен внутренней полостью,
> которой имеется специальная соль (натриевая) для повышения
интенсивности отвода тепла от грибка клапана к его штоку. Рабо-
чая часть тарелки клапана (коническая) покрыта слоем стеллита,
нанесенного путем наварки. Всасывающий клапан имеет тюльпано-
образную форму и изготовлен, как и выпускной клапан, из жаро-
упорной стали. Каждый клапан снабжен тремя концентрически
поставленными пружинами. Замки клапанов, удерживающие пру-
жины, сделаны в виде пары полуколец, входящих в замок на конце
штока клапана. Полукольца удерживаются на месте тарелкой
с внутренней конической расточкой.
Угол конусности седел клапанов равен 30°.
Фазы распределения' двигателя:
Открытие всасывающего клапана ... 15° до в. м. т.
Закрытие всасывающего клапана . . . 44° после н. м. т.
Открытие выпускного клапана .... 74° до н. м. т.
Закрытие выпускного клапана..........25° после в. м. т.
Зазоры между штоком клапана и роликом коромысла для обоих
клапанов: в холодном состоянии 1,9 мм и в горячем 0,5 мм.
6. Нагнетатель. Наддув двигателя осуществляется приводным
центробежным нагнетателем, расположенным после карбюратора.
Нагнетатель состоит из крыльчатки, диффузора и распределитель-
ной камеры, из которой сжатая в нагнетателе свежая смесь по-
дается по девяти отдельным трубам в цилиндры.
Откованная из дуралюмина крыльчатка крепится шлицами на
полом валике, имеющем внутри две бронзовые опорные втулки и
550
оканчивающемся шестерней. Полый валик крыльчатки надет сво-
бодно на другой валик, входящий одним концом со шлицем в колен-
чатый вал, а другим концом (с храповиком) — опирается на сколь-
зящий подшипник (фиг. 261). Этот валик также высверлен внутри
<для подачи масла) и снабжен фланцем, к которому крепится зуб-
чатый венец ведущей шестерни. Крепление зубчатого венца к фланцу
валика выполнено упругим, для чего имеется пять спиральных
цилиндрических пружин, расположенных между фланцем и зубча-
тым венцом шестеони. Упругая ведущая шестерня сцепляется с
малой шестерней, выполненной заодно со втулкой и фланцем боль-
шой шестерни с фрикционной муфтой, колодки (сегменты) которой,
проскальзывая, погашают инерционные нагрузки, вызванные резким
изменением числа оборотов двигателя.
Большая шестерня (с фрикционной муфтой внутри) сцепляется
с малой шестерней полого валика крыльчатки нагнетателя. Таким
образом привод нагнетателя выполнен четырьмя шестернями, уве-
личивающими числа оборотов крыльчатки нагнетателя по отноше-
нию к коленчатому валу двигателя в 8,3 раза. Крыльчатка нагне-
тателя вращается в ту же сторону, что и коленчатый вал, т. е.
вправо, если смотреть со стороны летчика.
7. Смазка. Поступающее из масляного бака масло подается
® нагнетательную ступень масляной помпы. Описание этой помпы г
приведено в гл. XIX, а общий вид ее представлен на фиг. 196.
Шестерни помпы вращаются со скоростью в 1,125 раза большей
числа оборотов коленчатого вала.
Из нагнетательной помпы масло подается под давлением в
3,5-ч-5,5 кг/см2 в первый фильтр, находящийся в камере задней
крышки картера; отсюда масло поступает в кольцевую канавку
подшипника вала, соединенного шлицами с задней щекой колен-
чатого вала. Через радиально просверленные отверстия масло по-
дается из подшипника внутрь этого вала, проходит по валу и
через кольцевую канавку и сверления в задней щеке вала подво-
дится внутрь шатунной шейки коленчатого вала. Из полости ша-
тунной шейки часть масла выходит по трубке-сепаратору на рабо-
чую поверхность шейки и смазывает нижнюю головку главного
шатуна. Смазка прицепных шатунов обеспечивается маслом, посту-
пающим из нижней головки главного шатуна.
Остальное масло из внутренней полости шатунной шейки по-
ступает по впрессованной в коленчатый вал V-образной. трубке
в кольцевую полость распорной втулки, сидящей рядом с упорным
подшипником мотора. Отсюда масло направляется в подшипник
кулачковой шайбы и в подшипник двойной шестерни распределе-
ния. Зубья шестерен, толкатели и кулачки распределения смазы-
ваются барботажем.
Подшипники валика нагнетателя и его шестерен смазываются
маслом, поступающим из внутренней полости вала, соединенной
-с задней щекой коленчатого вала, по сверлениям в литье картера.
Во избежание попадания масла из картера и подшипников нагне-
тателя в сжимаемую им смесь, по концам валика крыльчатки на-
гнетателя имеются втулки с уплотнительными кольцами, мешаю-
щими подсосу масла из картера в полость низкого давления на-
580
гнетателя. Кроме того, уплотнительные кольца в обоих упомянутых
втулках соединены особой трубкой и канавкой с атмосферой. Бла-
годаря этому уменьшается величина разрежения в уплотнительной
полости.
Втулки остальных шестерен смазываются маслом, поступающим,
так же как и к подшипникам нагнетателя, по сверлениям в при-
ливах крышки картера.
Шаровые гнезда толкателей и тяг, а также ролики коромысел
распределения смазываются маслом, пропитывающим фетровую
набивку, находящуюся в полости толкателей и в крышке кожухов
коромысел (фиг. 169).
Стенки цилиндров и поршней, а также поршневые пальцы сма-
зываются маслом, выбрасываемым из торцевых зазоров нижних
головок шатунов. Шариковые й роликовые подшипники смазыва-
ются барботажем.
Фиг. 264. Схема планетарного редуктора Райт Циклон GR-1820F3.
Масло, вытекающее из всех зазоров и стекающее с деталей,
попадает в отстойник (внизу картера), на дне которого помещен
второй фильтр. Отсюда масло откачивается отсасывающей масля-
ной помпой в радиатор и масляный бак; из бака охлаждаемое
масло снова подается в нагнетательную масляную помпу и далее
в мотор.
8. Редуктор -числа оборотов. Моторы Райт Циклон модели
GR-1820F3 снабжены редуктором числа оборотов.
Редукторы этих моторов — планетарного типа с цилиндриче-
скими шестернями. Схема такого редуктора представлена на фиг. 264,
а чертеж его общего вида — на фиг. 265.
Ведущая шестерня / соединена шлицами с коленчатым валом
мотора. Эта шестерня выполнена в виде чаши и снабжена вну-
тренними зубьями (в количестве 66).
, Шестью сателлитными шестернями 2 эта шестерня сцепляется
с неподвижной шестерней 3, имеющей 30 зубьев и привернутой
болтами к картеру. Сателлитные‘шестерни 2 вращаются на непо-
движных пальцах 4, укрепленных на лапах вала 5 винта. Указанные
числа зубьев дают степень редукции
i== —4-1== —
66 ^ 1 п ‘
Направление вращения винта такое же, как и коленчатого вала.
30 Общ. курс авиадвигателей. 1360
Коленчатый вал мотора с редуктором отличается своей перед,
ней частью от конструкции передней части коленчатого вала
иотора без редуктора. Как видно из фиг. 265, пустотелый перед-
ний конец коленчатого вала имеет утолщение, начинающееся у
щеки, на которое надеты: коренной роликоподшипник, ведущая
Сечете по Н Н
Фиг. 265. Общий вид редуктора Райт Циклон GR-1820F3.
шестерня распределения и ведущая шестерня редуктора, сидя-
щая на шлицах. Все эти детали стянуты гайкой, навернутой на
резьбе.
Внутри передней части коленчатого вала проходит суфлерная
трубка. Между этой трубкой и внутренней стенкой коленчатого
вала остается кольцевое пространство, по которому подается
масло из шатунной шейки коленчатого вала к подшипникам вала
редуктора и большой шестерни распределения.
563
Выступающий вперед передний конический конец коленчатого
вала входит внутрь пустотелого вала винта, поддерживая его.
Вал винта лежит, таким образом, на трех подшипниках,
два из которых—скользящие выполнены в виде втулок, работаю-
щих по поверхности коленчатого вала, а третий подшипник — ша-
риковый— укреплен в передней крышке картера.
Форма сателлитных шестерен обеспечивает некоторую дефор-
мацию кручения, необходимую для равномерного распределения
нагрузки между всеми шестью сателлитами. Как видно из фиг. 265,
каждый сателлит вращается своей ступицей внутри стальной, зали-
той свинцовистой бронзой втулки, запрессованной в каждую из
шести лап вала редуктора.
Для смазки зубьев и подшипников шестерен редуктора масло
из заднего скользящего подшипника редукторного вала подводится
в соответствующие места через сверления в лапах. Из подшипников
сателлитных шестерен масло по особым сверлениям в лапах ре-
дукторного вала подводится к зубьям, в места зацепления сател-
литных шестерен с неподвижной шестерней редуктора. Струей
масла, направленной вдоль зубьев, они смазываются и охлаж-
даются.
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
Абсолютная вязкость 397.
Авиабензол 535, 536 и сл. См. также
Бензол
Авиамоторостроительиые материалы 380
и сл.
Авиационная легкость 278 и сл.
Авиационные топлива 523 и сл. См. так-
же Топливо
Авиационный вес 275 и сл.
Адиабатическая работа сжатия 154
Азотирование 381
Аккумуляторное зажигание 455
Алюминиевые сплавы 392
- - для литья и ковки 390 и сл.'
Антидетонаторы 533 и сл.
- металлические 533
Антидетонационная способность топлива
532 и сл.
Аитидетонашюнные горючие (топлива)
533 и сл., 537
Аппарат Рейда 531
Ароматики 524, 532, 534
Баббиты 393
- высокооловянистые 394
Барботажная смазка 404
Бедные смеси 41
Бензин(ы) 56, 280, 499, 501 и сл. См.
также Крекингбензин
- бакинский 2-го сорта, грозненский,
каменский, экстра 537 и сл.
- газовый 526 и сл.
- гигроскопичность их 536
- легкие 530
- прямой гонки 524
Бензол 499, 501 и сл.
- моторный (авиационный) 525, 527, 530
и сл. См. также Авиабензол
Блок цилиндровый 286
Богатые смеси 41
Бромистый этил 534
Бронзы 392, 393
Валик кулачковый (распределительный)
343
Верхний предел воспламенения 41
Винтовая характеристика двигателя с на-
гнетателем 200 и сл.
• - невысотного двигателя 121 и сл.;
расчет 125 и сл.
664
Винтовая переразмеренного двигателя,
расчет 137 и сл.
Вискозиметр 412
- Энглера 412
Внешняя характеристика двигателя с на-
гнетателем, 198 и сл.
- - невысотного двигателя 115 и сл.
- - переразмеренных двигателей 136;
расчет 137
Вода охлаждающая 436 и сл.
циркуляционный расход и температура
ее 434 и сл.
Воздушное охлаждение 28, 438 и сл.,
446 и сл.
- -, влияние иа него высоты полета 448
и сл.
- -, сравнение его с водяным 449 и сл.
Воспламенение, верхний и нижний пре-
делы 41. См. также Период воспла-
менения
Всасывание 29 и сл.
Всасывающая система 90 и сл.
Вспышка в карбюратор 53
Вторичная обмотка 458
Выключающийся нагнетатель 204
Вынужденные колебания коленчатого
вала 326
Высококипящие жидкости 455 и сл.
- -, применение их для охлаждения 453
и сл.
Высокооловянистые баббиты 394
Высота включения одноступенчатого на-
гнетателя 204
- - двухступенчатого нагнетателя 206
- критическая 178
Высотная характеристика двигателя с вы-
ключающимся нагнетателем 204 и
сл.
- - - с двухступенчатым нагнетателем
206
- - - с нагнетателем 178 и сл.; расчет
182 и с л.
- - - с турбокомпрессором 210
- - невысотного двигателя 130 и сл.; рас-
чет 133 и сл.
Высотность двигателей 113, 145. См. так-
же Расчетная высота
- переразмеренных двигателей 136
Выхлоп 50
Выхлопная система 91
Вязкость 422
- абсолютная 397
- масла 412 и сл.
Газовые пробки 428
Газообразные топлива 57
Газы остаточные 12, 29, 31
- , физико-химические свойства 5
Гептан 57
Гидравлические потери двигателя 54
Гидравлический к. п. д. нагнетателя 157
и сл.
Гидравлическое сопротивление системы
всасывания 90 и сл.
Гидроксилация — см. Теория гидроксила-
ции Бона
Гильзы цилиндров 287; расчет 298 и сл.
Глизантнн 454
Головка цилиндра 26, 284
Грунтовая вода 436
Давление максимальное 198
- поступающего воздуха, влияние его
на коэфициент наполнения 90
- среднее индикаторное 77 и сл., 93
и сл.
- - эффективное 106 и сл.
Двухискровые магнето 465
Двухступенчатый нагнетатель 205 и сл.
Действительный цикл двигателя 5, 53 и
сл.; отличие его от идеального 69
Детонация 46 и сл.
Дефлекторы 446
Диаграммы(а) двигателя, динамические
230 и сл.
- индикаторная 32, 235 и сл.
- сил, действующих на опорную шейку
вала 250
- - на шатунную шейку вала 248
- - от одного цилиндра 231 и сл.
- - по оси цилиндра, суммарных 237
и сл.
- - по оси шатуна и на стенку цилин-
дра 238 и сл.
- сил инерции поступательна движу-
* щрхся масс 231
- - От давления газон 231 и сл.
- - суммарных тангенциальных для всего
двигателя 250 и сл. •
- тангенциальных и нормальных сил от
одного цилиндра 239 и сл.
Диметилбензол 526
Диссоциация продуктов сгорания, влия-
ние ее на индикаторный к. п. д. 56
- термическая 23
Диффузор 149, 484
Догорание смеси 38
Докторская проба 536
Дросселирование, влияние иа индика-
торный к. и. д. 64 и сл.
- , - на мощность трения. 103
- , - на работу нагнетателя 158 и сл.
Дроссельная заслонка 26, 149
Жиклер 484
- компенсационный 504
Зажигание 455 и сл., 479 и сл.
- аккумуляторное 455
- , опережение 36, 43 и сл.
- от магнето, принцип и схема 455 и сл.
- , экранировка 477 и сл.
Запаздывание закрытия клапана 33
Звездообразные (радиальные) двигатели,
порядок зажигания 247 и сл.
- -, уравновешивание их 264 и сл.
Зеркало цилиндра 26
Зубчатая передача, расчет 378 и сл.
Изооктан 525, 534
Изопентан 534
Изотермические поверхности 419
Индикаторная диаграмма 32, 235 и сл.
Индикаторная мощность 75 и сл., 79
и сл.
- влияние внешних условий 97 и сл.
- - индикаторного к. п. д. и коэфи-
циента наполнения 94
- - рабочего объема цилиндра (литра-
жа) 98
- - рода применяемого топлива 93 и сл.
- - состава смеси 94 и сл.
- - числа оборотов 99
- -, выражение ее через индикаторный
к. п. д. 76
- -, связь со средним индикаторным да-
влением 79 и сл.
- уравнение 162 и сл.
Индикаторная работа 54
- - теоретическая 70
Индикаторное давление среднее 77 и сл.,
93 и сл.
Индикаторный к. п. д. 53 и сл.
- -, влияние влажности внешнего возду-
ха 64
- -, • внешних условий 64
- -, - давления внешнего воздуха 64
- - диссоциации продуктов сгорания
56
• - дросселирования 64 и сл.
- - изменения числа молекул при сго-
рании 56
- -, - конструкции и размера цилиндра
67 и сл.
- - молярной теплоемкости продуктов
сгорания 56
- - наддува двигателя 64 и сл.
- -, - на индикаторную мощность и сред-
нее индикаторное давление 94
* - -, - опережения зажигания 59
- - рода применяемого топлива 56
и сл.
- - скорости сгорания 57
- - состава смеси 59 и сл.
- - степени сжатия 58 и сл.
- - температуры внешнего воздуха 64
- - поступающего воздуха 66
566
Индикаторный к. п. д., влияние темпе-
ратуры сгорания 56
- - формы камеры сгорания 67 и сл.
. - числа и месторасположения свечей
*68
. - . - оборотов двигателя 66 и сл.
- зависимость его от основных фак-
’торов работы двигателя 55 и сл.
. определение 71 и сл. <
- связь с индикаторным удельным рас-
ходом топлива 74
- теоретический 69 и сл.
- удельный расход топлива 74 и сл.;
с вязь с идикаторным к. п. д. 74
Иодное число 415
Искровой разрядник 461
Испарение топлива 496 и сл.
Испарительное охлаждение 451
Испарительный карбюратор 484
Камера сгорания 67 и сл., 286
Капоты 446 и сл.
- закрытие 446
- NACA 446
- открытые 446
- щелевые 446
Карбюраторы 482 и сл.
Карбюрация 482 и сл.
основные условия 484
Картер 26
Касторовое масло 417
Кастроль 417
Качество самолета 275
Керосин 499, 502 и сл.
Кислотность масла 414
Клапаны 286
запаздывание закрытия его 34
кинематика 358 и сл., 366 и сл.
определение диаметра и высоты подъ-
ема 353 и сл.
Клапанные пружины, расчет 369 и сл.
Коксобензольные топлива 527
Коленчатые валы 326 и сл.
Кольцо Тауненда 446 и сл.
Компенсационный жиклер 504
- колодец 504
Компрессионная способность нагнетателя
145
Компрессионные поршневые кольца 302
Конвекция 424 и сл.
Конец видимого сгорания 38
Конрадсон—см. прибор Конрадсона
Корректор высотный 496
Коренные подшипники, расчет 340 и сл.
Коррозия металлов 437
- топлива 535
Коэфициент внутреннего трения 397
- выделения тепла 62 и сл.
• избытка воздуха 12
- - -, влияние его изменения на коэфи-
циент состава смеси 62
- камеры сгорания 67 и сл.
- наполнения 33 и сл., 80 и сл.
~ влияние его на индикаторную мощ-
5.66
кость и среднее индикаторное давле-
ние 94
Коэфициент наполнения зависимость от
гидравлического сопротивления си-
стемы всасывания 90 и сл.
- - от гидравлического сопротивления
системы выхлопа 91
- от давления поступающего воздуха
90
- - от основных факторов 84 и сл.
- - от подогрева смеси 86
- - от рода применяемого топлива 84
- - от состава смеси 85
- - от степени сжатия 85 и сл.
- - от температуры поступающего воз-
духа 87 и сл.
- - от числа оборотов 91 и сл.
- связь его с давлением в цилиндре
80 и сл.
- пленочного трения 402
- полезного действия адиабатический 154
- - - механический 106
- - - нагнетателя, гидравлический 157 и
сл.
- - - теоретический 73
- - - эффективный 107
- полноты диаграммы 70
- состава смеси 59 и сл.
- - -, влияние водорода 61
- - - изменения коэфициеита избытка
воздуха 62
- - -, - окиси углерода 61 и сл.
- - -, влияющие на него факторы 60 и сл.
- теплош редачи 429
- теплопроводности 419
- трения 395
Крекинг 524
Крекингбензин 526, 535
Кривая разгонки 530
Кривошипный механизм 26
- -, кинематика и динамика 220 и с л.
- сила инерции его 226 и сл.
- -, суммарные силы инерции 230
Критическая высота 178
Критическое число оборотов коленчатого
вала 326
Крыльчатка нагнетателя 149
Ксилол 526
Кулачки, определение их расположения
355 и сл.
- скорости их вращения 355 и сл.
- их числа 355 и сл.
-. подбор профиля 367 и сл.
Кулачковый валик 343
Ламинарное движение жидкости 422
Латунь 394
Липкость масла 397, 401 и сл., 413 и сл.
Литраж двигателя 279
Литровая мощность 279
Литровый вес 279
Магнето 27, 455 и сл.
Магниевые сплавы 390 и сл.
Мазут 416
Максимальная мощность двигателя 122
Максимальное давление 198
- число оборотов двигателя 122
Максимальный режим двигателя 122
Масло ААС (минеральное) 416
- ААС брайтсток 416
- , абсолютный и циркуляционный рас-
ходы его 408
влияние его иа мощность треиия 105
- - температуры на мощность трения 104
вязкость его 412 и сл.
карбонизация его 410
касторовое 417
- , кислотность его 414
- , липкость его 413
окисление его 410 и сл.
осмоление его 410
постороииие примеси 415
прибор для определения его темпера-
туры вспышки 413
растительное 415
- , содержание смолы в нем 414
температура вспышки 413
- , - застывания 414
удельный вес 415
- , - расход его 408
Маслосбрасывающие кольца 303 и сл.
Маслянистость масла 401, 413 и сл.
Масляные насосы (помпы) 406 и сл.
- -, расчет 408 и сл.
Международная стандартная атмосфера
133; таблицы 134
Мертвые точки поршня, верхняя (в. м. т.)
и иижняя (н. м. т.) 29
Метод CFR 533
Молярная теплоемкость продуктов сго-
рания, влияние на индикаторный
к. п. д. 56
Молярное движение частиц жидкости 422
МонохлорнаФталии 534
Моторные установки 281 и сл.
Нагар 411
Надежность двигателя 282
Нагнетатель, приводной центробежный,
146, 148 и'Сл.
влияние внешних условий на его ра-
боту 161 и сл.
- дросселирования на его работу 158
и сл. ,
- ус ановки его на состав смеси 493
и сл.
- , - числа оборотов двигателя на его ра-
боту 160 и сл.
- , выключающийся 204
- , гидравлический к. п. д. его 157 и сл.
двухступенчатый 205 и сл.
- , компрессионная способность его 145
- Рута, принципы работы 207
- , цикл его 152
Наддув двигателя 146
Наивысшая полезная степень сжатия
(НПСС) 58
Накипь, удаление ее 137
Наполнение 32 и сл.
Насосные потери двигателя 54 и сл.
Насос водяной 434 и сл.
- ускорительный 516
Насосы масляные 406 и сл.
Нафтены 524, 532
Невысотный двигатель, винтовая харак-
теристика 121 и сл.
- -, внешняя характеристика 115 и сл.
- -, выбор номинального режима его 125
- , высотная характеристика 130 и сл.
- определение максимального и экс-
плоатационного режимов его 125
- расчет винтовой характеристики 125
и сл.
- - высотной характеристики 139 и сл.
- -, сравнение с переразмеренными дви-
гателями 140 и сл.
Непредельные углеводороды 526
- -, способность их к смолообразованию
535
Неуравновешенность двигателя, допусти-
мая 272 и сл.
Неуравновешенные силы двигателя 252
Нижний предел воспламенения 41
Нитрирование 381
Номинальный режим двигателя 123
Объемный нагнетатель 207
Обледенение карбюратора 502
Обтекатели 446
Однорядные двигатели, уравновешивание
256
Октановое число 533
Олефиновые углеводороды 532
Омыляемость растительных масел 415
Опережение выхлопа 50
- зажигания 36, 43 и сл.
- -, влияние на индикаторный к. п. д. 59
- - на максимальную мощность 44
Органические кислоты, действие их иа
масло 414
Остаточные газы 12, 29, 31
Охлаждающая вода 436 и сл.
Охлаждающие ребра цилиндра 284, 438
и сл.
Охлаждение 417 и сл.
- водяное 28, 433 и сл., 449 и сл.
- воздушное 28, 438 и сл., 446 и сл.
- высококипящими жидкостями 453 и сл.
- испарительное 451 и сл.
- с парообразованием 451 и сл.
- этиленгликолем 453
Палец поршня 301, 304 и сл.
Парафиновые углеводороды, склонность
их к детонации 532
Парафины 524
- изомерные 534
Парообразующее охлаждение 451 и сл.
Переразмерещтые двигатели 113, 136 ц
СЛ:
Переразмеренные двигатели, винтовая
характеристика 137 и сл.
внешняя характеристика 136 и сл.
- -, высотная характеристика 138 и сл.
- высотность 136
- сравнение с невысотными двигате-
лями 140 и сл.
Пересжатые двигатели 143 и сл.
Период воспламенения 40
- индукции 40
Пиробензол 537 и сл.
Планетарная система передачи 376 и сл.
Пленочное трение 400 и сл.; коэфициент
402
Плюмбат натрия 536
Поверхностная вода 436
Поверхностные конденсаторы 452
- радиаторы 452
Пограничный слой жидкости 422, 425
Подъемная сила 275
Полетный вес, удельный 278
Полужидкостное трение 402
Полусухое трение 403
Помпа водяная 434 и сл.
- масляная 406
Поплавковая камера 484
Поплавковый механизм, работа его 484
и сл.
Поршень 299
Поршневые кольца 302
Порядок зажигания двухрядного 8-ци-
линдрового двигателя 245 и сл.
- - - 12-цилиндрового двигателя 246
- - звездообразных двигателей 247 и сл.
- - однорядного 4-цилиндрового двига-
теля 245
- - - 6-цилиндрового двигателя 245
Предельные углеводороды 525
Пресгон 454
Прибор Абель-Пенского 532
- Бренкена 413
- Конрадсона 414
- Мартенс-Пенского 413
Приводной. центробежный нагнетатель
146, 148 и сл.
Приемистость двигателя 282
Пуаз 397
Пульверизационный карбюратор 484
Рабочая смесь 12, 29, 31. См. также Смесь
- -, вихревое движение ее 42
- -, зависимость скорости ее воспла-
менения от числа свечей 43
Раб ,чее тело цикла 11 и сл.
Рабочий объем цилиндра 29
Радиатор 28
- поверхностный 452
Разгонка топлива 530
- кривая ее 530
Распределение двигателя 342 и сл.
Распределитель тока в системе зажига-
ния от магнето 460
Распределительный валик 343
- механизм 26
568
Распыливающий карбюратор 484
Растительные масла 415
Расчетная высота двигателя 145. См.
также Высотность
- - переразмеренных двигателей 136
Расчетный режим двигателя с нагнетате-
лем, определение его 173 и сл.
Реакция сгорания, механизм ее 38
Редуктор 374 и сл.
Рейд — см. Аппарат Рейда
Рейнольдс — см. Число Рейнольдса и
Теория Рейнольдса и Прандтля
Рубашка цилиндра 284
Рут — см. Нагнетатель Рута
Свежая смесь 482 и сл.
- -, предъявляемые к ней требования 483
и сл.
- -, состав ее 482 и сл.
Свинец тетраэтиловый 534
Сгорание топлива 35 и сл.
Сероуглерод 536
Сила тяги 28
Силы инерции в двигателе 253 и сл.
- - поступательно движущихся масс 253
- трения 394
Скользящее трение 396 и сл.
Скоросгь сгорания, влияние на индика-
торный к. п. д. 57
Смазка двигателей 403 и сл.
Смазочные материалы 395 и сл.
- -, предъявляемые к ним требования 411
и сл.
Смесительное пространство (смеситель-
ная камера) 485
Смола 535
- действительная 535
- потенциальная 535
- , содержание ее в масле 535
Смолообразование 535
Состав свежей смеси, влияние на нее
внешней температуры 491 и сл.
- - - внешних условий 490 и сл.
- - - высоты подъема 490 и сл.
- - - на индикаторную мощность и
среднее индикаторное давление 94
-----, - на коэфициент наполнения 85
- - - на максимальную мощность 96
- - -, - на экономичность 60
- - - топлива 494 и сл.
- - - условий работы карбюратора 488
и сл.
- - -, - установки нагнетателя 493 и сл.
- - - скорости воздуха в диффузоре
488 и сл.
Спирт этиловый 437
Спиртовые смеси 280
Спирты 280, 495, 499, 502 и сл., 527
Сплавы алюминиевые 390 и сл.
- магния 390 и сл.
Среднее индикаторное давление 77 и сл.
- - -, влияние внешних условий 97 и сл.
- - - индикаторного к. п. д. и коэфи-
циента наполнения 94
Среднее индикаторное давление, влияние
рабочего объема цилиндра (литража) 98
- - - рода применяемого топлива 93 и
сл.
- - - состава смеси 94 и сл.
- - - числа оборотов 98 и сл.
- - выражение его через индикатор-
ный к. п. д. 80 и сл.
- - зависимость его от основных фак-
торов работы двигателя 93 и сл.
- - связь с индикаторной мощностью
79 и сл.
Среднее эффективное давление 106 и сл.
Средняя скорость поршня 225
Стакан цилиндра 284 *
Сталь азотированная (азотируемая) 384
и сл., 392
Стали легированные 380, 381
Сталь клапанная 388 и сл.
- конструкционная улучшенная 384 и сл.
- пружинная листовая 388 и сл.
- углеродистая 380
- цементируемая 382 и сл.
Степень повышения давления 8
- сжатия 8
- влияние на индикаторный к. п. д. 58
и сл.
- - коэфициент наполнения 85
- - на термический к. п. д. 9
- - на термический к. п. д. при пере-
менной теплоемкости 22 и сл.
Струйное (ламинарное) движение жид-
кости 422
Субпограничный слой жидкости 423
Сухое трение 396 и сл.
Тдуненд —см Кольцо Тауненда
Температура вспышки 531
Температурная проводимость 420
Теоретическая индикаторная работа 70
Теоретический индикаторный к. п. д. 69
и сл.
- - - для углеродных топлив 71
- - -, отличие его от действительного 70
Теоретическое количество воздуха 33
и сл.
Теория гидроксилации Бона 39
- переокисления Муро и Календера 39
- Рейнольдса и Прандтля 424 и сл.
Тепловая теория зажигания от электри-
ческой искры 39
Тепловая характеристика электрических
свечей 476
- экономичность цикла 7, 18 и сл.
Тепловой баланс двигателя 111 и сл.
- расчет двигателя 108 и сл.
Теплопередача 417 и сл., 421
коэфициент ее 429
Теплопроводность 424
- , коэфициент ее 419
Теплотворная способность 528 и сл.
Термическая диссоциация 23
Термический зазор 343"
Термический к. п. д. 7. 18 и сл., 73
Термический к. п. д., влияние на неге
степени сжатия 9
- - при переменной теплоемкости, зави-
симость от основных факторов 18 и сл.
------ постоянной теплоемкости, зависи-
мость от основных факторов 9 и сл.
- - цикла, определение его величины при
переменной теплоемкости и диссо-
циации 24
Тетраэтиловый свинец 534
Тиосоединения 536
Толуол 534
Топливо антидетонационное 537
- , влияние на индикаторный к. п. д. 56
и сл.
- , - - индикаторную мощность и среднее
индикаторное давление 93 и сл.
- коэфициент наполнения 84
- состав смеси 495
- , индикаторный удельный расход его 74
и сл.
испарение его 496 и сл.
- коксобензольное 527
корродирующие свойства его 535
- , оценка детонационных свойств его
533
- , предъявляемые к нему требования 527
и сл.
пусковые свойства его 531 и сл.
- , разгонка его 530
- , расход его через карбюратор 486 и сл.
- , свойства его 523 и сл., 527 и сл.
- , склонность его к образованию газовых
пробок 531
- , содержание в нем воды и механиче-
ских примесей 536 и сл.
- , стойкость его против детонации 532
и сл.
температура вспышки 532
- , - замерзания 534
- , теплотворная способность 528 и сл.
удельный вес 527 и сл.
- , элементарный состав 528 и сл.
- , эффективный удельный расход его 107
Трение 393
- внутреннее 397
- жидкостное 397
- качения 395 и сл.
- , коэфициент его 395
- пленочное 400 и сл.
- покоя 401
- полужидкостное 402
- полусухое 403
- скольжения 395 и сл.
- сухсе 396 и сл.
Турбокомпрессор 146, 208 и сл.
Турбулентное движение жидкости 422
У глеводороды ароматические 280
- неопределенные 526, 535
- олефиновые 532
- парафиновые 532
- предельные 525
- эталонные 533
660
Удельный полетный вес двигателя 278
Уплотняющие поршневые кольца 302
Уравновешенность двигателя 282
- динамическая 282
Уравновешенные силы двигателя 252
Уравновешивание двигателей 252 и сл.
- многорядных двигателей 261 и сл.
- однорядных двигателей 256 и сл.
- одноцилиндрового двигателя 254 и сл.
- сил инерции вращающихся масс (в зве-
здообразном двигателе) 271 и сл.;
(в однорятном двигателе) 260
- - - поступательного движения масс (в
звездообразном двигателе) 264 и сл.;
(в однорядном двигателе) 256 и сл.
Ускорения первого и второго порядка
226
Ускорительный насос 516
Характеристики двигателя 114
Ход поршня S 29
Хромпик, антикоррозийное действие его
437
Цементация 381
Цеп ги пуаз 398
Центробежный нагнетатель приводной
146, 148 и сл.
- -, уравнение затрачиваемой иа него
мощности 172
Цикл действительный 5, 53 и сл.
- - идеальный (идеальный воздушный) 5
и сл.
- - - Отто 6 и сл.
- - при переменной и постоянной теплоем-
кости 6, 11 и сл.
- - - диссоциации 23
- теоретический 70
- и его к. п. д., протекание их 6, 18
и сл.
- нагнетателя 152
- , определение величины термического
к. п. д. при переменной теплоемкости
и диссоциации 24
Цилиндр 284 и сл.
Цилиндровый блок 286
тетырехискровые магнето 467
Четырехтактный двигатель 29
Число иодное 415
- октановое 533
- омыления 415
- Рейнольдса 423
Чугуны 393, 394
Шатун 316 и сл.
Шатунные подшипники, расчет 340 исл.
Шестеренчатые помпы 406
Шпильки цилиндра 299
Эквивалентная мощность 137, 141
- - двигателя с нагнетателем 182 и сл.
Экономайзер 516
Экранировка системы зажигания 477 и сл.
Экс плоатационный режим двигателя 123
и сл.
Экстраток 459
Электрическая свеча 473
- теория зажигания от электрической
искры 39.
Электрон (магниевый сплав) 381
Элементарный карбюратор 484 и сл.
- -, принцип действия 484 и сл.
Эталонная смесь 533
Эталонные углеводороды 533
Этиленгликоль, применение в качестве
высококипящей жидкости 453
- - для понижения температуры замер-
зания воды 437
Этиловая жидкость 534, 539
Этиловый спирт, применение его для по-
нижения температуры замерзания во-
ды 436
Эффективная мощность 105 и сл.
- - двигателя с нагнетателем, определе-
ние ее 174 и сл.
- -, уравнение 162 и сл.
Эффективная работа двигателя 100
Эффективное давление, среднее 106
Эффективный к. п. д. 107
- удельный расход топлива 107; двига-
теля с нагнетателем 177 и сл.
Стр.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие .......................................................... 3
Глава I. Идеальный цикл............................................... 5
§ 1. Общие соображения................................................ 5
§ 2. Идеальный цикл при постоянной теплоемкости....................... 6
1. Протекание цикла и его коэфициента полезного действия..... 6
2. Зависимость термического к.п.д. от основных факторов. ..... 9
§ 3. Идеальный цикл при переменной теплоемкости...................... 11
1. Рабочее тело цикла.......................................... 11
2. Характер протекания цикла при переменной теплоемкости....... 14
3. Коэфициент полезного действия и зависимость его от основных
факторов..................................................... 18
§ 4. Идеальный цикл при переменной теплоемкости и диссоциации .... 23
Глава II. Устройство двигателя и принцип его работы.................. 24
§ 5. Общие сведения об устройстве двигателя и назначении его деталей . . 24
§ 6. Описание принципа работы двигателя. Индикаторная диаграмма .... 28
1. Ход всасывания.............................................. 29
2. Ход сжатия.................................................. 30
3. Ход расширения.............................................. 30
4. Ход выхлопа................................................. 31
Глава Ш. Основные процессы, происходящие в цилиндре двигателя 32
§ 7. Наполнение...................................................... 32
§ 8. Сжатие . . ..................................................... 35
§ 9. Сгорание........................................................ 35
1. Нормальное протекание процесса сгорания..................... 36
2. Скорость сгорания........................................... 39
3. Опережение зажигания........................................ 43
4. Детонация ................................................ 46
§ 10. Расширение . .................................................. 49
§ 11. Выхлоп......................................................... 50
Глава IV. Действительный цикл двигателя и индикаторный к. п. д. . . 53
§ 12. Общие сведения . •*•........................................... 53
§ 13. Зависимость индикаторного к. п. д. от основных факторов работы дви-
гателя .............................................................. 55
1. Влияние рода применяемого топлива........................... 56
2. Влияние степени сжатия.................................... 58
3. Влияние опережения зажигания................................ 59
4. Влияние состава смеси....................................... 59
5. Влияние давления, температуры и влажности внешнего воздуха
(внешних условий)........................................... 64
6. Влияние дросселирования и наддува........................... 64
7. Влияние температуры поступающего воздуха . ................. 66
8. Влияние числа оборотов...................................... 66
9. Влияние конструкции и размера цилиндра...................... 67
§ 14. Теоретический цикл И теоретический индикаторный к. п. д........ 69
§ 15. Определение индикаторного к.п.д. ............................. 71
571
Стр.
Глава V. Индикаторный удельный расход топлива......................... 74
§ 16. Основные сведения и соотношения................................. 74
Г л а в а VI. Индикаторная мощность и среднее индикаторное давление . 75
8 17. Общие соображения............................................... 75
§ 18. Выражение индикаторной мощности через индикаторный к. п. д.... 76
§ 19. вреднее индикаторное давление................................... 77
§ 20. Связь между индикаторной мощностью и средним индикаторным да-
влением ............................................................. 79
8 21. Выражение среднего индикаторного давления через индикаторный
к. п. ........................................................... 80
§ 22. Коэфициент наполнения......................................... 80
1. Связь козфициента наполнения с давлениями в цилиндре....... 80
2. Зависимость величины козфициента наполнения от основных фа-
кторов ....................................................... 84
§ 23. Зависимость индикаторной мощности и среднего индикаторного давле-
ния от основных факторов работы двигателя............................. 93
1. Влияние рода применяемого топлива............................ 93
2. Влияние индикаторного к. п. д. и козфициента наполнения.... 94
3. Влияние состава смеси........................................ 94
4. Влияние температуры, давления и влажности внешнего воздуха
(внешних условий)............................................. 97
5. Влияние рабочего объема цилиндра (литража)................... 98
6. Влияние числа оборотов....................................... 98
Глава VII. Мощность трения........................................... 100
§ 24. Общие сведения.............•....................................» 100
§ 25. Зависимость мощности трения от основных факторов работы двигателя 102
1. Влияние числа оборотов ....................................... 102
2. Влияние дросселирования....................................... 103
3. Влияние температуры и давления внешнего воздуха (внешних
условий)...................................................... . 103
4. Влияние температуры масла..................................... 104
5. Влияние температуры охлаждающей воды.......................... 104
6. Влияние сорта применяемого масла.............................. 105
VIII. Показатели эффективности работы двигателя. Тепловой
Глава VIII. Показатели эффективности работы двигателя. Тепловой
расчет и тепловой баланс ...........................................
§ 26. Эффективная мощность, среднее эффективное давление и механический
К. П. ..............................................................
§ 27. Эффективный удельный расход топлива и эффективный к. п. д......
§ 28. Тепловой расчет ...............................................
§ 29. Тепловой баланс..................................
Глава IX. Классификация двигателей по характеру изменения мощ-
ности с высотой. Характеристики.....................................
§ 30. Общие сведения.................................................
Глава X. Характеристики невысотных двигателей........................
§ 31. Внешняя характеристика.........................................
1. Общие данные................................................
2. Расчет внешней характеристики ..............................
§ 32. Винтовая характеристика .......................................
1. Общие данные................................................
2. Расчет винтовой характеристики..............................
§ 33. Высотная характеристика........................................
1. Общие сведения..............................................
2. Расчет высотной характеристики .............................
Глава XI. Переразмерениые двигатели..................................
§ 34. Общие сведения. Характеристики.................................
1. Внешняя характеристика......................................
105
105
107
108
111
112
112
115
115
115
116
121
121
125
180
130
133
136
136
136
572
Стр.
i. Винтовая характеристика.................................... 137
3. Высотная характеристика.................................... 138
§ 35. Сравнение невысотных и переразмеренных двигателей.............. 140
Глава XII. Двигатели с нагнетателями................................ 14
§ 36. Общие сведения. Схема двигателя с приводным центробежным нагне-
тателем ............................................................ 145
§ 37. Основные сведения о работе центробежного нагнетателя........... 149
1. Основные соотношения.............•.......................... 149
2. Влияние условий работы двигателя на работу нагнетателя...... 158
§ 38. Уравнения эффективной мощности и эффективного удельного расхода
топлива двигателя с нагнетателем...................................... 162
1. Уравнение эффективной мощности.............................. 162
2. Уравнение эффективного удельного расхода топлива............ 173
§ 39. Определение данных расчетного режима двигателя с центробежным
нагнетателем.......................................................... 173
1. Определение расчетной эффективной мощности и расчетного эф-
фективного удельного расхода топлива............................ 174
2. Определение расчетного давления во всасывающем трубопроводе и
расчетного эффективного расхода топлива ........................ 177
§ 40. Характеристики двигателей с приводными центробежными нагнета-
телями ............................................................... 178
1. Высотная характеристика..................................... 176
2. Внешняя характеристика...................................... 198
3. Винтовая характеристика .................................... 200
§ 41. Двигатели с выключающимися центробежными нагнетателями. Двух-
ступенчатые нагнетатели.............................................. 204
§ 42. Двигатели с нагнетателем Рута..... 206
§ 43. Двигатели с турбокомпрессором... 208
Глава XIII. Влияние внешних условий на работу двигателя, нагру-
женного винтом....................,............................ 210
§ 44. Общие соображения.............................................. 210
§ 45. Работа двигателя, нагруженного винтом, при изменении внешних усло-
вий на земле........................................................ 211
§ 46. Работа двигателя, нагруженного винтом, при изменении высоты .... 214
1. Невысотный двигатель ...................................... 214
2. Высотный двигатель......................................... 217
Глава XIV. Кинематика и динамика кривошипного механизма............. 220
§ 47. Кинематика поршня.............................................. 220
1. Путь поршпя . . . ......................................... 220
2. Скорость поршня .......................................... 224
3. Ускорение поршня ....••..............• .................... 226
§ 48. Силы инерции кривашипиого механизма............................ 226
1. Сила инерции поршня.................• . •.................. 226
2. Сила инерции шатуна...................................... 226
3. Сила инерции колена........................................ 229
4. Суммарные силы инерции кривошипного механизма.............. 230
Глава XV. Динамические диаграммы двигателя........................... 230
§ 49. Диаграммы сил, действующих от одного цилиндра.................. 231
1. Диаграмма сил инерции поступательно движущихся масс....... 231
2. Диаграмма снл от давления газов............................ 231
3. Диаграмма суммарных сил, действующих по оси цилиндра . • . . . 237
4. Диаграмма сил, действующих по оси шатуна и на стенку ци-
линдра......................................................... 238
5. Диаграмма тангенциальных и нормальных сил.................. 239
§ 50. Диаграммы сил, действующих на одну шейку вала.......- . . . . 2‘
1- Порядок зажигания в цилиндрах............................... 2'
2. Диаграммы нормальных и тангенциальных сил, действующих иа
одну шатунную шейку вала....................................... 2'
573
Стр.
3. Диаграмма сил, действующих на одну опорную шейку вала .... 250
§ 51. Диаграмма суммарных тангенциальных сил для всего двигателя .... 250
Глава XVI. Уравновешивание авиационных двигателей...................... 252
§ 52. Общие сведения................................................... 252
§ 53. Уравновешивание одноцилиндрового двигателя....................... 254
§51. Уравновешивание однорядных двигателей...............• .... 256
1. Уравновешивание сил инерции поступательно движущихся масс . . 256
2. Уравновешивание сил инерции вращающихся масс................. 260
3. Уравновешивание моментов сил инерции.......................... 260
§ 55. Уравновешивание многорядиых двигателей........................... 261
1. Неуравновешенная сила инерции второго порядка в W-образном
восьмицилиндровом двигателе.................................... 262
2. Неуравновешенная сила инерции второго порядка в W-образном
12-цнлиндровом двигателе..................................... 263
§ 56. Уравновешивание звездообразных двигателей........................ 264
1. Уравновешивание сил инерции поступательно движущихся масс . . 264
2. Уравновешивание сил инерции вращающихся масс.................. 271
§ 57. Определение допустимой неуравновешенности двигателя.............. 272
Глава XVII. Общие требования, предъявляемые к авиационным^двига-
телям. Классификация авиадвигателей............................ 275
§ 58. Общие требования, предъявляемые к авиационным двигателям. Поня-
тие об. авиационном весе............................................ 275
1. Предварительные сведения (авиационный вес).................... 275
2. Авиационная легкость.......................................... 278
3. Мощность...................................................... 281
4. Уравновешенность . ..............................*............ 282
5. Надежность работы при достаточной ее продолжительности.... 282
6. Эксплоатационные требования................................... 282
7. Производственные требования . • .............................. 283
§ 59. Классификация авиационных двигателей............................. 283
Глава XVIII. Основные детали двигателей и их расчет.................... 284
§ 60. Цилиндры и блоки................................................. 284
1. Условия работы................................................ 284
2. Общие сведения о конструкции................................ 286
3. Примеры выполнения отдельных конструкций ..."................. 289
4. Расчет на прочность........................................... 298
§ 61. Поршни......................................................... 299
1. Условия работы и общие сведения о конструкции................. 299
2. Примеры выполнения отдельных конструкций..................... 305
3. Применяемые зазоры............................................ 309
4. Расчет на прочность.................................’. . . 311
§ 62. Шатуны........................................................... 316
1. Характер работы и общие сведения о конструкции шатунов .... 316
2. Примеры выполнения отдельных конструкций...................... 318
3. Расчет на прочность........................................... 322
§ 63. Коленчатые валы................................................ 326
1. Условия работы и общие сведения о конструкции................. 326
2. Примеры выполнения отдельных конструкций...................... 329
3. Расчет на прочность и на изнашивание.......................... 331
§ 64. Распределение.................................................. 342
1. Условия работы и общие сведения о конструкции................. 342
2. Примеры выполнения отдельных конструкций...................... 346
3. Определение диаметра и высоты подъема клапана................. 353
4. Определение скорости вращения, числа и расположения кулачков . 355
5. Кинематика клапана............................................ 358
6. Подбор профиля кулачка...................................... 367
7. Расчет клапанных пружин....................................... 369
8. Расчет мехаиазма распределения на прочность............. . 373
574
Ctnp.
§ 65. Редукторы........................................ *............. 374
1. Назначение..................................................... 374
2. Условия работы и общие сведения о конструкции.................. 376
3. Расчет зубчатой передачи....................................... 378
§ 66. Материалы, применяемые в авиамоторостроении....................... 380
Глава XIX. Смазка и смазочные материалы......................... 394
§ 67. Общие сведения о трении и смазке...............................
1. Трение качения..............................................
2. Трение скольжения...........................................
§ 68. Смазка двигателей..............................................
1. Общие сведения..............................................
2. Система смазки двигателя....................................
3. Абсолютный и циркуляционный расходы масла. Расчет масляной
помпы .........................................................
4. Окисление и загрязнение масла и иагарообразование...........
§ 69. Основные требования, предъявляемые к свойствам смазочных материа-
лов, и применяемые масла..............................................
1. Общие соображения...........................................
2. Требования, предъявляемые к свойствам смазочных материалов, и
оценке этих свойств физико-химическими методами................
3. Применяемые масла...........................................
394
395
396
403
403
404
408
410
411
411
412
415
Глава XX. Охлаждение................................................ 417
§ 70. Основные сведения о теплопередаче .. . •............. ... 417
1. Общие соображения............................................. 417
2. Движение тепла через стенку.................................. 418
3. Сообщение и отвод тепла.................................... 421
4. Теплообмен между жидкостями, разделенными стенкой............ 431
§ 71. Водяное охлаждение........................................ 433
1. Общие сведения................................................ 433
2. Циркуляционный расход и температура воды. Водяная помпа . . . 434
3. Охлаждаюшая вода..................................• ... 436
§ 72. Воздушное охлаждение............................................ 438
1. Обшие соображения............................................. 438
2. Охлаждающие ребра............................................ 439
3. Капоты и дефлекторы. Влияние режима полета................... 446
§ 73. Сравнение водяного и воздушного охлаждений. Парообразующее охла-
ждение и охлаждение высококипящими жидкостями...................... 449
1. Сравнение водяного и воздушного охлаждений.................... 449
2. Водяное охлаждение с парообразованием........................ 451
3. Охлаждение высококипящими жидкостями......................... 453
Глава XXI. Зажигание....................................
455
§ 74. Общие требования, предъявляемые к зажиганию. Принцип действия и
электрическая схема системы зажигания от магнето.................... 455
1. Общие требования, предъявляемые к зажиганию................ 455
2. Принцип действия и электрическая схема системы зажигания от
магнето........................................................ 455
§ 75. Конструкции магнето............................................ 462
1. Магнето Вош с вращающимися обмотками....................... 462
2. Магнето Сцинтилла........................................ 465
3. Магнето с неподвижными обмотками и магнитами............... 473
§ 76. Электрические свечи..........;.................................. 473
1. Условия работы свечи и предъявляемые к ней требования....... 473
2. Конструкция свечи............................................. 474
§ 77. Экранировка системы зажигания................................... 477
§ 78. Система зажигания двигателя .................................. 479
575
Ctnp.
Глава XXII. Карбюрация и карбюраторы.................. . . .
§ 79. Общие сведения.................................................
8 80. Теория элементарного карбюратора...............................
1. Принцип действия элементарного карбюратора.................
2. Расход воздуха через карбюратор............................
3. Расход топлива через карбюратор............................
4. Состав смеси, подаваемой карбюратором......................
5. Влияние условий работы карбюратора на состав смеси ......
6. Выводы.....................................................
§ 81. Испарение топлива..............................................
§ 82. Принцип действия и конструкция карбюраторов....................
1. Карбюратор Зенит 60-DJ.....................................
2. Карбюратор Солеке..........................................
3. Карбюратор Стромберг NAF-7C................................
4. Карбюратор К-34............................................
Глава XXIII. Авиационные топлива.............................
482
482
484
484
485
486
487
488
495
496
503
503
512
514
518
523
§ 83. Основные сведения об авиационных топливах...................... 523
§ 84. Основные свойства топлива, предъявляемые к ним требования и ме-
тоды их определения................................................. 527
1. Удельный вес............................................... 527
2. Элементарный состав и теплотворная способность топлива.... 528
3. Испаряемость............................................. 529
4. Стойкость против детонации................................. 532
5. Температура замерзания..................................... 534
6. Смолообразование........................................... 535
7. Корродирующие свойства..................................... 535
8. Содержание воды и механических примесей.................... 536
§ 85. Применяемые топлива............................................ 537
Глава XXIV. Общие описания конструкции двигателей................. 539
§ 86. Двигатель АМ-34................................................ 539
1. Основные данные двигателя................................... 539
2. Цилиндровая группа.......................................... 540
3. Кривошипный механизм........................................ 541
4. Картер ..................................................... 541
5. Распределение............................................... 543
6. Охлаждение и смазка..............................ь......... 544
§ 87. Двигатель Испано-Сюиза 12 Ybrs.................................. 545
1. Основные данные двигателя................................... 545
2. Цилиндровая группа........................................ 546
3. Кривошипный механизм и картер............................. 547
4. Распределение..............•................................ 548
5. Редуктор.................................................... 549
6. Нагнетатель............................................... 549
7. Смазка .............•....................................... 553
§ 88. Двигатель Райт Циклон модель R и GR-1820F3...................... 555
1. Основные данные двигателя................................... 555
2. Цилиндровая группа......................................... 556
3. Крив >шипный механизм....................................... 557
4. Картер...................................................... 558
5. Распределение............................................... 558
6. Нагнетатель................................................. 559
7. Смазка...................................................... 560
8. Редуктор . . . ......................................... 561
Ццевский Институт Г8Ф.
БИБЛИОТЕКА
. 23603
Фг> 2С1.
Фиг. 247.
«>бщ. к»рс iiBii<*tmir*Tx ।
т
Мотор
ИСПАНО-СЮПЗА
12 УЪВВ
ПОП! РЕЧНРЙ РАЗРЕЗ
. в/р« •аммгата-И.
Фиг. 252.
(Mui. К}|» •нмадки1«1«.ч»й
1ЭЛ0
Ф«г. зы.