/
Автор: Джодж А.В.
Теги: авиация двигатели двигатель автомобиля авиационное оборудование авиатехника авиастроение
Год: 1933
Текст
'56] .6"
А. В. ДЖОДЖ
АВТОМОБИЛЬНЫЕ
АВИАЦИОННЫЕ
ДВИГАТЕЛИ
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
1933
ГОСМАШМЕТИЗДАТ
МОСКВА-ЛЕНИНГРАД
А. в. у, Ж О д Ж
Д42
АВТОМОБИЛЬНЫЕ
jaeir.- АВИАЦИОННЫЕ
ДВИГАТЕЛИ
Г„ .1
Ь55/.Д
Я ТЛУ
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
ПЕРЕВОД СО ВТОРОГО
АНГЛИЙСКОГО ИЗДАНИЯ
И РЕДАКЦИЯ
Инж. Н. В. ЧЕРНЯЕВА
Допущено в качестве учебного пособия для ВТУЗ
* к изданию 1933 г. Главным управлением
учебными заведениями НКТП СССР
ОНТИ НКТП СССР
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
ПО МАШИНОСТРОЕНИЮ И МЕТАЛЛООБРАБОТКЕ
МОСКВХ * 1933 * ЛЕНИНГРАД
мс
68-5-2
А. IF
AIRCRAFT ENGINES
LONDON
1931
,PK
ПРЕДИСЛОВИЕ ПЕРЕВОДЧИКА
Техника в период реконструкции
решает все... Большевики должны
овладеть техникой...
• И. Сталин.
В свете тех огромных задач, которые поставила перед нами партия
и которые нашли свое отчетливое выражение в постановлениях XVII кон-
ференции ВКП(б), становится особенно ответственной и выдающейся роль
инженерно-технических работников.
Целый ряд отраслей промышленности нам приходится заново строить в
нашей стране и строить на самой новейшей технической базе. Тщатель-
ным изучением теории и удачным сочетанием ее с практикой мы можем
сократить сравнительно дорогой путь эмпиризма и технического риска.
Нельзя стать полноценным специалистом в какой-либо отрасли, не овла-
дев всеми современными данными, относящимися к этой отрасли.
История развития техники в капиталистических странах оставила много
ценных данных теории и практики, которыми мы должны воспользоваться.
Часто из-за незнания языков многие весьма ценные данные теории и
практики не являются достоянием широкого круга работников, как это
должно быть.
В целом ряде методических совещаний моторный цикл Военно-воздушной
академии отмечал необходимость перевода наиболее распространенных и,
если можно так выразиться, «классических» курсов по быстроходным и
легким двигателям внутреннего сгорания, для того чтобы обеспечить,
возможность ознакомиться с подлинным материалом широкому кругу
инженерно-технических и педагогических работников. В числе таких книг
намечалась и настоящая книга А. Джоджа «Автомобильные и авиационные
двигатели».
Книга Джоджа может быть рекомендована как учебник для студентов
втузов, специализирующихся в области автомобильных и авиационных
двигателей. В книге достаточно широко освещаются основные вопросы
теории двигателя внутреннего сгорания, и наряду с этим приводится до-
статочно обширный экспериментальный материал почти по всем вопросам
теории. Причем экспериментальный материал приведен в хронологической
последовательности, что дает возможность проследить течение научно-
исследовательской мысли в данной области. Большой интерес представляет
и само построение курса, отражающее своеобразную методику, характерную
для английской школы. До сего времени на нашем книжном рынке еще
!•
3
нет книги, более широко и полно освещающей вопросы теории и прак-
тики развития быстроходных двигателей внутреннего сгорания, чем книга
А. Джоджа.
Предпринимая перевод этой книги, мы рассчитывали на то, что она
окажет большую помощь широкому кругу инженерно-технических работни-
ков и студентам втузов в деле скорейшего овладения одной из слож-
нейших отраслей техники.
Мы отступили от чистого перезола и делали в некоторых местах изъятие
малоценного материала, а также сводили отдельные мелкие главы в более
крупные. Однако там, где этот материал, хотя и устаревший, представлял
исторический интерес, мы оставляли его, снабжая своими примечаниями. Надо
заметить, что мы переводили с оригинала издания 1931 г., который зна-
чительно отличается от прошлого, более раннего издания. В издание 1931 г.
автор внес много изменений и существенно дополнил новыми данными.
Об изменениях, внесенных в новое издание книги, автор говорит в своем
предисловии, к которому мы и отсылаем читателя.
В выходящей в ближайшее время II части перевода этого труда содер-
жатся следующие главы: 1) Наддув двигателей, 2) Быстроходные двигатели
с воспламенением от сжатия, 3) Топлива для автомобильных и авиационных
двигателей и явление детонации, 4) Кинематика и динамика двигателей.
Здесь надо отметить, что, к сожалению, и в новом издании автор ни
в предисловии ни в тексте не ставит широко вопрос о перспективах разви-
тия автомобильных и авиационных двигателей и ограничивается по этому
большому вопросу отдельными замечаниями.
Мы думаем, что этот пробел не случайный и объясняется он, по нашему
глубокому убеждению, бесперспективностью самой социально-экономической
системы, в которой живет и работает автор.
Чтобы восполнить этот пробел, мы в конце книги помещаем специаль-
ную главу, посвященную этому вопросу, где приводим материал, обсужден-
ный и принятый в моторном цикле Военно-воздушной академии РККА.
В переводе книги принимали участие инженеры моторного цикла Военно-
воздушной академии тт. Н. Т. Ожгихин, Е. Ефимов и Я- С. Адрианов.
Участие этих товарищей помогло нам ускорить подготовку к печати книги.
Инженер-механик Н. В. Черняев-
1932 г. Москва.
ПРЕДИСЛОВИЕ АВТОРА
За период времени, протекший с момента пеового издани г этой книги,
было проделано много теоретических и экспериментальных работ, результа-
том которых явился значительный прогресс в области развития быстроход-
ных двигателей внутреннего сгорания.
Значительная часть новых данных теории и практики этого прогресса
включена в настоящее издание книги.
Здесь мы даем специальную главу о двигателях с зажиганием от сжатия
(как у нас принято называть двигатели тяжелого топлива. — Н. Ч).
Интересно отметить, что за последние десять лет благодаря усовершен-
ствованию клапанного механизма, камеры сгорания и применению более
высокой степени сжатия при работе на недетонирующих топливах литровая
мощность двигателей увеличилась, примерно, на 4О°7о.
В области увеличения быстроходности двигателя также имеются значитель-
ные достижения благодаря усовершенствованию конструкции и применению
лучших материалов с боль'пим отношением допускаемого напряжения к весу.
Что касается литровой мощности, то здесь лучшие конструкции совре-
менных автомобильных и авиационных бензиновых двигателей приближа-
ются к своему пределу.
Правда и в этой части возможности еще не все использованы.
В течение последних двадцати лет достигнуты заметные улучшения в
уменьшении удельного веса (т. е. сухого веса двигателя, приходящегося
на 1 л. с.) и расхода топлива.
Удельный вес лучших конструкций авиационных двигателей непрерывно
уменьшается от 1,5 — 2кг/л. с. в 1912 — 1914 гг. до 0,45 кг/л. с. для гоноч-
ных двигателей и 0,67 кг/л. с. для двигателей, внедренных в эксплоатацию.
Что касается изменения в удельном расходе топлива за тот же период
от 300 — 320 г/э. л.с.ч., он уменьшился до 225 — 200 г/э. л. с. ч. в луч-
ших современных конструкциях.
За этот период времени благодаря интенсивной научно-исследовательской
работе накопились известные знания физико-химической природы различных
топлив и нахождения лучших пропорций составляющих этих топлив (арома-
тики, нафтены и парафины). В результате этого стало возможным применять
более высокие степени сжатия при бездетонационной работе двигателя.
Установлено, что из сорокапроцентною увеличения отдачи мощности
двигателе от 10 до 15°/0 падает на улучшенные сорта топлив*.
* Тут автор, очевидно, имеет в виду увеличение мощности за счет применения
более высокой степени сжатия, что в свою очередь стало возможным благодаря
лучшим (недетовирующим) сортам топлив. Прим, перев.
&
Применение золотникового двигателя, как показали недавние опыты,
сулит большие возможности в смысле дальнейшего увеличения литровой
мощности. До сего времени считается, что в клапанных двигателях нельзя
применять высокую степень наддува из-за возникающих при этом высоких
давлений и температур на выхлопе. Золотниковые двигатели в этом отно-
шении не имеют жестких пределов.
Результаты недавних опытов Рикардо на золотниковом двигателе пока-
зали, что в этом двигателе можно применять очень высокую степень над-
дува. В своем двигателе он применял настолько высокую степень наддува,
что среднее эффективное давление изменялось от 2-8 до 35 кг/см1 в зави-
симости от рода применяемого топлива. Двигатель этот работал в течение
довольно долгого периода времени. Давление в начале выхлопа здесь
было значительно выше, чем у не наддуваемого двигателя и изменялось
от 27 до 25кг/слР.
Если не использовать энергию выхлопных газов в цилиндре низкого
давления (применение компаунд-моторов), то в таком двигателе благодаря
большим потерям будет большой расход топлива
Золотниковый двигатель с отсутствующим в нем выхлопным клапаном
(а следовательно с наличием беспокойств и неполадок благодаря высоким
температурам нагрева), повидимому, хорошо будет подходить для компаун-
дирования.
За последние годы несколькими выдающимися химиками и физиками
была проделана большая экспериментальная работа по изучению природы
сгорания в двигателях внутреннего сгорания. В результате этих работ было
выдвинуто несколько новых теорий сгорания, основные положения которых
даны в этой книге. Вопросы детонации, наддува и топлив заново просмот-
рены и включены самые позднейшие данные, полученные к моменту сдачи
в печать этой книги. Ввиду особой важности, которую приобрели в на-
стоящий момент быстроходные двигатели с зажиганием от сжатия (так
называемые дизеля-моторы), этот отдел также расширен в этой книге.
В новое издание книги внесено большое количество изменений, испра-
влений и дополнений по новейшим данным теории и практики.
ГЛАВА ПЕРВАЯ
СГОРАНИЕ ТОПЛИВО-ВОЗДУШНЫХ СМЕСЕЙ В ДВИГАТЕЛЯХ
И СОВРЕМЕННЫЕ ТЕОРИИ ПО СГОРАНИЮ
Общие соображения
В цилиндре двигателя внутреннего сгорания происходят сложные явления,
и хотя выдающиеся ученые и инженеры уделяли достаточное внимание уясне-
нию этих явлений, однако, остается еще многое сделать в этом отношении.
К сожалению, в прошлом не было проделано научных работ в отноше-
нии разрешения специфических проблем, относящихся к бензиновым двига-
телям по сравнению с газовыми и нефтяными двигателями, хотя война 1914—
1918 гг. дала заметный толчок к исследовательской работе.
Бензиновый двигатель, работающий при очень больших числах оборотов
по сравнению с большим газовым и нефтяным двигателем, представляет
значительные трудности для экспериментатора, поэтому многие из наших
теперешних выводов, отнесенных к этому типу двигателей, перенесены из
опытов и наблюдений, проделанных над тихоходными двигателями.
Горючие смеси
При смешении паров горючего или газа с надлежащим количеством
кислорода воздуха образуется взрывчатая смесь, и достаточно небольшого
пламени или искры, чтобы произошла химическая реакция в этой смеси
с большей или меныпей быстротой.
При медленном сгорании смеси пламя занимает сравнительно большое
время для распространения в самой массе смеси от частицы к частице,
пока не сгорит весь объем смеси. Этот процесс называется воспламе-
нением.
В этом случае сгорание или химическое соединение начинается от точки
поджигания смеси. Сюревшие частицы нагревают соседние до температуры
самовоспламенения и этот процесс проходит через всю массу смеси.
В тот момент, когда воспламеняется вся оставшаяся масса смеси, проис-
ходит взрыв, и давление в этот момент достигает максимального значения.
Полное сгорание не обязательно совпадает с точкой взрыва и максималь-
ным давлением. В газовых двигателях точка максимального давления в дей-
ствительности всегда предшествует точке полного сгорания.
Может быть и другой вид сгорания взрывной смеси, совершенно отлич-
ный от того, что мы назвали воспламенением. Это сгорание более бурное
И называется детонацией.
7
Детонация, повидимому, устанавливается наличием волны сжатия во
взрывной смеси, которая, распространяясь через всю массу смеси, поджигает
ее от тепла сжатия*.
Очевидно, что сгорание смеси в этом случае будет распространяться со-
скоростью движения волн сжатия, и эта скорость очень значительная по.
сравнению со скоростью сгорания в первом случае.
Если гооючую смесь, составленную из соответственных объемов СО и О.,,
поджечь в одной точке при нормальных условиях, то скорость рас-
пространения, или скорость воспламенения в данном случае будет около
1 м/сек, в то же самое время, если ту же смесь поджечь не в точке, а
мгновенно и в значительном объеме, 'го возникает детонация, и скорость
распространения пламени достигает 1500 м/сек.
Детонация может возникать и в других газовых смесях, как, например,
в смеси водорода и кислорода, если она будет составлена из двух объемов
водорода и одного объема кислорода и подожжена; в этом случае скорость
распространения детонирующего пламени достигает ЗОООлг/сгж.
Различие между нормальным и детонирующим сгоранием можно про-
демонстрировать на следующем примере: если поджечь спичкой какое-либо
количество пироксилина на откры.ом воздухе, то сгорание будет спокойное
и безопасное, но тот же самый пироксилин и при точно тех же условиях,
будучи подожжен капсюлем, даст очень быстрое или детонирующее
сгорание.
Упомянутые выше два вида сгорания имеют место в бензиновых и других
двигателях и могут быть получены при определенных условиях, которые
рассмотрим в следующих параграфах. Надо заметить, что в двигателях
в чистом виде не встречаются эти виды сгорания отдельно друг от
друга.
Очень бедная смесь бензиновых паров с воздухом будет сгорать сравни-
тельно медленно, в то время как та же смесь с чистым кислородом или
смесь ацителена с воздухом, будучи введена в цилиндр и подожжена
обычным способом, вызовет детонацию и чрезвычайно высокие давление
и температуру. Разбавление смеси инертными газами уменьшает детонацию.
Были произведены опыты по определению скоростей распространения
пламени в различных газовых смесях, в смесях, разбавленных инертными
газами, и в смесях при различных степенях сжатия.
Эти опыты обнаружили, что скорость распространения пламени:
1) уменьшается по мере увеличения инертных газов;
2) зависит от доли активных составляющих смеси;
3) уменьшается по мере увеличения — разжижения смеси инертными
газами;
4) увеличивается по мере возрастания температуры смеси;
5) гораздо больше, когда смесь сгорает при постоянном объеме, чем
при постоянном давлении.
Опыты Гомфри Деви (Humphry Davy) показывают, что чисто взрывные
смеси теряют свои взрывные свойства при чрезвычайном избытке одного
* Эта теория детонации является устаревшей и мы оставляем ее здесь как имею-
щую лишь исторический интерес. В Дальнейшем автор приводит современные теории
по сгоранию и в специальной главе «Детонация в бензиновых двигателях» дает
подробное освещение существующих теорий по детонации. Прим, перев,
8
и3 составляющих эту смесь компонентов, при избытке таких инертных
составляющих как азот, или при уменьшении давления газов ниже опре-
деленной точки.
Для бензино-воздушных смесей невозможно получить взрывного сгорания
/в обычных бензиновых двигателях) при отношении воздуха к бензину
большем 22 или меньшем 8 частей по весу.
В слишком бедных смесях слабость взрывного сгорания получается из-за
чрезмерного разжижения горючей смеси инертными газами, в то время
как в слишком богатых смесях решающим фактором является диспропорция
в активных составляющих смеси*.
Если при нормальном атмосферном давлении смешать два объема водо-
рода с одним объемом кислорода и затем к этой смеси добавить около
двадцати пяти объемов кислорода, то такая смесь теряет свои взрывные
свойства. Но если увеличить плотность результирующей этой смеси по-
средством внешнего давления или изменения температуры, то взрывное
свойство ее восстанавливается.
С другой стороны, если уменьшить атмосферное давление до Vis от
его первоначального значения, то тогда смесь, состоящая из двух объемов
водорода и одной части кислорода, перестанет быть взрывной, однако,
нагреванием этой разряженной смеси до довольно высокой температуры
можно снова воспроизвести взрыв. Дальнейшие исследования показали,
что влияние увеличения температуры более действительно, чем разжиже-
ние смеси инертными газами или избытком одного из компонентов. Важно
заметить, что увеличение давления сжатия в бензиновых двигателях уве-
личивает скорость распространения пламени в смеси, что очень важно
в быстроходных и особенно гоночных моторах.
Состав смеси и скорость распространения пламени
Дегальд Клерк (Dugald Clerk) из опытов над смесями каменноугольного
газа и воздуха нашел точку, где прекращается воспламенение. Он уста-
новил, что смесь, состоящая из 14 частей воздуха и 1 части газа, взры-
валась от искры. Смесь же из 15 частей воздуха и 1 части газа не
взрывалась. Когда же эту смесь слегка подогревали или добавляли не-
много каменноугольного газа, смесь становилась воспламеняемой.
При переходе от взрывной смеси (с правильной пропорцией составляю-
щих для химического соединения) постепенным разжижением ее к смеси
с «критической пропорцией» воспламенение все замедляется и замедляется,
а также значительно уменьшается ‘скорость пламени и практически не
слышно взрывных звуков.
Это явление легко продемонстрировать сжиганием от искры в стеклян-
ной трубке смеси окиси углерода СО с кислородом О2.
Влияние различных пропорций газов и паров горючего на их воспла-
меняемость и скорость распространение пламени было определено Бунзе-
ном, Маллярдом, Шателье и другими исследователями.
* Богатство или бедность смеси определяется избытком или недостатком топлива
в этой смеси по сравнению с теоретически необходимым для полного ее сгорания.
у нас это оценивается коэфициентом избытка воздуха я, а у англичан и американ-
цев— весовым отношением воздуха к топливу. В дальнейшем состав смеси ве-
зде будет изображаться этим отношением. Прим, перев.
9
Отношение воздуха к водороду то объему)
Фиг. I. Скорость движения пламени.
На кривой фиг. 1 приведены экспериментальные данные Малларда и
Шателье. Из кривой видно, что максимальная скорость распространения
из 1 части водорода и 1,5 частей воз-
духа и соответствовала 4,4 м/сек. Так
как воздух состоит из 4 частей азота
и одной части кислорода по объему,
то, следовательно, максимальная ско-
рость распространения пламени будет
соответствовать смеси из 10 частей
водорода и 3 частей кислорода.
Другие опыты по сгоранию смесей
водорода с чистым кислородом в объ-
еме, необходимом для совершенного
сгорания, т. е. при отношении объ-
емов водорода и кислорода равном
2:1, дали те же результаты, т. е.
что максимальная скорость распростра-
нения пламени соответствовала избытку
водорода в смеси, что видно из кри-
вой фиг. 1.
Опыты д-ра Неймана (Дрезден) по
показали, что максимальная скорость
сгоранию бензино-воздушных смесей
сорания получалась при более богатой смеси, как это видно из кривой фиг. 2
2. Скорость распространения пламени в зависимости от состава смеси.
Фиг.
Различные экспериментаторы, проводившие свои опыты по сгоранию
бензино-воздушных смесей, приходили к тем же результатам, к которым
раньше пришел д-р Нейман, так что данные его опытов дают закон измене-
ния скорости сгорания бензино-воздушных смесей в зависимости от со-
става смеси.
Сгорание при постоянном объеме
Маллярд и Шателье проводили опыты по сгоранию смесей водорода
и кислорода (или воздуха) в закрытых сосудах и установили, что скорость
41
сгорания смесей при постоянном объеме больше, чем при постоянном
давлении.
Когда смесь, состоящая из 2 частей водорода и 1 части кислорода
(по объему), поджигалась в трубке, один конец которой был открыт
в атмосферу, то скорость распространения пламени была 20 м/сек. Когда
смесь такого же состава сгорала в закрытом с обоих концов сосуде, то
скорость была 1000 м/сек (фиг. 3). Такое чрезмерное увеличение скорости
во втором случае, невидимому,
объясняется быстрым возрастанием
давления и температуры, которые
ускоряют распространение пламени
от частицы к частице.
В бензиновых двигателях сго-
рание приближается ко второму
случаю.
Опытами было установлено, что
скорость сгорания зависит от объ-
ема сосуда, и чем больше сосуд,
тем длиннее период времени от фиг 3
момента воспламенения до дости-
жения максимального давления. Это обстоятельство надо иметь в виду при
конструировании больших двигателей внутреннего сгорания.
Сгорание при достоянном давлений
Скорость сгорания равна 20 м/сек
Сгорание при постоянном объеме
Скорость -сгорайая равна 100 0 м/сек.
Данные по сгоранию
Прежде чем перейти к рассмотрению действительных явлений, происхо-
дящих внутри цилиндра двигателя, и разбору наиболее важных результатов
опытов со сгоранием в закрытых сосудах, необходимо рассмотреть сгорание
с химической и термической точек зрения. Основой работы каждого двига-
теля внутреннего сгорания является химическое соединение водорода
Н и углерода С топлива с кислородом воздуха О. Фавром (Favre),
Сильверманом (Silverman), Андреюсом (Andrews) и другими исследователями
была определена теплотворная способность различных горючих или их
элементов, которые и даны в нижеследующих таблицах.
ТАБЛИЦА 1
Теплотворная способность
Топлива и их элементы Обозначения Калории на килограмм Теплотворная способ- ность Ни
Водород Н 29 200 Низшая теплотворная
Углерод С 8 080 способность
Окись углерода СО 2 400
Сера . S 2220
Этилен QA 11 860
Вензол С.Нв 9 910
Метан сн4 13060
Как видно из табл. 1, топлива, богатые водородом, будут иметь большую
теплотворную способность.
Под теплотворною способностью топлива понимается количество тепла,
выделенного при сгорании 1 кг этого топлива.
ТАБЛИЦА 2
Теплотворная способность топлив, применяемых в двигателях внутреннего
сгорания
Наименование топлива Состав в °/0 Тепло- творна- способ- ность в кал-кг Примечание
С Н О
Этиловый спирт .... 52,2 13.0 34,8 7 000 С2П(1О
Метиловый спирт . . . 37,5 12.5 50 5 300 СН4О известен как дре- весный спирт
Денатур рованный спирт — — — 6100 90% этил, алкоголь, 10% метил
Сыр й бензол 92,3 7,7 0 10 000 CgHg
1) Бензин 7=0'80 . . — — — 10 650 Легкий бензин
2) Бензин т—0,720 . . . 85 15 0 10 400 Средний бензин
3) Бензин 7—0,760 . . . — — — 10150 Тяжелый бензни
Парафин 85 15 — 10 500 Известен как к росин
Гексан 83,7 16.3 —* 11 100 СвНц
Гептан 81 16 — 11 500 СтН^в
Толуол 91,3 8,7 —. 10 100 СтН8
Ксилол . 90,5 9,5 —> 10 200 CgHio
Ацетилен 92,3 7,7 — 12 000 С2Н2
В бензиновых двигатлеях надо брать низшую теплотворную способность
топлива, так как здесь тепло, потраченное на парообразование, уходит
с выхлопными газами и не обращается в полезную работу внутри цилиндра.
Возьмем 1 кг коммерческого бензина, приблизительная химическая формула
которого С8Н18, и определим его низшую теплотворную способность.
96
Элементарный состав по весу будет: C = jj^ = 0,84 и Н = 0,16. Опреде-
лим количество паров, образованных при сгорании этого топлива.
1кг водорода, соединяясь с 8 кг кислорода, образует 9 кг водяных
паров, следовательно у нас паров будет 0,16-9=1,44.
Для образования 1 кг пара требуется тепла 500 кал, тогда низшая
теплотворная способность взятого нами 1 кг топлива будет:
Ни = 0,85 - 8080 + 0,16 - 29 200 — 1,44 - 500 = 11 448кал.
Объемные соотношения при сгорании
Часто бывает важным и необходимым определить количество воздуха
(по весу или по объему), необходимого для полного сгоранил данного ко-
личества топлива.
Если топливо дано химической формулой и известно, что углерод
сгорает по формуле
с + о.2=со.
12
и водород сгорает по формуле
2Н + О2 = 2Н2О,
тогда мы можем написать следующее уравнение:
ОД, + ( x+^O2=xCOs+fH2O. (1)
Таким образом 1 объем топлива состава соединяется с С ( х + ~
объемами кислорода и образует х объемов СО2 и ~ объемов Н2О. Так
как воздух состоит по объему из 79,1 частей азота и 20,9 частей кисло-
рода, отсюда следует, что 1 м3 кислорода содержится в 4,78 м3 воздуха.
Следовательно, 1 объем топлива состава CJ1 требует для полного сго-
рания 4,78 ( х 2 ) объемов воздуха.
Перепишем формулу (1) в молекулярных весах:
(12х+.у) + ( х 4- ) -32 = х (12 + 32) 4-1 (2 + 16); (2)
отсюда следует, что для сгорания 1 кг топлива состава требуется
Ъ>х + 8у
-----'--кг
кислорода.
Так как
т. е. 4,31 кг
тельно, для
воздух по весу состоит из 76,8°/0 азота и 23,2°/0 кислорода,
воздуха содержат 1кг кислорода и 3,31 кг азота, то следова-
полного сгорания 1 кг топлива потребуется 4,31 (д2++4~/ KZ
воздуха.
Для бензинового двигателя с достаточной для целей расчета точностью
можно принять топливо чистый гексан С^Н14 и для него уравнение сгора-
ния напишется в следующем виде
С«Н1а + ( 6 + g 02 = 6СО2 + 7Н2О
(3)
или по молекулярному весу:
86 + 304 = 264 + 126.
Для полного сгорания 1 кг гексана требуется ' ~ 3,53 кг кислорода
или 3,53.4,31 = 15,21кг воздуха.
Объемная теплотворная способность
Для полного сгорания 1кг бензина требуется 15,2 кг воздуха или по
объему при 15°Ц и 760мм Hg ^| = 12,5 л/3, так как удельный вес воз-
духа при этих условиях у = 1,22 —.
13
Низшая теплотворная способность бензина Ни = 10 400 кал/кг,. тогда
теплотворная способность 1 м3 бензино-воздушной смеси будет:
10 400 о„„ ,
~ 12 5~ = * кал/кг.
Состав продуктов сгорания
При теоретическом составе смеси продуктами сгорания для чистого бен-
зина или гексана будут:
СО2 = 14,3®/0 по объему и
N2=85,7«/0 » »
В этом случае вода считается сконденсированной.
Рассмотрим теперь, какие продукты сгорания получатся для смесей раз-
личного состава. Бензино-воздушные смеси имеют довольно широкий диа-
пазон воспламеняемости, начиная от самой бедной смеси, состоящей из
20 частей воздуха и 1 части бензина, до самой богатой, 8 частей воздуха и
1 части бензина.
Очевидно, что в бедных смесях в продуктах сгорания надо ожидать
наличия свободного кислорода, кроме СО,2 и N2. Наоборот, в богатых
смесях будет происходить неполное сгорание, часть углерода сгорит в СО
тем большая, чем богаче смесь.
Это теоретическое положение довольно хорошо подтверждается на
практике при анализе выхлопных газов.
Смесь, которая дает в практике ближайшее подобие совершенного сго-
рания, состоит из 14,7 частей воздуха и 1 части бензина, удельный вес
которого равен 0,720 при 15°Ц.
Продукты сгорания этой смеси состояли из:
Углекислота . . . . СО2= 13,3°/0 по объему
Окись углерода . . . СО — 0,5 » »
Кислород..............О2 = 0,5 » »
Метан................СН4 — 0,06 » »
Водород. ...... Н2— 0,18 » »
Азот...............N2 = 85,46 » »
Альдегиды......... следы
Эти числа, конечно, немного изменяются в зависимости от качества при-
меняемого топлива.
Надо заметить, что данные анализа (представляющие средние числа
большого количества испытаний) указывают на несовершенное сгорание
смеси в цилиндре двигателя.
Кроме того, химическое испытание сконденсированной воды на выхлопе
обнаружило наличие в ней альдегидов.
В результате многочисленных испытаний и анализов выхлопных газов
в четырехцнлиндровых бензиновых двигателях Ватсон (Watson) построил
ряд кривых, представленных на фиг. 4.
В этих кривых продукты сгорания в процентах выражены в функции
состава смеси. Вес воздуха и бензина во время испытаний точно измерялись
14
Интересно и ценно заметить, что процент кислорода в продуктах сго-
рания увеличивается по мере обеднения смеси, подобно тому как увели-
чивается СО в богатых смесях. Таким образом на кривых фиг. 4 видно,
что в богатых смесях нет свободного кислорода, а в бедных—окиси
углерода.
Этими графиками пользуются при подсчетах утечки не сгоревшего
заряда в двухтактных двигателях. Увеличение О2 в бедных смесях идет по
прямой, а СО в богатых смесях—по кривой; обе кривые пересекаются
в точке, соответствующей, примерно, теоретическому составу смеси.
Фиг. 4. Состав продуктов сгорания в процентах.
Из этих крив .х легко подсчитать количество азота в выхлопных газах.
Присутствие кислорода и окиси углерода на участке полного сгорания
смеси обязано, повидимому, различиям в составе смеси в различных цилин-
драх многоцилиндровых двигателей. Кислород и окись углерода вместе
редко встречаются в выхлопных газах в сколько-нибудь .значительных ко-
личествах.
Часто путем анализа выхлопных газов определяют состав смеси.
Таблица 3 дает результаты анализа выхлопных газов для бензино-воз-
душных смесей трех составов.
ТАБЛИЦА 3
Отношение воздуха к топливу со2 0/0 СО % О2 % н2 % Н2о °/о СН4 °/о N2 % Всего
10 7,12 8,45 3,01 13,2 1,0 67,2 99,98
14 11,75 — 15,3 • —— 73 100,05
18 9,07 —• 4,85 •— 11,75 —* 74,3 )9,98
Поясним примером метод определения состава смеси из анализа выхлоп-
ных газов.
f
15
Берем действительный состав выхлопных газов следующим:
СО2 = 12,5%. СО = 2,6%,
о2 н„ сн4 N2 ф Ф ® Ф Ф (N О) СО и? o'©"о" те « II II 11
Так как: 12,5 обьемов 2,6 » 0,3 » Всего 100%. СО,, содержат 6,25 СО' » 1,3 СН4 » 0,15 объема » » С С С
Отсюда полный объем С = Затем: 12,5 объемов 2,6 » 0,2 » =7,7. СО» содержат 12,5 СО" » 2,5 02 » 02 объемов » О2 Оа
Всего 15,2 объемов 02
Так как воздух по объему состоит из 79,1% азота % и 20,9% кисло-
рода 02, следовательно, на единицу N2 в воздухе приходится
0, = ~? = 0,266.
2 79,1
Отсюда заключаем, что 83,5 объемных единиц азота N2, находящихся в вы-
хлопных газах, смешиваются с 83,5-0,266 = 22,2 объемами кислорода О2.
Так как у нас имеется 15,2 объемов кислорода в выхлопных газах, то мы
можем утверждать, что оставшийся 02 в количестве 22,2 — 15,2 = 7 объ-
емных единиц пошел на образование воды, что потребовало 14 объемов
водорода Н2. Всего водорода мы имеем:
в Н20 14 объемных единиц
СН4 — 0,6 » »
Н2 — 0,9 » »
Всего 15,5 объемных единиц
Итак в выхлопных газах по объем имеем:
Н2=15,5 объемных единиц
С = 7,7 » »
% = 83,5 » »
Или в весовых единиц-х:
Н2 = 15,5-1. = 15,5
С = 7,7-12= 92,4
N2= 8 <,5-14 =189,0
83 5 объемных единиц N2 соответствуют'83,5- 1,2'б6 объемных еди-
НИВес°этого'воздуха будет: 83,5-1,266.14 = 1520 весовых единиц. Сле-
довательно, состав смеси будет:
Вес воздуха__ 1520 __14
Вес бензина 15,5 + 92,4
Вышеуказанный метод определения состава смеси основан на предполэ
женин, что вычисленный непосредственным анализом углерод присутствует
в выхлопных газах.
Ватсон указывает, что объем-
ные отношения водорода к угле-
роду должны быть постоянными
и что отношение воздуха к бен-
зину как при подсчете по анализу
выхлопных газов, так и получен-
ное непосредственным измерением
должно быть одно и то же.
Однако кривые на фиг. 5 не
подтверждают последнего положе-
ния и кривая CD, полученная из
анализа выхлопных газов, лежит
выше линии АВ, полученной в ре-
зультате непосредственного изме-
рения. По мере обеднения смеси
эта линия CD уходит все дальше
и дальше от АВ.
Фигура 6 в свою очередь указы-
Замененный состав бензина-воздушной смеси
Фиг. 5.
вает на то, что для бедных смесей больше,
чем для богатых и что для
последних это отношение почти то же самое, как это получается при сжа-
тии бензина. Таким образом
анализ выхлопных газов пока-
зывает, что в бедных смесях
недостает углерода.
Результаты наблюдений,
представленные на кривые
фиг. 5 и 6, указывают на то,
что химические изменения,
происходящие в цилиндре дви-
гателя, довольно сложные и воз-
можно, что в процессе сгоранья
образовываются другие химиче-
ские соединенна, не найден-
ные обычным методом ана-
лиза.
в выхлопных трубах вода со
Хорошо известно, что конденсирующаяся в выхлопных трубах вода со
Держит в себе в значительном количестве растворенные альдегиды СпН„п()‘
возможно этим и объясняется вышеупомянутое отношение.
Д ж о д ж, Автом. и авиац, двигатели.
DibAIOlЕКА
17
K'4tsb«o;o ' шТйгуп
1Д1Л
Г
Очевидно в бензиновых двигателях топливо иногда не сгорает пол-
ностью, о чем свидетельствуют опыты проф. Хопкинсона (Hopkinson).
Проф. Бон (Bone) во время своих опытов по сгоранию в дизель-моторе
тяжелых углеводородов обнаружил значительное «исчезновение» водорода
и углерода. Когда затем им была взята и испытана сконденсированная
в выхлопных трубах вода, то она давала сильную альдегидную реакцию.
Опыты Дегальда Клерка по сгоранию в цилиндре двигателя газово-воз-
душных смесей различных составов обнаружили наличие не сгоревшего
топлива на выхлопе. Количество несгоревшего углерода по объему было
от 2 до 4,3 и водорода от 0,8 до 3,7. Таким образом даже в сильно
взрывных смесях, повидимому, сгорание продолжается некоторое время по
достижении максимального давления. Вследствие неполного сгорания вы-
делится меньше тепла из подведенного топлива, и к. п. д. двигателя, вы-
веденный в предположении полного сгорания, будет больше, чем полу-
чается в действительности, сообразно действительным химическим явлениям.
Фиг. 7.
происходящим внутри цилиндра.
На фиг. 7 приведены результаты
подсчетов тепла сгорания, выведенные
из анализа выхлопных газов, произ-
веденного Б тсоном. Из этой кривой
видно, что по мере обогащения смеси уменьшается количество выделен-
ного тепла при сгорании топлива. Как уже упоминалось, объем продуктов
сгорания больше объема смеси до сгорания при тех же температурах и
давлении. Изменение объема после сгорания легко подсчитать посред-
ством анализа выхлопных газов. Результаты таких подсчетов представ-
лены на фиг. 8. Из этой кривой видно, что увеличение объема гораздо
значительнее при работе на богатых смесях, чем на бедных.
Измерение скорости горения.
Метод измерения скорости распространения взрывной волны зависит от
того, ведутся ли опыты в открытом или закрытом сосуде. Один из прос-
тых методов, примененных Бунзеном, состоял в сжигании смеси в откры-
том сосуде. В этих опытах горящая смесь вытекала из небольшого отвер-
стия известного размера. Зная объем смеси, протекающей через это от-
верстие, и диаметр последнего, можно было определить скорость сгорания
смеси, которая в этом случае должна быть равна скорости распространения
пламени. Этот метод простой, но несовершенный, так как здесь не исключено
влияние внешнего воздуха и металла сосуда на охлаждение пламени
18
Маллярд и Ле-Шателье (Mallard и Le Chatelier) применили более совер-
шенный метод. Опыты ими велись в закрытом с одного конца сосуде; на
другой конец надевалась резиновая трубка, оканчивающаяся цилиндри-
ческим раствором с гибкой диафрагмой. Диафрагма имела легкий карандаш,
который записывал движения сидящего на валу барабана. Время и периоды
колебаний мгновенно записывались на барабане посредством вибрирующего
камертона известной частоты. Карандаш на барабане чертил извилистую
линию.
Взрывная смесь первоначально поджигалась с закрытого конца сосуда,
и пламя, проходя через резиновую трубку, действовало на карандаш
диафрагмы, который производил запись на барабане. Когда пламя дости-
гало другого конца сосуда, па котором тоже находилась диафрагма
с карандашом и барабаном, то производилась другая запись. Интервалы
между двумя записями измерялись посредством камертона, длина волны этого
камертона давала промежуток времени, в течение которого пламя проходило
между двумя трубками. Отсюда определялась скорость распространения
пламени. При опытах в закрытых взрыв-
ных сосудах скорость распространения
пламени гораздо больше, и здесь необ-
ходимы другие методы замера.
Обычно в таких случаях измеряют
мгновенное значение времени от точки
воспламенения до достижения соответ-
ствующих давлений посредством гра-
фиков, имеющих по оси ординат дав-
ления, а по оси абсцисс — время.
Дегальд в своих опытах использовал
ричардовский индикатор для записи
давлений. Длинная полоска бумаги дли-
ной 750 мм крепилась к падающей
платформе, которая двигалась вниз по
вертикальной направляющей. Движение Фиг. 9. Питевеловская бомба,
этой платформы управлялось специаль-
ной конструкции кулачком, устроенным таким образом, что в течение 75л«.и
начального пути движение было ускоренное, а затем с постоянной скоростью.
В конце пути автоматический тормоз останавливал платформу. Кривые, пред-
ставленные на фиг. 14, сняты подобным аппаратом. Д-р Питевель (Dr Petavel)
производил опыты над сильно сжатыми смесями. Давление сжатия было
около 'l^Ki)cMi, а давление при сгорании достигало 630 кг/см?. При таких
условиях требовался специальный аппарат для записи. Для сгорания смеси
применялся стальной полый шар, внутренний диаметр которого был 100 мм
и объем 0,55 дм3. На фиг. 9 показан разрез этого аппарата.
В стенке просверлена цилиндрическая канавка таким образом, что
верхняя часть Р действует, как поршень, а нижняя часть S — как
пружина.
Когда произойдет взрыв внутри бомбы, то часть Р будет выпучиваться
наружу, вызывая упругое сжатие сторон. Это движение передается через
стержень Р к рычагу L, подвешенному на острие ножа в точках 2 и 3,
Разующих для него точки опоры. Проволока W служит для поддержания
‘Ычага L. Проволока имела значительную длину и была вытянута почти
2»
19
До предела упругости На другом конце рычага L установлено зеркйю.
Луч света от зеркала падал на быстро вращающийся цилиндр, так что
движение части Р отражалось па нем в увеличенном виде. Соответствующей
конструкции прибор показан на фиг. 10. Прибор этот ввинчивался в камеру
сгорания нарезкой U. Воздушная непроницаемость достигалась посредством
кольца D.
Фиг. 10. Индикатор питевеловской бомбы.
Трубчатой формы пружина S длиною 125 мм устанавливалась внутри
приспособления, плотно прижимаясь к стенкам его в е1 и е! вэ избежание
защемления.
Для газонепроницаемости к поршню Р прикреплена шпилькой С кожана -
прокладка, которая к тому же поджата контргайкой Е.
о .сек.
Фиг. 11. Диаграмма, снятая с питевеловской бомбы.
Записывающий механизм состоял из вращающегося барабана, несущего
на себе фотографическую фильму. Барабан помещался в светонепроницае-
мой коробке и приводился в движение электромотором.
Коробка имела длинную щель шириною в 0,75 мм. Эта щель по всей
своей длине была параллельна оси вращения барабана. Перпендикулярно
щели в фокусе установлена была электрическая (с волоском) лампочка, ко-
торая давала отчетливое изображение возрастания давления в виде све-
тящейся точки, движущейся вдоль щели.
20
На фиг. 11 показана запись, произведенная пите-веловским прибором;
оТПОшение воздуха к горючему газу здесь было равно 6, и начальная тем-
пература 18° Ц. Давление смеси до сгорания было равно 77,3 ат. и
отношение максимального давления к первоначальному — 8,36. Время от
начала воспламенения до достижения максимального давления было
равно 0,06 сек.
Скорость сгорания в двигателях
В двигателях скорости сгорания определялись методами, подобными вы-
шеописанным.
На фиг. 12 показаны типичные наложенные индикаторные диаграммы,
снятые с автомобильного двигателя, причем здесь опережение зажигания
устанавливалось такое, при котором только что начинала появляться де-
Фиг. 12. Наложенные диаграммы давления в цилиндре бензинового двигателя
На фиг. 13 представлены опытные кривые для бензино-воздушной и
бензольно-воздушной смесей, дающих почти полное сгорание. Момент
появления искры отмечался на самой диаграмме при прохождении искры
через небольшое вспомогателт ное отверстие на оси оптического индикатора,
давая запись на фотографической пластинке или на бумаге самого барабана.
На фиг. 13 момент появления искры обозначен значком X- Скорость воз-
растания давления после воспламенения зависит от многих факторов, как
то: конструкции камеры сгорания, состава смеси, степени завихрения, дав-
ления сжатия и регулировки клапанов.
Только опытным путем можно установить относительные значения этих
факторов; одним из наиболее удовлетворительных методов в этом отношении
является метод индицирования двигателя. На фиг. 14 показаны три инди-
каторных диаграммы по углу поворота кривошипа, снятые с рикардов-
ского двигателя с переменной степенью сжатия. Диаграммы сняты при
постоянных: угле опережения зажигания — 30° до в. м. т., составе смеси
и оборотах двигателя п = 1560 об/мин и при трех степенях сжатия 4, 5 и 6.
Из этих диаграмм видно, что период от начала зажигания смеси до
достижения максимального давления изменялся от 0,005 сек. — при мень-
21
Фиг. 13. Скорость возрастания давлений при сгорании в бензиновом двигателе.
Фиг. 14. Индикаторные диаграммы, снятые Рикардо с двигателя с переменной
степенью сжатия и постоянным опережением зажигания.
22
щей степени сжатия до 0,00375 сек.— при большей степени сжатия. Ма-
ксимальные, а также и средние индикаторные давления также увеличиваются
с увеличением степени сжатия. Максимальные давления растут быстрее,
чем степени сжатия, а средние
Результаты опытов Феннинга
(penning) по сжиганию смеси
в закрыт .IX сосудах в нацио-
нальной физической лабора-
тории, а также опытов Тизар
и Пая (Tizard and Pye) в ла-
боратории Рикардо показали,
что имеется определенное со-
отношение между температу-
рой пламени и скоростью сго-
рания бензино-воздушных сме-
сей. Тизар и Пай нашли, что
на каждые 4° увеличения тем-
пературы пламени при всех
прочих равных условиях ско-
рость сгорания почти утраи-
валась, хотя Феннинг получал
давления медленнее.
несколько меньшее значение. фиг 15. Соотношение между составом смеси, ско-
На фиг. 15 и 16 представ- ростью сгорания и температурой пламени.
лены результаты опытов Ри-
кардо, произведенные на двигателе. По оси ординат отложено время от
момента появления искры до образования самораспространяющегося ядра
пламени.
Фаг. 15 показывает выве-
денное Рикардом соотношение
между составом смеси и ско'-
ростыо сгорания при степени
сжатия 5. Бнагодаря разжи-
жение смеси остаточными га-
зами, диссоциации, нагреванию
входящего заряда и т. д. эта
кривая отличается от кривой,
полученной во время отытов
по сгоранию смеси в сосудах,
на 2 —3°/0. Эги опыты также
показали, что для всех легко
испаряющихся жидких топлив
температура пламени и ско-
рость сгорания изменяются не
так значительно. Рабочие тем-
пературы пламени иногда пре-
вышают 2250°Ц. При добавлении к смеси кислорода температура пламени
возрастает и вместе с тем возникает сильная детонация. Если, с другой
СТоРоны, уменьшить температуру пламени посредством добавления инертных
газов, таких как азот или водяные пары, тогда бензино-воздушная смесь
начинает воспламеняться при температуре не ниже 2250° Ц. Благоприятное
23
действие инертных газов состоит в том, что они допускают возможность
применения высокой степени сжатия при бездетонанионной работе, а также
увеличивают вследствие этого к. п. д.
При сгорании в двигателе водорода скорость распространения пламени,
примерно, в 12 раз больше скорости при сгорании бензина. Это обстоя-
тельство указывает на то, что при работе с топливом, состоящим из одного
водорода, можно получить очень высокий к. п. д. при низкой температуре
пламени. Интересно заметить, что присутствие очень малого количества
водорода благодаря большой скорости сгорания его дает возможность
применять очень бедные бензино-воздушные смеси, которые без примеси
водорода вовсе не могли бы быть воспламеняемы.
Таким образом, добавляя к бензину или парафину небольшое количество
водорода, можно получить к. п. д. около 42%, в то же самое время
получая все преимущества от низкой температуры пламени, такие как ох-
лаждение клапанов, меныпее нагарообразование и т. д.
При рассмотрении вопроса
сгорания в четырехтактных
двигателях надо иметь в виду,
что скорость движения пла-
мени зависит от состава смеси,
и при прочих равных усло-
виях промежутки времени от
начала зажигания смеси до
достижения максимального да-
вления будут различны для
различных составов смеси. Так,
например, у бедных смесей этот
период будет больше, чем у бо-
гатых и потому в первом случае
надо давать более раннее зажи-
гание. Опережение зажигания
Фиг 17 в практике редко превышает
50° для бедных смесей.
На фиг. 17 представлены результаты испытаний экспериментального авиа-
ционного двигателя, произведенных Рикардо (Н. Ricardo). На фиг. 17 опе-
режение зажигания соответствует тому случаю, когда максимальное давление
в цилиндре достигалось при 10° поворота кривошипа; как видно из этой
кривой, минимум и максимум опережения для смесей различных составов
были 22° и 52° соответственно.
Опыты со сгоранием в закрытых сосудах (бомбах)
Результаты опытов со сгоранием топлива воздушных смесей в закрытых
сосудах пролили много нового света на характер сгорания, долженствующий
быть в двигателях внутреннего сгорания.
Не останавливаясь на применяемых методах и аппаратуре, приведем
краткие и общие результаты этих испытаний, поскольку они имеют отно-
шение к двигателям внутреннего сгорания.
В 1884 г. Клерк производил опыты в закрытом сосуде, снабженном инди-
катором и записывающим механизмом для измерения развивающихся дав-
24
лении при сгорании смесей светильного газа и воздуха. Эта смесь давала
большое давление взрыва при данном объеме, которое сохранялось в те-
чение большого промежутка времени, несмотря на то, что стенки сосуда
охлаждались. Сжигание смесей светильного газа и воздуха в закрытом
сосуде при начальном атмосферном давлении и 17° Ц давало результаты,
показанные в табл. 4.
ТАБЛИЦА 4
Отношение воздуха к газу Ма ксим. давление в кг/слр Период сгорания в секундах Температура сгорания в град. Ц
4 5,6 0,16 1595
5 6,4 0,055 1812
6 6,3 0,04 1792
7 6,1 0,06 1733
9 5,5 0,08 1557
11 4,3 0,17 1220
12 4,2 0,24 1033
13 3,6 0,31 806
14 2,8 0,^5 —
Из этой таблицы видно, что состав смеси, при котором получаются
максимальные давление и температура, соответствует 5, а более быстрое
сгорание смеси соответствует составу смеси 6.
Фиг. 18. Данные опытов Клерка по сгоранию в закрытом сосуде (бомбе).
Так как сгорание смеси в закрытых сосудах происходит при постоянном
объеме, то здесь часть смеси первоначально подожженная быстро расши-
рится и затем пламя будет проходить через массу смеси, сжимая оста-
вшуюся несгоревшую часть. Вследствие этого скорость сгорания смеси при
постоянном объеме больше, чем при постоянном давлении.
На фиг. 18 представлены опытные кривые Клерка. Давление, как видно
из фиг. 18, возрастает вначале сравнительно медленно, затем по мере
25
накопления пламени оно быстро возрастает. Интересно заметить, что при
том же составе смеси время сгорания можно значительно уменьшить при
одновременном сгорании большой массы смеси или при поджигании смеси
в нескольких точках. Бедные газовоздушные смеси сгорают со сравнительно
малыми скоростями. Однако применением вышеуказанных методов можно
значительно увеличить эти скорости. Форма сосуда также имеет непосред-
ственное влияние на скорость сгорания, так например, в длинном цилиндри-
ческом сосуде при зажигании смеси с одного конца период сгорания будет
дальше, чем в коротком сосуде.
Было обнаружено, что увеличение скорости сгорания не увеличивает
максимального давления.
Меньшая скорость сгорания в больших сосудах обязана большему пути
пламени, который оно должно пройти, пока произойдет полное сгорание
Наибольшее давление сгорания газовоздушных смесей было 8 кг/см* и
наивысшая средняя температура при этом около 2000° Ц, хотя в отдельных
точках сосуда она была больше или меньше этой величины. В центре
сосуда или в месте зажи1ания она могла быть больше, а у стенок сосуда
меньше. Увеличение плотности заряда увеличивает скорость сгорания,
причем зависимость здесь прямая; так например, если при том же составе
смеси начальное давление утроится, то утроится и давление сгорания.
Опыты Питевела
Опыты Питевела по сгоранию газовоздушных смесей при начальном
давлении, равном 70 кг/см*, показали, что вышеупомянутая зависимость
скорости сгорания от первоначального давления справедлива даже для
таких высоких давлений, какие применял он. Состав смеси у него был
равен 6, максимальное давление вспышки 630 кг)сл? и соответствующая
ему температура — 2300° Ц.
Период сгорания, т. е. время от начала горения до достижения макси-
мального давления здесь было равно 0,058 сек.— почти такой же, что и при
сгорании с атмосферным начальным давлением.
Этот факт, однако, нельзя переносить на быстроходные двигатели внут-
реннего сгорания по причинам, которые будут указаны позже.
Увеличение плотности заряда мало влияет на увеличение температуры
сгорания.. По мере обеднения газовоздушных смесей температура сго-
рания их уменьшается, доходя до 900° Ц. Эти факты имеют прямое влия-
ние на к. п. д. действительных двигателей. Опыты в закрытых сусудах
показывают, что скорость возрастания давления мало зависит от перво-
начального давления и практически остается той же самой при всех давлениях.
По мере увеличения начального давления растет отношение максималь-
ного давления к начальному, так например, при давлении сжатия 70 кг/см*
это отношение равно 8,6, в то время как при начальном атмосферном
давлении оно равно 7. Это объясняется тем, что при таких высоких дав-
лениях газы отклоняются от закона Бойля-Мариотта и что при этом от-
носительно меньше тепловых потерь во время сгорания. При этом тгкже уве*
личивается температура сгорания и возникает детонация. Охлаждающее
влияние при этих высоких давлениях значительно уменьшается, вследствие
того, что тепло, накапливаемое в данном объеме, увеличивается пропор-
ционально давлению сжатия, скорость же отдачи тепла с единицы охла-
26
}Кдающей поверхности не увеличивается пропорционально возрастанию
давления. По скорости возрастания давления можно подсчитать скорость
распространения пламени.
Клерк, подсчитывая таким
образом скорость распро-
странения пламени, нашел,
что в маленьких взрывных
сосудах она измеряется от
0,6( 8 до 4,65 м/сек.
Хопкинсон проделывал
опыты в цилиндрическом со-
суде, имеющем диаметр, рав-
ный 620 мм и длину, равную
910 мм. Отношение воздуха
к горючему газу было равно
9, причем он обнаружил, что
и после достижения макси-
мального давления пламя
еще продолжало гореть, но
с меньшей скоростью. Одной из причин этого является охлаждающее влия-
ние стенок.
В этом отношении интересны опыты Хопкинсона по измерению темпе-
ратуры в различных частах сосуда платиновыми термометрами. Термометры
были установлены в точках В, С и D (фиг. 19). Термометр В установлен
Фиг. 20. Диаграмма, снятая с бомбы Хопкинеона.
27
время в сек.
Фиг. 21. Влияние размеров бомбы на ско-
рость охлаждения.
I
был почти в центре сосуда, где происходило воспламенение смеси от свечи.
Термометр С установлен недалеко от стенки и термометр D — около
самой стенки, Даагения и температуры отмечались оптически. Было об-
наружено, чтб йесэотря на быстрый рост температуры в точке В, давление
поднималось медленно.
На фиг. 20 приведены соответствующие записи, произведенные в этих
опытах.
После 0,23 сек. температура в точке D внезапно возрастала, что соот-
ветствовало моменту достижения пламенем стенок сосуда и указывало на
то, что сосуд наполнился пламенем. Давление продолжало возрастать и
после достижения максимальной температуры у стенок сосуда. Средняя
температура в сосуде была 1600е Ц, причем платиновый термомер В, уста-
новленный в центре, всегда плавился, указывая на то, что здесь темпера-
туры были больше 1750°Ц (точка плавления платины).
Температура в точке В была равна
1900°Ц. В точке С мак.имальная
температура была 1700е Ц. в то вре-
мя как в точке D — около 1200° Ц.
Температура около самой стенки ра-
внялась 850° Ц.
На фиг. 19 точка- А обозначает ме-
сто появления электрической искры.
Вышеописанные опыты со сгора-
нием смеси в закрытых сосудах ука-
зывают на значительные температур-
ные изменения, происходящие внутри
сосуда. Надо думать, что подобные
явления имеют место и в двигателях
внутреннего сгорания. Быстрота ох-
лаждения (как показали опыты раз-
личных экспериментаторов) зависит
ст размеров сосуда. Кривые на фиг. 21 иллюстрируют это положени1.
Кривая А относится к сосуду Хопкинсона, имеющему объем, равный 0,175 м3,
кривая же В относится к маленькому сосуду Клерка, имеющему объем
0,00425 л3.
Средняя температура в больших сосудах падала за 0,5 сек. с 1600 до
1075° Ц и в маленьких с 1600 до 520° Ц в то же самое время.
Кроме того, найдено, что при увеличении плотности смеси быстрота ох-
лаждения в том же самом сосуде уменьшается, несмотря на то, что тепло-
вой поток увеличивается. Некоторый интерес представляют опыты Гравера
(Grover) по сгоранию газовоздушных смесей, разбавленных продуктами
сгорания. Опыты велись в закрытом с обоих концов цилиндрическом чу-
гунном сосуде объемом 0,0283 л3. Заряд поджигался электрической искрой.
Возникающие при этом давления записывались индикатором Кросби (Crosby).
Температура определялась посредством ртутного термометра. Результаты
этих опытов показали, что наибольшее давление получается, когда воздуха
вводится немного больше теоретически необходимого для полного сгора-
ния. Если это количество воздуха смешать с пропорциональным количе-
ством каменноугольного газа, причем к- последнему добавить около 6О°/о
продуктов сгорания, то время сгорания этой смеси значительно уменьшится.
28
Обычно принято думать, что примесь продуктов сгорания уменьшает
работоспособность заряда, однако, опыты Гровера показывают, что в не-
которых случаях получается увеличение максимального давления, особенно
в бедных смесях.
Таблица 5 дает представление о влиянии продуктов сгорания в смеси.
В двигателях внутреннего сгорания остаточные газы играют важную роль.
Температура остаточных газов влияет на температуру заряда в конце
всасывания и на термический к. п. д.
ТАБЛИЦА 5
(Начальное атмосферное давление)
Состав смеси Продукты сгорания Максималь- ное давле- ние вкг/сл2 сверх атмо- сферного Приращение максимального давле ия по сравнению с неразбавлен- ным з рядом
Светильный газ в Воздух В -М3
6,2 93,8 0 1,12.
6,2 6,2 88,8 68.8 5 25 1 5'И 2,38? И,8о/о
6,2 63,8 30 2,45'
7,1 92,9 0 2,17.
7,1 87,9 5 1,89 1 19,4 „
7,1 67,9 25 2,10?
7.1 57,9 35 2,6 1
7,7 92,3 0 2,52 I
7.7 77,3 15 2,95 > 19,4
7,7 67,3 . 25 3,00 |
Опыты Феннинга в закрытом сосуде
Сравнительно недавно Феннингом были произведены опыты по сгоранию
топливо-воздушных смесей в закрытом сосуде. Опыты производились в
национальной физической лаборатории *.
В предыдущих исследованиях начальные давления заряда менялись от
самых низких до 100 ат, но, невидимому, в них не изучалось влияние на
сгорание смеси начальной температуры заряда.
Свои опыты Феннинг производил с жидкими топливами, включая бензин,
гексан, пентан и бензол с первоначальными температурами от 100 до
300° Ц. Для целей опытов применялся сосуд, показанный на фиг. 22.
Сосуд состоит из электрически обогреваемого цилиндра из мягкой стали
диаметром в 178 мм и длиной в 200 мм. В центре сосуда был помещен элек-
трод с искровым промежутком, равным 0,5 мм. Сосуд снабжен индика-
тором, состоящим из жесткой диафрагмы и оптического рычага, дающего
увеличение отклонения диафрагмы от 1200 до 1400 раз. Вращающийся
барабан индикатора песет на себе светочувствительную бумагу, на которой
записывалось отклонение диафрагмы по времени.
* Aeron Research «Comm. Reports and Memoranda» № 979 and «The Auto-
mobile Engineer», April 1926.
29
Здесь не представляется возможным описывать другие детали, такие, как
смеситель, впускной клапан, вакуум-насзс, термопары, камертон для инди-
катора и. т. д. Интересующиеся этими подробностями и полным описанием
прибора могут найти их в вышеупомянутой оригинальной работе
В описываемых испытаниях определялось влияние на процесс сгорания
следующих факторов: 1) состава смеси, 2) первоначального давления, 3) пер-
воначальной температуры, 4) влияния добавления водяных паров и выхлоп-
ных газов к бензино-возлущной, гексано-воздушной и бензольно-воздушной
смесям и 5) температуры и давления, при которых наступает детонация.
Краткие суммарные результаты этих опытов могут быть сведены к сле-
дующему. а) Бедные и нормальные смеси дают плавные кривые сгорания,
30
как показано на фиг. 23. На богатых смесях появлялись детонационные
стуки в конце сгорания, которым, невидимому, предшествовали высокой
частоты колебания (около 2400 в 1 сек.). В этих опытах первоначальная
температура была равна 100°Ц и давление 6,65 кг/см*. Общие данные
этих опытов приведены на фиг. 24.
Из кривых этой фигуры вид-
но, что у нормальных (дающих
полное сгорание) и бедных гек-
сано-воздушных и бензольно-
воздушных смесей получаются
почти одинаковые отношения
максимальных давлений к пер-
воначальным.
На богатых смесях это отно-
шение получается большим для
бензола, чем для гексана. Во
всех случаях максимальное га-
вление совпадало с составом
смеси более богатым, чем даю-
щий полное сгорание. В отно-
шении времени сгорания бензин,
невидимому, занимает самое
большое время, а бензол — са-
мое меньшее.
б) Опыты, производимые с
переменными первоначальными
давлениями (от 2 до 5 ат при
15°Ц и несколько случаев с
давлением 6 ат и температура-
ми от 100 до 230° Ц), пока-
зали, что возрастающее давле-
ние при работе на любом из
названных выше трех топлив
почти то же самое при всех
условиях.
Верхним пределом начальной
температуры для бензина было
320° Ц и для бензола 300° Ц.
Причем при работе на бензоле
не наблюдалось детонационных
Началь чал температура 10Ѱà и начальное
Фиг. 23 и 24. Типичные диаграммы сгорания
бензино-воздушных смесей различного состава.
А—самая богатая смесь и Д—самая бедная.
Стуков, как с другими двумя
топливами.
Время сгорания увеличивалось
с увеличением первоначального
давления и уменьшалось с увеличением начальной температуры. Зависимость
скорости сгорания от первоначал! ного давления уменьшалась и при темпера-
туре 300° Ц для бензольно-возд) пшой смеси и 200° Ц для других топлив
эта загисимость делалась очень малой. В нескольких опытах с метано-
воздушными смесями получались палвные кривые сгорания при начальной
температуре до 400° Ц, причем на скорость возрастания давления не влияло
31
изменение начальной температуры в пределах от 24 до 200° Ц, но дальше
эта ск орость уменьшалась и при начальной температуре 400° Ц уменьшалась
на 3—5%.
Для метано-воздушной смеси время сгорания, так же как и для других сме-
сей, увеличивалось с увеличением начального давления и уменьшалось
с увеличением начальной температуры.
Было обнаружено, что при начальной температуре, равной 100° Ц, и при
любых начальных давлениях время сгорания бензольно-воздушных смесей
было самым маленьким, а бензино-воздушной смеси самым большим.
в) Добавление 6,3 (по объему) продуктов сгорания к богатой гсксано-
воздушной смеси увеличивало время сгорания и уменьшало максимальное
давление. Причем, если одновременно с прибавлением продуктов сгорания
увеличивается начальная температура, то увеличение времени сгорания
становится меньшим; так при 100° Ц увеличение времени сгорания соста-
вляет 29%, а при 260° Ц оно равно 22%. При добавлении продуктов
сгорания к воздушно-бензольной смеси получается меньший расход, чем
к гексано-воздушной смеси.
г) Добавление к гексано-воздуш-
ной смеси того же состава 1,2°/0
(по объему) водяных паров умень-
шало скорость возрастания давле-
ния, примерно на 1,8°/0 при перво-
начальной температуре смеси (100°)
и на 0,6% при температуре 200° Ц.
Целый ряд испытаний был про-
веден с различными количествами
добавленных водяных паров от 1,5
до 20% на 100 объемов гексано-
воздушной пли бензольно-воздуш-
ной смеси. Время сгорания этих
смесей увеличивалось по мере уве-
личения добавленных к ним водяных
паров. Результаты испытаний пред-
ставлены на фиг. 25. Из опытов
Фиг. 25. Влияние разжигателей на время
сгорания.
А—без разжижителя, В—добавлено 1,2 объема водя-
ных паров на 100 объемов гексано-воздушной смеси
и С—добавлено 5,3 объемов выхлопных газов на 100
объемов гексано-воздушной смеси.
можно заключить, что сравнительно
большой процент водяных паров может быть добавлен к смеси, не оказы-
вая влияния на превращение химической энергии заряда в упругую энергию,
газов, несмотря на то, что время сгорания при этом изменяется в до-
вольно широких пределах.
д) Результаты опытов по сгоранию бензино-воздушных смесей в закры-
тых сосудах проливают некоторый свет на явления детонации. Однако це-
ликом переносить результаты этих опытов на двигатели вряд ли можно
без учета особых условий работы последних. Движение поршня, бы-
стрые изменения температуры цикла, завихрения, остаточные газы и пр.—
гее эти явления, имеющиеся в двигателе и отсутствующие в опытах с за-
крытыми сосудами, должны сказаться на характере сгорания. Опыты Фе-
ниннга показали, что если при данной бензино-воздушаой смеси и дан-
ной первеначальной температуре ее первоначальное давление превзойдет
некоторое значение, то сгорание будет иметь вид, представленный на
фиг. 26.
32
Эта кривая получена при сгорании бейзйно-воздущной смеси с отиСпйе-
нИем воздуха к топливу, равным 12,95 при первоначальной температуре
231° Ц и давлении 9 кг/см2. Смесь поджигалась в точке В, откуда давле-
нйе плавно возрастало до точки А, после когорэй внезапно возникала
волна давления с высокой частотой колебания. При этом появлялись дето-
национные стуки. Из этих и подобных им опытов делают такое заключение,
цТо условия, дающие возрасоние детонационных стуков, относятся к не-
сгоревшим остаткам в точке А, а не ко всему заряду в момент зажигания
смеси.
По наблюдениям давление в точке А поднималось с 49 до 55 кг/см*.
Ф.ннинг полагает, что детонация скорее обязана температуре, чем давле-
нию; ол считает, что передача тепла к остаточному несгоревшему заряду
в точке А или прекращение отвода тепла от него в эгой точке вызывае
детонацию.
Фиг. 26. Типичная диаграмма детонирующего двигателя, снятая Феннингом.
В объяснение этого положения он приводит тот факт что детонирующи,.
стуки скорее появляются в больших цилиндрах, чем в малых, причем больш
в клапанных двигателях, чем в золотниковых. Детонирующие значения тем-
ператур*, составленные в предположении адиабатического сжатия с учетом
охлаждающего влияния, приводятся для различных топлив следующие,
пектан 468° Ц, гексан 470° Ц, гептан 446° Ц, бензин 480° Ц.
В большинстве случаев количественные результаты опытов в закрытых
сосудах не могут быть перенесены на двигатели внутреннего сгорания бла-
годаря различию условий, существующих в обоих случаях.
Однако данные, извлеченные из этих опытов, сблег ают понимание явле-
ний, происходящих в цилиндре двигателя. Больше того, многие из условий,
существующих в двигателях, искусственно могут быть созданы в закрытых
сосудах; так например, влияние завихрения может быть довольно полно
изучено при помощи установленного в сосуде вентилятора, вращающегося
с большой скоростью, и путем наблюдений над температурами и давлениями,
существующими в сосудах.
Характер тепловых потерь через стенки цилиндра при различных поверх-
ностях может быть изучен покрытием серебром этих стенок, тщательным
Шлифованием их и окрашиванием.
Скорости движения пламени в закрытых сосудах изменяли .ь от 0,608 до
м/сек, в газовых же и бензиновых двигателях от 10 до 30 м/сек.
* R. W. Penning, Detonation Temperatures, «Autom. Eng», Aug. 1926.
3 Джодж. Автом. и авиац. двигатели
Из многочисленных испытаний бензилового двигателя с низкой степенью
сжатия автор нашел, что промежуток времени от появления искры до до-
стижения максимального давления равен 67° поворота коленчатого вала
при 900 об/мин, что соотв тствует */82 сек. Состав смеси соответствовал
полному сгоранию, причем период от появления искры до полного сгора-
ния соответствовал 130° поворота кривошипа и был равен х/ 2 сек.
На фиг. 27 приводятся смещенные диаграммы, снятые с тихоходного
газового двигателя.
В обычных быстроходных бензиновых двигателях, работающие с высо-
кими температурами, период «в§рыва» (т. е. промежуток от появления
искры до достижения максимального давления), примерно, равен 1/,.оо сек,
в то время как период полного сгорания в среднем равен ’/200 сек. Г аь-
Фиг. 27. Наложенные диаграммы, снятые с тихоходного газового двигателя.
ной причиной столь высокой скорости распространения пламени в моторах
является з .вихрение. Как видно из предыдущего, результаты опытов в за-
крытых сосудах значительно облегчают понимание процессов, происходящих
в цилиндре двигателя.
Теоретические температуры сгорания
Для определения теоретической температуры сгорания необходимо знать:
1) состав продуктов сгорания;
>) веса составляющих эти продукты;
3) теплоемкость каждого составляющего при ра ?личных температурах.
Пункт 1 можно решить зная химические реакции или происходящие изме-
нения за процесс сгорания.
Зная атомные или молекулярные веса составляющих продукты сгорания,
легко решить п. 2. Теплоемкость различных составляющих при постоян-
ном давлении или при постоянной температуре в настоящий момент точно
не известны.
Для того чтобы подсчитать теоретические температуры сгорания, необ-
ходимо знать теплоемкость продуктов сгорания при всех температурах.
Обозначим теплоемкости различных продуктов С,, С2, С3 и т. д. и пре i-
положим, что они остаются постоянными при всех температурах. Массы
различных продуктов сгорания обозначим через mL, m.lt т9 и т. д.
34
Если Ни есть теплотвэрная способность топлива, то теоретическая тем-
пература сгорания будет:
у.__________Ни___________Ни
CfUti + Cttzj + С2/газ XGm '
Например, если мы рассматриваем случай сгорания водовода в воду, то
нам известно, что при crop ;нии 1 кг водорода выделяется 29 200 кал тепла.
Реакция сгорания протекает по уравнению:
2Н2 + О2 = 2Н,0
Г
4 + 32=2 (2+16),
т. е. при сгорании 1кг водорода образуется 9 кг водяных паров.
На основании опытов Хольборна (Holborn) и Аустина (Austin) берем
теплоемкость водяных паров 0,414, тогда теоретическая температура сго-
рания водорода будет
= 14 = 784°° Ц-
Денные теплоемкости, взятые из опытов Хольборна и Аустина, справед-
ливы в пределах температур от 110 до 1000° Ц. Очевидно, средняя тепло-
емкость для этого диапазона температур будет значительно больше 0,414
и потому теоретическая температура сгорания будет несколько меньше
найденной. Действительная температура сгорания значительно меньше тео-
ретической, следовательно, в действительном процессе сгорания происходят
другия явления, которые создают эти несоответствия.
Рассмотрим эти явления. Если произвести замер действительных средних
и максимальных давлений при сгорании смеси в закрытых сосудах, то ока-
жется, что они составят лишь 50—60°/0 от теоретически достижимых.
Затем, есл^ подсчитать температуру сгорания из скорости возрастания
д йствительного давления и сравнить ее с теоретической (полученной выше-
ТАБЛИЦА 6
Объемное отно- шение воз >уха к каменноуг. газу Наблюденное дав 1ение св рх атмосферного в «г/с,и2 Теорет ч или расчет, давление Температура сгорания, выве- денная из на люденпых давлений в Ц° Теоретическая температура сгора- ния при предполож., что при сгорании полностью выде- ляется тепло в °Ц
14 2,8 6,25 806 1786
13 3,6 6,73. 1033 1912
12 4,2 7,2 1202 2058
11 4,27 7,85 1220 2228
9 5,46 9,40 1557 2670
7 6,10 11.80 1733 3324
6 6,30 13,40 1792 3803
5 6,36 —. 1812 —
3 5,60 — 1595 —
35
описанным способом), то она будет составлять лишь по овину ее. Дегальд
Клерк, Маллярд, Шателье и другие экспериментаторы своими опытами по
сгоранию различных смесей в закрытых сосудах показали, что действи-
тельные температуры и давления гораздо меньше расчетных.
В табл. 6 даны результаты опытов Клерка по сгоранию газовой смеси
в закрытом сосуде. В этих опытах измерялись давления, на основании
которых подсчитывались максимальные температуры.
Опыты других исследователей, как Бунзен (Bunsen), Хирн (Hirn), Мал-
лярд и Шателье подтверждают приведенные в этой таблице результаты,
которые указывают на то, что в действительном процессе сгорания только
около половины тепловой энергии топлива обращается в упругую энергию
газа, остальная же часть теряется.
По поводу этих тепловых потерь различными авторитетами выдвинуто
несколько интересных объяснений, на которых мы и остановимся.
Четыре главных теории были положены в основание этих объ-
яснений:
1) теория диссоциации,
2) теория охлаждающего
3) теория последующего
влияния стенок,
(замедленного) сгорания, или
догорания, и
4) теория переменной теплоемкости.
Разберем их в порядке наименования.
1. Теория диссоциации. В обоснование причины расхождения теоре-
тических температур с наблюденными Дегальд Клерк приводит следующие
соображения. Продукты сгораниг в виде Н.2О и СО2 при высоких темпе-
ратурах, которые господствуют внутри цилиндра во время сгорания, разла-
гаются или диссоциируют на свои элементы. Эта диссоциация сопрово-
ждается поглощением тепла, а следовательно уменьшением температуры
и давления до значений, близких к наблюденным. Грув (Grove) и Девиль
(Devill) провели ряд опытов по определению температур, вызывающих дис-
социацию паров воды и углекислоты, и установили, что для первых она
равна 900—1000°Ц, для второй — 1300°Ц.
Девиль также указывал, что окись углерода при температурах около
1300° Ц диссоциирует частично в углерод и СО2; т. е. кислород соеди-
няется с недиссоциированной окисью углерода; дальше на основании опять-
таки своих опытов он утверждает, что СО, сильно диссоциирует при
1200° Ц. J
Действительные температуры сгорания в закрытых сосудах и цилиндрах
двигателя изменяются в пределах от 1000 до 2000° Ц, и совершенно ре-
зонно предположить, что при таких высоких температурах некоторые про-
дукты сгорания не могут существовать в состоянии совершенного хими-
ческого соединения.
Надо думать, что диссоциированные и недиссоциированные продукты
сгорания существуют вместе до тех пор, пока температура не упадет на-
столько, что снова произойдет воссоединение диссоциированных свобод-
ных элементов. Так как при этом воссоединении будет выделяться тепло,
то действительная кривая расширения будет итти выше теоретической.
Следовательно, диссоциация, повидимому, будет состоять в поглощении
тепла при максимальной температуре сгорания и в выделении его по линии
расширения. По вопросу о количестве поглощаемого диссоциацией тепла
36
ведутся еще споры среди различных авторитетов, но не подлежит сомне-
нию, что в значительной степени благодаря диссоциации температура сго-
рания намного не достигает теоретических значений. Выше мы нашли, что
при сгорании водорода в кислороде теоретическая температура должна
быть по крайней мере 7000° Ц, однако, в опытах Бунзена, Девиля и др.
она не достигала и 3000° Ц.
Далее при сгорании водорода с воздухом теоретическая температура
должна быть около 4000° Ц, в то время как в действительности она едва
достигает 2000° Ц. Из предыдущего становится ясным, что диссоциация
играет важную роль в сгорании.
Общее мнение ученых авторитетов сводится к тому, что поглощение
тепла в процессе сгорания обязано не только диссоциации, но и другим
факторам, и что диссоциация является одной (хотя и весьма важной) из
причин этого явления.
Пришивая результаты испытаний горю-
чих смесей различного состава при раз-
личных давлениях и температурах, инте-
ресно заметить, что количество погло-
щенного тепла во всех случаях почти
одинаковое; так например, для богатых
смесей (как указано в вышеприведенной
таблице) это количество (определяемое
отношениями наблюденных давлений и
температур к теоретическим), почти то же
самое, что и для бедных смесей. Это
обстоятельство и тот факт, впервые ука-
занный Шотлером (Shottier), что действи-
тельная кривая расширения не изменяет
внезапно своего течения и формы, как
это должно быть в соответствии с тео-
рией диссоциации, указывают на то, что
происходящие в процессе сгорания изме-
нения нельзя полностью объяснить дис-
социацией.
Тизаром и Паем было указано, что
происходящая при высоких температурах
Фиг. 28. Влияние диссоциации и
переменной теплоемкости на вну-
треннюю энергию.
сгорания диссоциация в бензи-
новом двигателе состоит в расщеплении СО,2 на СО и О и НаО на Н2 и
О. Названными экспериментаторами были в этом случае исследованы и
количественные значения диссоциации.
Как видно из фиг. 28, отрицательное влияние диссоциации не так зна-
чительно, как увеличение теплоемкости газов с температурой. К тому же
надо иметь в виду, что во время хода расширения происходит, так сказать,
восстановительный процесс с выделением тепла, и чем больше степень
расширения, тем относительно меньше вредное влияние диссоциации.
При более высоких степенях сжатия, допускающих более длительный
период расширения, можно больше использовать тепло от воссоединения
диссоциированных продуктов.
По этой причине при более высоких степенях сжатия получается боль-
ший к. п. д.
Из приведенных замечаний легко видеть, что если можно получить от
«37
данного двигателя ту же мощность при низкой максимальной температуре
цилиндр’, то в эго.1 случае вредное влияние диссоциации и переменной
теплоемкости будет меньше, в результате чего можно получить боль-
ший к. п. д.
2. Теория охлаждающего влияния стенок, или теория охлажде-
ния. В течение всего цикла работы в цилиндре двигателя происходит взаим-
ный теплообмен между рабочими газами и стенками цилиндра. Во время
сгорания температура горящего наряда, конечно, значительно выше темпе-
paTi ры стенок камеры сгорания, вследствие чего в этот период происхо-
дит передача тепл1 от газов к стенкам через лучеиспускание и т плопро-
водность.
Другим фактором, влияющим на теплозой поток, является турбулениия.
Действие стенок, однако, не дает полного объяснения экспериментальным
результатам и является лишь одним из важных фа торов.
Итак, влияние стенок состоит из трех факторов: 1) лучеиспускания, 2) теп-
лопроводности и 3) турбуленции.
Лучеиспускание является ванным фактором как с теоретической, так
и с практической стороны.
Лучеиспускание почти в одинаковой степени играет важную роль как
и теплопроводность в определении характера и количества теплового по-
тока через стеНнИ в бензиновых двигателях. По этим причинам охлаждаю-
щее устр„йство является важным звеном в этих двигателях.
Знание принципов, управляющих тепловым потоком, является обязатель-
ным для конструкторов двигателей внутреннего сгорания. Это дает им воз-
можность допускать те или иные температурные изменения, плотность и
состав горючих смесей и других важных факторов, не допуская опасных
температурных напряжений и соответственных им деформаций.
Потери тепла лучеиспусканием в стенки во время сгорания и расширения
газов зависят от нескольких факторов, как например средней температуры
газов, плотности заряда, поверхности и формы камеры сгорания и состоя-
ния стенок цилиндра.
Указывая на существование потерь тепла в стенки цилиндра в течение
процесса сгорания и расширения, надо упомянуть, что ва весь цикл
происходит сложный теплообмен между содержимым цилиндра и его
стенками.
Предположим, что стенки ццлинда имеют некоторую среднюю темпера-
туру, равную, допустим, 100° Ц, температура же газов во время сгорания
и хода расширения обычно около 2000° Ц; следовательно, здесь будет
происходить потер-i тепла в стенки цилиндра, причем потеря за этот пе-
риод будут наибольшей. В следующий затем период выхлопа газы будут
еще иметь высокую температуру, около 700° Ц; следовательно, и здесь
имеется некоторая потеря тепла в стенки.
В течение следующего затем хода всасывания входящие газы имеют пер-
воначальную температуру окружающей среды, примерно, около + 20° Ц; сле-
довательно, за период высасывания они будут получать тепло от стенок
цилиндра, увеличивая свою температуру. За период сжатия происходят
более сложные явления: в начале хода газы продолжают получать тепло
от стенок, пока не нагреются благодаря сжатию до температуры высшей,
чем температура стенок, после чего будет происходить обратное явле-
ние, т. е. газы начнут отдавать тепло стенкам цилиндра.
38
29. Кривые теоретического и дей-
ствительного расширения.
В практике, однако, температура стенок цилиндра изменяется благодаря
наличию на них масла, слоев углерода и другим факторам, так что во время
хода сжатия явление происходит не вполне так, как только что установлено;
однако, за остальную часть цикла явление будет довольно точно совпадать
с вышеописанным.
Довольно точно установлено, что свежий заряд благодаря турбуленции
и пр. имеет температуру цилиндра в ранний период сжатия и затем за
остальную большую часть хода газ отдает тепло стенкам. Хорошим средством
для изучения теплообмена между газами и стенками цилиндра является
энтропийная диаграмма.
3. Теория последующего (замедленного) сгорания. Существует
такая точка зрения, которая объясняет несоответствие теоретических макси-
мальных давлений и температур с опытными тем, что сгорание смеси не
заканчивается к моменту достижения максимального давления, ио продолжается,
хотя и с замедленной скоростью, во
время всего хода расширения, а иногда
и за ход выхлопа.
Хорошо известно, что теоретические
кривые расширения отличаются от дей-
ствительных (фиг. 29) кривых, в кото-
рых давление падает несколько меньше
теоретического. Опытная кривая рас-
ширения, часто лежит значительно выше |
теоретически построенной по закону jg
Р • Vй = const, где п — постоянный по-
казатель политропы.
Этот факт указывает на то, что если
давление и температура ие убывают
так быстро, как это должно быть тео-
ретически, то, следовательно, во время
расширения к газу должно добавляться ф
тепло. Так как температура стенок
цилиндра за ход расширения значи-
тельно ниже температуры газов, то вследствие этого газы могут в этот
период отдать тепло стенкам цилиндра. Следовательно, остается только
одно предположение, что не все тепло выделяется по линии сгорания и
сгорание продолжается еше и после достижения максимального давления.
Автор вместе с покойным Ватсоном провели ряд опытов по исследованию
сгорания в бензиновых двигателях. Процесс сгорания изучался посредством
спектроскопа и прозрачного окна в цилиндре. Так как спектральные линии
от газов внутри цилиндра получились только во время действительного
процесса химического соединения, то интенсивность этих линий определяла
степень или интенсивность сгорания. Опыты велись на бензиновом двигателе
низкого сжатия в 4,2кг[см* и при оборотах, изменявшихся от 700 до
900 об/мин. С
В этих опытах применялось особое устройство, посредством которого
вычерчивалась линия сгорания от момента воспламенения заряда до момента
достижения максимально’о давления. Надо отметить, что для того чтобы
получить максимальное давление газов в верхней мертвой точке или около
нее, необходимо было в данном двигателе поджечь смесь за 40° до в. м. г.,
39
что соответствовало 0,01 сек. Максимальная скорость сгорания почти
всегда или совпадала с максимальным давлением или, примерно, на 10е
изворота кривошипа предшествовала ему, что соответствовало 0,002 сек.
На кривой фиг. 30 показаны скорости сгорания бедной cvecu А и нор-
мального состава В а зависимости от угла поворота кривошипа. Более
минный период сгорания бедной смеси яс :о
Углы поворота кривошипа в градусах
Фиг. 30. Интенсивность сгорания.
А—бедная смесь, В—нормальная смесь.
виден из сравнения этих
кривых. Как показывают
наблюдения через квар-
цевый окна в стенках ка-
меры сгорания, цвет пла-
мени изменяется в про-
цессе сгорания.
В помещенной табл. 7
приведены эти цвета в
различные моменты горе-
ния после появления иск-
ры. В .этом случае смесь
состояла из 15 частей
воздуха и 1 части бензина
по весу, причем искра
появлялась за 40° не до-
ходя до в., м. т. и макси-
мальное
линдре, равное ААкг/см*, было при 27° пройдя в. м. т.
давление в ци-
Полное сгорание смеси соответствовало 90°, т. е. на половине
пути
рабочего хода. Период сгорания был равен 0,018 сек. В зависимости от
состава смеси период сгорания изменяется от 0,01 сек. для богатой смеси
и до 0,025 сек. для бедной смеси.
ТАБЛИЦА 7
Угол нов - рота кривоши а Цвет пламеви
—40° Появление искры. Видимого цв.та нет.
—20й Очень тем, осиний. Видны сте.ки цилидра.
0° Тем осиний
10° Голубой (кобальт)
20° Светлоголубой (кобальт). Максимальная скорость сгорания
30° Светлоголубой с слегка желтой окраской
45° Же цовато-белый, менее интенсивный, ио с голубой краской
60° Зеленовато-желтый с голубой окраской
80° Темнозеленый с голубыми вкраплениями
90° Не светящийся
Опытами также установлено, что средний пвет пламени изменяется
с изменением состава сме.и, как это видно из следующей табл. 8.
В этой таблице приведены периоды полного сгорания смеси, но здесь
надо заметить, что эти периоды зависят от давления сжатия, которое
ТАБЛИЦА 8
Отношение воздуха к бензину по в су Период сгорая я в сек. Цвет п л а м е н и
8,5 9,0 9,7 10,0 11,3 13,6 14,6 17,3 0,010 0,011 0,016 0,017 0,17 0,018 0,018 0,025 Светлый, желто ранж вый Светл ж лтый Голубоватобелый с бледножелтым от ен<ом Светлоголубой с желтым оттенком Светлоголубой Интенсивный све'логолубой ,, Максимальной интенсивно.ти св<.тл- голубой Беловатоголубой малой интенсивности
в данном случае был© небольшим. Этим фактом изменения цвета пламени
в зависимости от состава смеси часто пользуются для регулировки карбю-
раторов с открытым выхлопом, т. е. для подбора наилучшего состава смеси.
Не подлежит сомнению, что существование некоторой зависимости цвета
пламени от состава смеси объясняется происходящими химическими измене-
ниями в процессе сгорания. Эго видно из того факта, что характер спектра
углеводородов, окиси углерода и углекислоты изменяется определенным
образом в зависимости от состава смеси. Возможно, что в будущем
посредством спектроскопа можно будет узнавать в какой момент сгорания
происходит диссоциация. При теперешнем состоянии техники и науки этот
вопрос представляется более или менее сложным и спектральный анализ
пока еще не дает на этот счет удовлетворительных объяснений.
Интересно отметить один момент, установленный предшествующими
исследованиями, что характер процесса горения в бензиновом двигателе
был такой же, как в обыкновенной бунзеновской горелке. Изменение
спектра в зависимости от горючего здесь было почти идетично тому,
какое было в бензиновом двигателе.
Спектр светящегося пламени газа в горелке был почти такой же, как
и в цилиндре двигателя, когда он работал на богатой бензино-воздушной
смеси. В обоих случаях был резко выражен спектр светящегося углерода.
В свете вышеописанных опытов и связи их с теорией последующего
сгорания (или догорания) становится очевидным, что сгорание продолжается
и после того как достигается максимальное давление’ и что период сгорания
изменяется в зависимости от изменения состава смеси, будучи более коротким
для богатых смесей и более длинным для бедных. Кстати последний факт
дает объяснение хорошо известному мотористам явлению выхлопа в карбю-
ратор, или обратному удару (popping back). Бедные смеси, сгорая сравни-
тельно медленно, еще продолжают гореть в конце хода выхлопа, и когда
открывается всасывающий клапан, то горящее пламя поджигает свежую
смесь во всасывающей трубе.
Как уже упоминалось, период сгорания зависит от давления сжатия,
уменьшаясь с увеличением последнего. Влияние периода скрытого горения
в начале горения, когда появляется искра, очевидно, вызывает отклонения
действительной кривой расширения от теоретической.
41
Из рассмотрения диаграмм (фиг. 31 и 32), сня:ых индикатором со
слабой пружиной с газов го и бензинового двигателей при работе на
бедных смесях, видно, что действительная форма кривой расширения весьма
отлична от теоретической, по которой предполагается, что все тепло
выделяется к моменту достижения максимального давлении.
Дегальд Клерк провел соответствующие опыты в закрытом сосуде по
определению последующего (после максимального давления) сгорания
Фиг. 31. Диаграмма, снятая на малой нагрузке
с газового двигателя при работе на бедной
смеси.
и в своем докладе газовому взрыв-
ному комитету указывает на то,
что значительное количество энер-
гии в момент достижения макси-
мального давления находится в
виде химической энергии и что
замедленное сгорание можно счи-
тать обязанным влиянию поверх-
ности сосуда и значительной раз-
ности температур внутри самой
массы газа. Так например, гашт,
находящиеся близко к стенкам ци-
линдра, имеют сравнитель о низ-
кую температуру, в то время как главная масса газов, возможно, достигает
химического равновесия к моменту максимального давления.
Измерением температуры в различных точках горящего газа внутри
взрывного сосуда Хопкинсон нашел, что полное сгорание в главной массе
газа происходит даже гораздо раньше, чем достигается максимальное давле-
ние, таким обра ом показывая, что неполное сгорание, а следовательно и
догорание, обязано поверхностному влиянию. Совершенно очевидно, что
сгорание должно быть замедленным поблизости к холодным стенкам, и это
обстоятельство дает частичное объяснение наблюдаемым явлением. Другое
возможное объяснение этому явлению замедленного или последующего
сгорания, независимо от диссоциации и теории медленного сгорания, со-
стоит в предположении изменения теплоемкости расширяющихся газов.
4. Теория переменной теплоемкости. Маллярд и Ле-Шателье утвер-
ждают, что увеличение теплоемкости газов при очень высокой температуре
мож т отчасти служить причиной «уничтожения» тепла при сгорании.
42
Теория последующего или замедленного сгорания рассматривает хими-
ческий процесс, в то время как теплоемкость относится к термической сто-
роне процесса.
Существование догорания и влия ие его на уменьшение количества
тепла, выделенного при сгорании, не подлежит сомнению, однако необхо-
димо,. по мнению некоторых выдающихся авторитетов, учитывать при рас-
смотрении этого явления влияние теплоемкости газов.
Бимперс утверждает, чго не считая высоких температур, большие потери
тепла при низких температурах обязаны переменной теплоемкости. При
низких температурах имеется более длинный период сгорания и потому
более значительное охлаждающее влияние стенок цилиндра.
Однако одно действие стенок не может полностью объяснить почти
50-процентное «уничтожение» тепла.
Беря теплоемкости (по опытам Маллярда и Шателье) для различных тем-
ператур, теоретические давления
состава смесей (по опытам
Дегальд i Клерка). Подсчитан-
ные таким образом давления
будут приближаться к дей-
ствительным давлениям.
Однако найдено, что и та-,
ким образом подсчитанные
давления будут все же выше
действительных, но несоот-
ветствие здесь уменьшается,
примерно, с 50 до 27°/0;
если к тому же учесть, что
возрастание давления задер-
живается охлаждающим дей-
ствием стенок, то уменьше-
ние будет еще большее.
Подсчитав скорость охлаж-
сгорания можно подсчитать для разного
Фиг. 33. Давления сгорания газовоздушной смеси.
дения из индикаторной диа-
граммы, можно получить почти действительную максимальную температуру
сгорания.
Вимперс считает, что средняя скорость охлаждения равна половине ее
максимального значения при максимальном давлении. На основании кривой
охлаждения для светильного газа он устанавливает следующее соотноше-
ние между давлением Р и временем /1
р___ 31
Vt'
Исходя из переменных теплоемкостей и учитывая эту формулу, можно
подсчетом определить давления, очень близко подходящие к действитель-
ным. Это лучше всего уяснить из рассмотрения кривых фиг. 33, где при-
ведены соотношения между давлениями и различным составом смеси камен-
ноугольного газа и воздуха.
Кривая А изображает расчетные давления в предположении постоянной
теплоемкости. Кривая В — с учетом переменной теплоемкости, но без учета
43
охлаждающего влияния стенок и кривая С —с учетом обоих факторов.
Данные этой последней кривой хорошо согласуются с результатами изме-
рений, произведенных Дегальд Клерком.
Здесь надо отметить, что температура стенок цилиндра никоим образом
не остается неизменной и потому «действие стенок» — явление более или
менее сложное. Так что в большинстве случаев трудно сколько-нибудь
точно знать какую надо внести поправку на действие этих факторов. Од-
нако вышеприведенный пример Вимперса указывает примерные значения
переменной теплоемкости и «действия стенок» на уменьшение действитель-
ных температур и давлений сгорания по сравнению с теоретическими.
Влияние лучеиспускания
Для раскаленных добела масс газа количество отданного лучеиспусканием
тепла по опытам Стефана, Дюлона (Dulong), Петита (Petit) и др. является
функцией абсолютной температуры газа Т и может быть выражено сле-
дующей формулой:
QT = 0.092& X 0,252 X 16 X Ю"10Т4 = 0,372 X 10_10Р,
где QT— количества тепла в калориях, выделенное посредством лучеиспу-
скания с 1 поверхности лучеиспускающего тепла за 1 час.
Пусть А есть поверхность стенок цилиндра в см2, Тт— средняя темпера-
тура стенок и Тс — средняя температура горящих газов; тогда теоретиче-
ские потери тепла на лучеиспускание в стенки цилиндра в одну секунду
будут:
3,8 X Ю"15 X А (Т* — TJ). 6 45 X 0,252 кал.
Фиг. 34. Потери на лучеиспускание
при различных температурах.
На фиг. 34 даны изменения потерь
тепла на лучеиспускание в зависимости
от температуры. Обычно в практике пре-
небрегают Tws ввиду ее малой величины
по сравнению с 7С4.
Применение вышеприведенной формулы
для паровых котлов и топок дало хоро-
шие результаты в смысле получения не-
которых представлений о величине потерь
тепла в стенки цилиндра.
Более интересные и полезные данные
(относительно передачи тепла через лу-
чеиспускание) были получены из опытов
над светильным газом, сгорающим в воз-
духе. Причем в этих опытах изменялись
плотность, объем и состав смеси. Проф.
Каллендер первый указал, что потери
тепла сгорания в закрытых сосудах и в
двигателях внутреннего сгорания через лучеиспускание составляют от 15 до
25*/0 от полного тепла сгорания. Дальше он указывал, что хотя и невоз-
можно подсчитать точное количество тепла, ушедшее в стенки через луче-
испускание, однако можно сказать, что оно пропорционально площади
44
|1ЯГрева и практически не зависит от времени, так как период распростра-
нения пламенй чрезвычайно, короткий для большинства рабочих смесей.
Отсюда следует, что потери тепла в стенки цилиндра во время сгорания
йе зависят от быстроходности. Возможно, что количество тепла, потерян-
ное за процесс сгорания или прохождения пламени сквозь массу газа,
пропорционально объему последнего, и, следовательно, эта часть потери
является постоянной.
0з своих опытов по определению потерь тепла на лучеиспускание для
различных размеров пламени и при различных условиях сгорания проф.
Каллендер нашел, что если состав газовоздушной смеси соответствует пол-
ному сгоранию, то эти потери в ср днем составляют около 12,5°/0 от
тепла сгорания. При низших температурах пламени потери на лучеиспу-
скание незначительны и доходят всего до 2%, что также следует из выше-
приведенной формулы.
Опыты Каллендера и Хоп-
кинсона (фиг. 35) показыва-
ют, что по мере обогащения
смеси количество потерянного
тепла через лучеиспускание
увеличивается. Надо иметь в
виду, что в вышеприведенных
опытах газы сгорали на от-
крытом воздухе, т. е. при
атмосферном давлении и по-
этому эти опыты не вполне
аналогичны опытам в закры-
тых сосудах.
Некоторый интерес пред-
ставляют опыты Хопкинсона
с 40-сильным газовым двига-
Фиг. 35. Потери на лучеиспускание в минеровской
горелке при различных составах газовой смеси.
телем по определению потерь
тепла на лучеиспускание в
зависимости от состава смеси
Процент газа в смеси................... 8,5—11%
Потери тепла на лучеиспускание .... 300 — 580 кал/мин
Потери тепла на лучеиспускание в % . . 29 — 34%
Температура поршня....................... 300 — 430е Ц
Отсюда видно, что обогащение смеси на 30% увеличивает потери тепйа
на лучеиспускание на 50% и температуру поршня на 43%.
Что касается потерь тепла через теплопроводность, то они уменьшаются
с увеличением газа в смеси, потому что температура богатой смеси отно-
сительно ниже. При увеличении температуры пламени увеличивается тепло-
вой поток к стенкам цилиндра и, следовательно, увеличиваются потери тепла
На лучеиспускание.
Из опытов проф. Каллендера видно, что потери тепла на лучеиспускание
пропорциональны объему пламени для небольших объемов. Однако прямой
Пропорциональности здесь не наблюдалось, и по мере увеличения объема
пламени относительное количесто потерь тепла на лучеиспускание уменьша-
45
лось, и лишь только для пламени толщиной в 3 см и меньше Эти потери
пропорциональны объему. Для пламеней, занимающих о ень большой объем,
потери тепла на лучеиспускание становятся скорее пропорциональными их
поверхности, чем объему. Потери на лучеиспускание зависят от толщины
газовой массы и не являются исключительно поверхностным явлением, как
при сгорании твердых тет. Лучеиспускание представляет довольно сложное
явление.
Хотя период взрывного сгорания смеси в бензиновых и подобных им
двигателях очень короткий, тем не менее будет интересно рассмотреть вли-
яние фактора времени на тепловые потери.
Хопкинсон из своих опытов заключает, что тепловые потери изменяются
пропорционально корню квадратному из времени сгорания, т. е.:
Q =
где /C = const, и t — время горения от момента воспламенения.
Потери тепла на охлаждение пламени изменяются по следующей формуле:
где Т—температура пламени,
К — коэфициенг теплопроводности,
С — теплоемкость единицы объема.
Как уже упоминалось, для большинства двигателей внутреннего сгорания
потери тепла во время сгорания составляют сравнительно небольшую часть
от всех потерь.
Влияние давления на лучеиспускание пока еще точно не установлено
ввиду трудностей, встретившихся при опытном определении этого влияния.
Однако возможно с некоторой степенью точности предугадать это влияние.
Каллендер утверждает, что в пределах средних давлений лучеиспускание
и поглощаемая им мощность с единицы толщины пламени изменяется прямо
пропорционально давлению или плотности. Так например, лучеиспускание
со слоя пламени толщиной в 1 см при давлении, равном 10лг/сл/а, будет
то же, что с пламени толщиной 10 см при 1 ат, предполагая, что давление
нс влияет на качественную сторону лучеиспускания или на характер сгорания.
В виде первого приближения можно предположить, что лучеиспускание с
данной массы газа при постоянной температуре пропорционально плотности
газа. Скажем так: если имеются две подобных массы пламени, которые
имеют одинаковую температуру в соответствующих точках и плотность
которых обратно пропорциональна объемам (т. е. массы постоянны), то
они будут лучеиспускать тепло подобно и в равных количествах.
Для практических целей с достаточной точностью можно считать, что
лучеиспускание изменяется в зависимости от плотности по следующему
закону:
R = K-{^,
где К — const,
р — плотность газа.
Отсюда следует, что в двигателе, работающем по циклу От го, макси-
мальная плотность смеси будет в конце хода сжатия (к моменту зажигания)
и, следовательно, здесь будут наибольшие потери на лучеиспускание.
46
Количеств© тепла, теряемого в стенки цилиндра во взрывном сосуде или
в камере сгорания, зависит при всех прочих равных условиях от состояния
поверхности стенок, т. е. от того, будет ли эта последняя шлифована или
покрыта хорошим поглотителем тепла, таким, как углерод.
Хопкинсон в своих опытах определил соотношение между тепловыми
потерями в стенки сосуда и состоянием последних. Он поджигал смесь газа
и воздуха во взрывном сосуде, стенки которого были покрыты фольгой.
Развиваемые давление и тепловые потери в стенки измерялись им и срав-
нивались с теми их значениями, которые были получены при сгорании с
покрашенными стенками. В обоих случаях разность в максимальных давле-
ниях была очень маленькой, однако, скорость падения давления при охла-
ждении была более значительной, когда стенки сосуда были покрашены,
нежели когда они были шлифованы. Опыты со сгоранием в газовых дви-
гателях с гладко шлифованными поверхностями камер сгорания дали замет-
ное увеличение среднего эффективного давления. Результаты этих и других
опытов указывают на то, что к. п. д. и среднее эффективное давление
в двигателях внутреннего сгорания будут больше с гладкими шлифованными
камерами сгорания, чем с покрытыми углеродом поверхностями.
Клерк высчитал, что потери тепла на лучеиспускание по линии сгорания
в га ювом двигателе (работающем на экономичном соста-е смеси) при ма-
ксимальной температуре сгорания 1800°Ц составляли около 3®/,, при обыч-
ных давлениях.
Влияние турбуленции на тепловой поток
Рассмотрим теперь вл яние завихрения смеси перед сгоранием на скорость
сгорания и на тепловой поток.
Рассмотрим сперва случай газового двигателя, делающего всего 120 об/мин
и работающего по четырехтактному циклу. Период всасывающего хода у
него около 0,25 сек. и средн.я скорость газов за период всасывания около
30 м/сек. Для быстроходных бензиновых двигателей период всасывающего
хода может быть около l/itn сек., т. е. составляет около */25 части от
предыдущего примера. Период сгорания в автомобильных бензиновых дви-
гателях составляет около 1/1«осек- ПРИ 1200 об/мин, для маленьких бы-
строходных двигателей этот период часто составляет всего лишь 1/30всек.
Если в этом случае пламя проходит в цилинлре путь, равный 100 мм, то
скорость его должна быть равна 30 м/сек, это есть средняя скорость газа
в клапанах. Высокие скорости газа в клапанах создают вихревое движение
их в цилиндре; это завихренное движение продолжает оставаться за весь
период сжатия до самого момента сжигания смеси.
Опыты Хопкинсона пролили много света на вопрос о завихрении в га-
зовых моторах.
В случае упомянутого выше газового мотора, делающего 120 об/мин,
количество тепла, протекающего через стенки цилиндра, грубо говоря, состав-
ляет около 30% от всего выделенного тепла.
Можно думать, что при увеличении числа оборотов потери тепла в стенки
будут уменьшаться так, как газы в этом случае находятся в соприкосновении
со стенками цилиндра в течение меньшего количества времени. Однако
в действительности потери тепла в стенки в последнем случае остаются
почти такими же, как и в первом случае при меньшем числе оборотов.
47
Это явление объясняется существовшием завихренного движения Газа
в цилиндре, благодаря чему улучшается отдача тепла в стенки. Причем,
чем большее число оборотов развивает двигатель, тем большее происходит
завихрение, а следовательно увеличиваются потери тепла в стенки цилиндра.
Таким образом уменьшение потерь тепла в стенки цилиндра за счет малых
интервалов времени прн большом числе оборотов уравн -вешивается боль-
шим завихрением. Явление завихрения Хопкинсон исследовал в газовом
двигателе, приводимом в движение электромотором, производя попеременно
сжатие и расширение воздуха.
Внутрь камеры сгорания было введено электрическое сопротивление.
изолированное от стенок цилиндра, посредством которого измерялась тем-
пература газа в камере сжатия. Измерение температур в конце хода сжатия
показало, что они уменьшались по мере увеличения числа оборотов при
вращении двигателя электромотором. Это явление объясняется существо-
ванием завихренного движения газов во время работы двигателя, когда
газы более легко получают тепло от электрического сопротивления.
На этот предмет Дегальд Клерк произвел несколько опытов на газовом
Фиг. 36. Влияние завихрения на вил индика-
торной диаграммы.
двигателе, с которого он снимал
индикаторные диаграммы при нор-
мальной работе и при вращении
двигателя электромотором. В
последнем случае происходило
только сжатие и расширение
смеси. На фиг. 36 приведены
соответствующие обоим случаям
индикаторные диаграммы: диа-
грамма А В, соответствующая
нормальной работе, и диаграмма
А' В', полученная при вращении
двигателя электромотором. Соз-
дание завихрения при всасывании
является весьма важным фактором
в двигателях внутреннего сгорания, так как очо значительно ускоряет и
улучшает процесс сгорания. Скорость распространения пламени увеличи-
вается гораздо больше, когда смесь находится в завихренном состоянии,
нежели в спокойном.
Хопкинсон изучал явление завихрения во взрывном цилиндрическом со-
суде диаметром в 300 мм, внутрь которого было введено электрическое
сопротивление в виде изолированной спиральной медной полоски. Причем
в этом цилиндре был -установлен вентилятор, который мог вращаться с
-переменными скоростями, достигая 5000 об/мин. Этим вентилятором и соз-
давалось завихрение в газовой смеси.
При различных оборотах вентилятора замерялись давления и темпера-
туры. На фиг. 37 и 38 представлены результаты испытания газовой смеси из
10°/о каменноугольного газа и 9О°/о воздуха. Кривые А относятся к работе
двигателя без вентилятора, причем расположе <ные справа, внизу кривые
указывают температуры, а слева,, вверху — давления. Кривые В, С и D от-
носятся к случаям раоты двигателя с вентилятором при скорости вращения
последнего в 2300,3600 и 4500об/мин соответственно. Из этих кривых
видно, что наиболь । им оборотам вентилятора соответствуют наибольшие
д вления сгорания. Это обстоятельство указывает на важную роль, которую
играет завихрение. Скорость возрастания температуры стенок цилиндра
также соответствует наибольшим оборотам вентилятора.
Надо заметить, что сгорание при неработающем вентиляторе занимает
0,14 сек. в то время как при работающем вентиляторе, делающем 2300 об/мин,
это время составляет лишь 0,034 сек., т. е. около от первого. Эти
результаты указывают на то, что даже при умеренной турбуленции процесс
сгорания значительно уско-
ряется.
Посредством устройства
крепкого кварцевого окна в
камере сгорания можно ви-
деть, что при работе венти-
лятора сгорание происходит
мгновенно, в то время как
без вентилятора наблюдается
сравнительно медленное дви-
жение пламени.
Проведенные в связи с
этим опыты на газовом и
бензиновом двигателях ука-
зывают на значительное влия-
ние турбуленции на увели-
Фиг. 37. Влияние завихрения на характер сгорания.
А—При неработающем вентиляторе, В—вентилятор делае»
2300 об/мин, С—3600 об/мин, и D—4500 об/мин.
чение скорости сгорания.
Посредством индикаторных
диаграмм Клерк показал, что
в газовом двигателе время сгорания становится в два раза меньшим при
наличии турбуленции. Опыты со сгоранием горючих смесей в бомбах и в
газовых двигателях не дают, следовательно, сравнимых результатов, если
смесь в них сгорает в спокойном состоянии.
Из этих и других надежных опытов
можно вывести такое заключение, что
действительно получаемые скорости сго-
рания в газовых, нефтяных и бензино-
вых двигателях обязаны, главным обра-
зом, турбуленции, благодаря которой
не только увеличивалась абсолютная
величина максимального, давления, но
Давление в кг/см2сверх атмосферного также значительно уменьшалось время,
Фиг. 38. Влияние завихрения на ско-
рость возрастания температуры.
в течение которого это давление дос-
тигало своего максимума.
Из приведенных опытов совершенно
понятной становится реальная ценность турбуленции; понятным также ста-
новится, что противоположные влияния быстроходности и турбуленции на
тепловой поток являются чрезвычайно благоприятными факторами, позво-
ляющими использовать широкий диапазон быстроходности в бензиновых
и других двигателях внутреннего сгорания.
Конструкция камер сгорания, клапанных проходов и всасывающих труб
оказывает большое влияние на изменение максимальных и средних скоростей
сгорания, так как от них зависит вид и степень завихрения»
4 Д ж о д ж, Автом. и авиац. двигатели.
49
Опыты Ватсона, с золотниковым мотором, который был свободен от кла-
панных карманов и имел центрально расположенный воспламенитель, пока-
зали значительное увеличение скорости сгорания в этом моторе; другими
Фиг. 39. Головка цилиндра конструк-
ции Рикардо.
словами, максимальное давление у него
достигалось скорее, чем у мотора с
Т-образной головкой и с клапанными
карманами на каждой стороне головки
цилиндра.
В результате большой эксперимен-
тальной работы Хопкинсон и Клерк
впервые указали на влияние конструк-
ции цилиндра на турбуленцию.
Так, например, было установлено, что
моторы с подвесными (наверху головки
цилиндра) клапанами давали лучшую
турбулентно, чем моторы с боковым
расположением клапанов. Последние не
давали хорошей турбуленции благодаря
влиянию клапанных карманов и удале-
нию их от оси цилиндра.
Степень завихрения зависит прежде
всего от скорости входящей смеси в
клапанах или в их проходах.
Эга скорость в двигателях с боковым
расположением клапанов недостаточна,
чтобы получить хорошее завихрение.
С другой стороны, надо заметить, ч!о
в золотниковом двигателе с маленьким
карманом за счет меньшего дроссели-
рования входящей смеси, чем у дви-
гателя с тарельчатыми клапанами, по-
лучается иногда настолько значительное
завихрение, что это вредно сказывается
Для улучшения завихрения в моторе
Рикардо предложил конст-
на работе двигателя.
с боковым расположением клапанов
рукцию головки цилиндра,
показанную на фиг. 39.
В этой конструкции ка-
мера сгорания сконструиро-
вана над клапанами и здесь
получается дополнительное
завихрение во время сжатия
при прохождении газов в
узком пространстве между
р » i головкой цилин- фиг 4Q 5Л0К автомобильного мотора, с головками
дра, откуда при сжатии пор- цилиндра конструкции Рикардо,
шнем газ выталкивается с
большой скоростью в камеру сгорания.
Подобная конструкция позволяет получить также хорошие результаты
в смысле завихрения, как и у моторов с подвесными клапанами.
50
Основное благоприятное действие завихрения состоит в том, что им
считается со стенок цилиндра осевший слой смеси. Кроме того, как мы
уже видели,. завихрение ускоряет сгорание и пр обеим этим причинам ра-
бота двигателя значительно улучшается. .
Завихрение, как уже упоминалось, зависит от скорости газов в клапанных
проходах и увеличивается с увеличением последней. С увеличением завих-
рения будут увеличиваться потери тепла в стенки цилиндра; отсюда сле-
дует, что завихрение надо допускать в определенных пределах, за которыми
оно уже не приносит выгоды. .
Допустимая степень завихрения зависит также от природы употребляе-
мого в двигателе топлива.
Фиг. 41. Разрез рикардовского мотора, показывающий форму головки цилиндра
и расположение свечи.
Так, например, для спиртовых смесей требуется большее завихрение, чем
для бензина при работе на одном и том же двигателе.
Затем при низших степенях сжатия требуется большее завихрение, чем
при высоких.
Дальше, бедные смеси с высокой степенью завихрения будут давать
лучшие результаты, чем богатые смеси с той же степенью завихрения.
Для авиационных двигателей высокая степень завихрения будет давать
лучшие результаты на больших высотах, чем на земле.
Действительные процессы сгорания
Исследовательская работа последних лет проливает много света на по-
нимание действительных процессов, происходящих в цилиндре двигателя.
4»
51
Эти процессы отличны от теоретических, в которых для удобства иссле-
дования процессы предполагались происходящими по идеальному циклу.
Мы предполагали, что сгорание происходит мгновенно - при постоянном
объеме. На самом деле сгорание занимает больший или меньший отре-
зок времени, в течет е которого успеет измениться объем, определяемый
движением поршня. Рикардо, который довольно тщательно изучал про-
цессы сгорания в двигателях, высказывает следующие положения по этому
поводу: -
«Отдельные, довольно высокой температуры искры проскакивают через
электроды, оставляя позади себя тонкий шнур пламени.
От этого тонкого шнура сгорание распространяется до оболочки смеси,
тотчас же окружая ее пламенем со скоростью, которая зависит, во-первых,
от температуры самого фронта пламени и, во-вторых, от температуры и
плотности окружающей среды. Таким образом происходит образование ма-
леньких ядер пламени с быстрым нарастанием скорости.
Если содержимое цилиндра находится в покое как в бомбе, то этот про-
цесс будет происходить с нарастанием скорости до тех пор, пока пламя не
пройдет через всю массу смеси. Однако, если в какой-либо момент скорость
распространения пламени превзойдет предельное значение, зависящее от
природы топлива, то тогда установится детонационная волна.
В цилиндре двигателя смесь находится в состоянии быстрого турбулент-
ного движения; в результате такого завихренного движения пламя разры-
вается на части и распространяется с большой скоростью через всю массу.
Вследствие этого процесс сгорания ускоряется до чрезвычайности. В про-
цессе сгорания, происходящем в цилиндре двигателя, турбуленция имеет
решающее значение; без нее двигатель не будет работать».
Рикардо рассматривает процесс сгорания, протекающий в двух проти-
воположных направлениях: 1) рост и самораспространение ядер пламени и
2) распределение этого пламени по всей камере сгорания.
Первый процесс есть чисто химический, зависящий а) от природы топ-
лива, б) температуры и давления и в) того, что Тизар называет «темпе-
ратурным коэфициентом», т. е. соотношением между температурой пламени
и скоростью его распространения.
Второй процесс чисто механический и простой.
Рикардо рассматривает эти процессы отдельно и независимо друг от
друга, т.. е. он абстрагирует их, зная заранее, что они между собой свя-
заны и до некоторой степени влияют друг на друга. Например, при более
высокой температуре пламени сгорание будет распространяться с большей
скоростью при той же степени завихрения.
За последнее время инженерами, физиками и химиками проведена боль-
шая исследовательская работа по вопросу о сгорании и связанных с ним
явлениях, в особенности о преждевременном зажигании, детонации и анти-
детОнационных свойствах топлив.
Особенно большую работу по этим вопросам проделали проф. Диксон и
Дегальд Клерк.
Несколько новых теорий и открытий по вопросу о сгорании Внесено
было этими исследователями, а также Егертоном и Гейтесом (Gates), Уерменом
(Wearman), Рикардо, Миджлеем (Midgley), Спарроу (Sparrow) и др.
Ввиду большого количества опубликованных данных, заключающих в себе
результаты исследовательских работ различных исследователей, здесь не-
52
возможно сколько-нибудь подробно на них остановиться. Здесь будут при-
ведены лишь некоторые выдержки из современных теорий сгорания.
Делая краткий обзор современного состояния наших знаний по вопросу
о сгорании, удобно будет рассмотреть процесс сгорания, аналогичный тому,
который происходит при сгорании чистого гексана СдНц в кислороде воздуха.
Реакция сгорания может быть выражена следующим химическим уравнением:
2С(.Н14 + 1902 — 12СО2 + 14НаО тепло сгорания.
Действительный процесс сгорания еще до сих пор является предметом
дискуссии и по этому поводу существует множество различных теорий.
Наиболее интересной и важной из современных теорий является теория
проф. Каллендара. Эта теория известна под названием теории ядер или
пероксидов.
Ядерная теория с достаточной точностью изложенная проф. Каллендером,
может служить лучшим средством при рассмотрении распыливания и испа-
рения топлива в потоке воздуха.
При испарении топлива остаются остатки или ядра плохо испаряющихся
фракций, составляющих это топливо, таких как тяжелые парафины. Пос-
ледние, как известно, имеют более низкую точку воспламенения по сравне-
нию с другими составляющими бензина.
Точка воспламенения этих остаточных капель будет падать по мере
продолжения процесса испарения и будет самой низкой, когда испарение
закончится. В таком состоянии оставшиеся неиспаренными капли топлива
Каллендер называет ядерными каплями, имеющими очень- малые размеры.
Когда смесь, содержащая такие «ядерные капли», нагревается быстрым
сжатием, эти ядра, по всей вероятности, являются фокусом воспламенения
вследствие своей низкой температуры воспламенения по сравнению с парами
смеси.
Кроме того, опыт показывает, что химическая реакция легче начинается
с поверхности, лежащей между жидкостью и парами, так как благодаря
поверхностному натяжению молекулы находятся в состоянии прочного сце-
пления, вследствие чего понижается точка воспламенения смеси, содержащей
во взвешенном состоянии капли топлива. Эти капли более интенсивно, чем
пары смеси, поглощают тепло от лучеиспускания, которое особенно значи-
тельно в последний период воспламенения.
Это явление способствует парообразованию и концентрации «капельных
ядер», которые составляют сравнительно небольшой процент от всего топ-
лива. Отсюда легко понять почему малые количества жидкости, состоящей
из таких капель, производят серьезное влияние на стремление топлива к
детонации.
Если парциальное давление паров бензина превышает состояние насы-
щения, зависящее от температуры капель, то наступает я <ление конденсации
паров топлива. >
Хорошо известно, что даже при низких степенях сжатия в двигателях
внутреннего сгорания водород и ацетилен детонируют совершенно легко,
хотя при сгорании смесей из этих газов в бомбе характер явления иной.
Детонация в двигателе часто приписывается горячим точкам или свечам.
Смесь приходя в соприкосновение с этими точками, может загораться,
образовать пламя и, таким образом, вызвать преждевременные вспышки.
53
Одп^.го детонации предполагает одновременное сгорание значительной части
смеси волною пламени, самораспросграняющейся через всю массу сме<и.
Вследствие этого возникновение детонации легко задержать, если добавить
к смеси некоторые пары или жидкость вроде никелькарбонила, которая,
будучи добавлена. даже в ничтожном количестве, уничтожает детонацию.
Теория проф. Каллендера была подтверждена на ряпе опытов в бомбах
и на двигателях^с применением в качестве антидетонаторов тетраэгилового
свинца, никилькарбонила, анилина, ароматических аминов и других веществ.
В виде общего заключения можно сказать, что ядерная теория достаточно
хорошо подтверждается опытами. Эта теория дает хорошее объяснение
действия свинца на замедление возникновения детонации в моторах, при-
меняющих парафиновые топлива при высоких степенях сжатия. Парафиновые
топлива, благодаря их высоким критическим температурам и низким кри-
тическим давлениям, обладают исключительной способностью к образованию
ядерных капель, которые служат очагами одновременного воспламенения от
сжатия.
Заметное действие давления на возникновение детонации установлено рабо-
тами Рикардо и Феннинга, которые указали на быстро еувеличение конден-
сации ядер с увеличением плотности заряда.
Действие антидетонаторов на замедление детонации состоит в замедлении
воспламенения ядерных капель. Капли эти составляют небольшой процент
от всей смеси, о чем свидетельствует тот факт, что достаточно бывает
небольшого количества антидетонирующей жидкости, чтобы обезвредить их
действие. ,,
Было доказано, что этиловый свинец и никелькарбонил (эти две наибо-
лее эффективные жидкости), смешиваясь с остатками бензина, быстро раз-
лагаются при температурах свыше 200° Ц, откладывая слой металла на
поверхности жидкости. Этот слой будет защищать ядерные капли от
окисления и поддерживать низкую температуру их, отражая тепло луче-
испускания.
Применение органических жидкостей, таких как метилан'илин и ксилидин
"при высоких степенях сжатия дает большее преимущество по сравнению
с металлическими жидкостями, без риска порчи мотора вредными отложе-
ниями; однако их требуется в гораздо большем количестве, чем этилового
свинца.
Повидимому дей-пвие органических жидкостей состоит, главным образом,
в расчленении ядерных капель, в результате чего повышается температура
их воспламенения. . .
Однако происходящие при этом химические реакции очень сложны и тре-
буют дальнейшего исследования.
В этом направлении еще так мало сделано, что не исключена возмож-
ность открытия более простых и: эффективных жидкостей, .когда; химическая
сторона этого вопроса будет достаточно исследована.
Здесь надо упомянуть интересные результаты исследований рроф. Бонз
и его коллег по вопросу о влиянии энергии электрической системы зажи-
гания на воспламеняемость сухих газовых смесей. <., ,
Совсем' ‘йёдавно-Финч (Finch) и Ходжес (Hodges) показали, что присут-
ствие влажности может ускорить сгорание окиси углерода в районе срав-
нительно слабой ионизации и имеет слабое или вовсе не имеет влияния
районе интенсивной ионизации- Задерживающее детонацию действие
51
(етраэтилового свинца, карбонилжелеза и пр. лучше объяснить ядерной
теорией, которую поддерживает проф. Диксон и Релей (Rayleigh) в отно-
шении задерживающего действия фосфоресценции следами этилена и дру-
гими органическими парами.
Теория пероксидизации в газовых смесях составляет основное звено в
работах Мора (Moureu), Дюфрайса (Dufraisse) и др. о механизме задержи-
вающего действия некоторых жидкостей.
Работы Уермана, Едгертона и Гейса по этому же вопросу также заслу-
живают внимания.
Уерман нашел, что если накапать в нагретый чугунный горшок, через
который плавно продувается воздух, бензина, то в присутствии антидето-
наторов его температура воспламенения значительно увеличивается.
Выводы Уермана были подтверждены Едгертоном и Гейсом, которые
для объяснения действия антидетонаторов пользовались таким же методом,
что и Уерман.
В результате своих опытов они пришли к следующим заключениям:
1) антидетонаторы не действуют на ускорение горения смеси;
2) антидетонаторы влияют на температуру воспламенения бензина в по-
токе воздуха;
3) во всех случаях антидетонаторы, применявшиеся в двигателе, действо-
вали на температуру воспламенения смеси, хотя в некоторых случаях обрат-
ного действия не обнаруживалось;
4) что при применении оргаметаллических антидетонаторов главным дей-
ствующим элементом был металл;
’5 ) что атомы этого металла должны находиться в начальной стали л
окисления.
Общее свойство антидетонаторов, повидимому, состоит в способности
сохранять состояния равновесия при той температуре, при которой они
действуют как антидетонаторы. Так например, окиси, калия К2О3 и КаО3
сохраняют состояния равновесия при 400° Ц. Если высокие окиси переходят
в низшие, то затем они снова восстанавливаются путем перераспределения
молекул кислорода. В этом свойстве можно найти объяснение тому факту,
что' малые количества металла производят столь большое антидетонацион-
ное действие. Некоторые органические вещества, как например, ароматиче-
ские амины действуют как антидетонаторы, хотя и слабее металлических,
причем, повидимому, антидетонационные действия их обязаны образованию
аовольно стойких продуктов окисления.
Было определенно условлено, чго антидетонаторы понижают скорость
реакции окисления, предшествующей воспламенению. Это обстоятельство
было подтверждено опытами Уермана по измерению СО2 и поглощенного
кислорода.
• Можно считать' установленным, что антидетонаторы задерживают оки-
сление. Действие антидетонаторов предполагается в разрывании цепной
реакции. *
При наличии кислорода сильной концентрации действие антидетонаторов
становится слабее, потому что тогда цепная реакция распространяется слиш-
ком легко для того, чтобы антидетонаторы могли ее задержать.
Другой важный пункт, который был исследован Едгертоном и Гейсом —
это последовательность действия антидетонаторов в двигателе и их влия-
ние на процесс сгорания в цилиндре.
55
Зная, что антидетонаторы замедляют окисление, Рикардо провел соот-
ветствующий опыт и нашел, что предварительное окисление заряда в течение
хода сжатия было гораздо меньше, когда присутствовали антидетонаторы,
чем без них.
Отсюда стало ясно, что антидетонаторы действуют на заряд смеси, глав-
ным образом, перед воспламенением его и образованием фронта пламени
и, следовательно, замедляют первоначальные стадии реакции, как уже об этом
упоминалось.
Опыты по сгоранию ацетилена, пентана и недетонирующих топлив в бом-
бах, проведенные Уилером (Wheeler), Максвеллом (Maxwell), Феннингом и др.,
показали, что при появлении слышимой детонации фотографическая запись
показывала замедление в скорости сгорания.
Это явление происходит вероятно вследствие охлаждения фронта пламени
при приближении его к стенкам цилиндра. При этом наблюдались вибрации.
В детонирующем взрыве наблюдалось внезапное колебание и замедление
сгорания поблизости к стенкам, которое могло повести к образованию удар-
ной волны, идущей в обратном направлении через массу продуктов сгорания.
Появление детонации, повидимому, обязано неодинаковости в условиях
распределения заряда, в особенности в местах высокого давления и темпе-
ратуры, как например, вблизи нагретых выхлопных клапанов. Эта неодина-
ковость порождает места с различным состоянием энергии, и там, где молекулы
обладают большей кинетической энергией, реакция может распространяться
более легко.
Неравномерность сгорании увеличивает колебания пламени. Некоторыми
мерами Можно избежать мгновенного и местного возрастания давления и об-
разования центров с высокой кинетической энергией, ведущих к образо-
ванию детонации. Такими мерами могут быть: завихрение, охлаждение
горячих поверхностей и изменение камеры сгорания. Применением таких
антидетонаторов, как тетраэтиловый свинец можно замедлить процесс сго-
рания в центрах с высокой кинетической энергией и поэтому предупредить
детонацию.
Кроме того, антидетонаторы влияют на температуру и окисление заряда
во время хода сжатия.
При объяснении ядерной теории указывалось на то, что детонация воз-
можна в совершенно испаренных смесях и что антидетонаторы действуют
на температуру воспламенения совершенных газовых смесей.
лв
ГЛАВА ВТОРАЯ
ТЕРМОДИНАМИКА ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Общие соображения
Для понимания различных явлений и изменений, происходящих в цилиндре
двигателя внутреннего сгорания, необходимо хорошо ознакомиться с тео-
риями, касающимися поведения рабочих веществ, которые в настоящем
примере рассматриваются как газы.
Основными параметрами, которые определяют физическое состояние газа'
с термодинамической точки зрения, являются: температура, давление и объем.
Зная эти три параметра, можно определить все другие свойства газа.
Перед рассмотрением этих параметров необходимо упомянуть о приме-
няемых в термодинамике и необходимых единицах измерения и законах. За
единицу тепла принимают калорию, которая представляет собой количество
тепла, необходимое для нагревания одного килограмма воды на один градус
Цельсия. За единицу работы принимают килограммометр, т. е. работу, ко-
торую необходимо произвести чтобы поднять 1 кг веса на высоту 1 м.
При обращении тепла в механическую работу имеется определенное соот-
ношение между этими единицами. Это соотношение впервые было установ-
лено Джоулем и впоследствии другими экспериментаторами.
Между теплом и работой существует следующее соотношение: 1 кал —
— Ь'П.кгм. Величина 427 называется механическим эквивалентом тепла,
в дальнейшим мы будем обозначать ее через /. При рассмотрении расши-
рения или сжатия газа кладутся в основу два закона: Бойля-Мариотта
и Чарльса (Charles), которые вполне применимы к совершенным газам. Закон
Бойля-Мариотта гласит, что для данной массы газа при постоянной темпе-
ратуре давление его изменяется обратно пропорционально объему. Обозначим
давление и объем через Р и V соответственно, тогда получим:
Р- V= const.
На кривой фиг. 42 показано соотношение между Р и V по этому закону.
Закон Чарльса гласит, что для данной массы газа, расширяющегося при
постоянном давлении, равным приращениям температуры, соответствуют рав-
ные прирашения объема*. Этот закон также устанавливает, что все газы
Расширяются одинаково.
* У нас этот закон принято считать законом Гей-Лкх’сака.
57
Если обозначить объем какого-либо расширяющегося при постоянном
давлении газа при 0° через Уо и через V объем при другой температуре Т,
тогда можем написать:
1/=П0(1 + дГ), • (1)
где а и есть постоянный коэфициент расширения, равный Если допу-
стить, что температура газа понизилась до — 273°, то объем газа станет
равным 0 по закону Чарльса. Однако опыты по сжатию газов показывают,
что этот закон теряет свою силу при столь низких температурах и боль-
шинство газов затвердевают прежде чем приобрести такую температуру.
В термодинамике обычно принято считать температуру от так называемого
абсолютного нуля градусов. Тогда температура какого-либо газа будет;
Т-— Т + 273 в абсолютных градусах.
Фиг. 42.
Тогда выражение для закона
Чарльса можно переписать так:
V=V.-aT. (2)
Соединяя уравнения (1) и (2),
получим:
P-V^P-V.aT
или:
отсюда
P.V~R~T (3)
Значение газовой постоянной R для какого-либо газа зависит от тепло-
ёмкости этого газа при различных условиях. Под теплоемкостью следует
понимать количество тепла, • необходимое для подогрева 1 кг газа на 1° Ц.
В термодинамике применяются две теплоемкости; теплоемкость при посто-
янном объеме и при постоянном давлении; обозначаются оии соответственно
через С, и Ср.
Закон Джоуля
Закон Джоуля гласит, что тёпло и механическая 'работа взаимно обра-
тимы, т. е. единица тёпла эквивалентна определенному количеству механи-
ческой работы (о соотношений Между этими двумя величинами уже упо-
миналось). ‘
Напишем это соотношение в следующем виде:
(4)
58
где IE—количество механической работы,
б?—количество тепла и
1—механический эквивалент тепла, равный 427.
Джоулем установлен тот факт, что если при расширении газ не произ-
водит внешней работы, а следовательно не происходит изменения количе-
ства его внутренней энергии, то его температура остается неизменной.
Если Q есть количество тепла, сообщенное газу, W есть работа, произ-
веденная газом, а внутренняя энергия в начале и в конце процесса будет
До и Е соответственно, тогда закон Джоуля может быть написан в сле-
дующем виде:
Q = W+ (Е-Ео) (5)
или для. бесконечно-малых изменений:
dQ = dW+dE.
При замкнутом цикле работы газа внутренняя энергия его в конце про-
цесса равна внутренней энергии в начале процесса, так что dE=O, тогда
dQ=dW, или при постоянной интегрирования, равной O,Q = Wt, т. е. работа,
произведенная газом за цикл, равна полученному газом теплу.
Здесь количества Q и W выражены в тех же самых единицах.
Если данное количество газа нагреть при постоянном давлении Р от тем-
пературы 7j до Tg, которым соответствуют объемы Vt и V2, тогда затра-
ч иное количество тепла Q найдем по формуле:
Q=cp(t2-tj,
а произведенная работа будет по закону Бойля-Мариотта равна:
P-{Vi-Vl) = R{T2-T^
тогда
С,(т2 - Л) = ~.(1/2 - V,) + С, (Г2 - Tt).
Отсюда имеем:
>-с» = т; (6)
Обозначим =А и разделим обе части равенства (6) на Св; получим:
Gp л AR
С 1 С ’
Пусть '
С (У
тогда
1 I AR (7 >
К = 1 + *
7 •
- - J • « > . • { •
В вышеприведенных соотношениях мы предполагаем, что обе теплоемкости
S и с, остаются постоянными при всех температурах. Однако опыты Хол-
борна, Хемминга (Hemming) Vi др. показали, что эти теплоемкости газа
изменяются с температурой, что будет более детально рассмотрено позже.
59
Теперь мы можем характеристическое уравнение газа
P-V^R-T
переписать так:
Р- У=(Ср-С„)ТА. (8)
Расширение или сжатие газа осуществляется двумя главными спо-
собами:
1) расширение или сжатие газа при постоянной температуре, т. е, изо-
термическое сжатие или расширение;
2) расширение или сжатие газа без притока и отвода тепла, т. е. ал -
абатическое сжатие.
Изотермический процесс протекает по уравнению
. . P-V—RT,
и
и кривая расширения газа изображает равностороннюю гиперболу, как по-
казано на фиг. 42. При адиабатическом процессе расширения газ произво-
дит работу за счет изменения внутренней энергии без теплообмена между
газом и внешней средой. В действительности в двигателях внутреннего
сгорания процесс может более или менее приближаться к адиабатическому.
Для получения уравнения кривой адиабатического .расширения газов рас-
смотрим общее уравнение, дающее изменение состояния газа при добавле-
нии бесконечно-малого количества тепла dQ. Это тепло идет на изменение
внутренней энергии газа и на совершение внешней работы, так что:
dQ=CudT+ A-P-dV. (9)
Общее уравнение состояния газов есть
P-V-^RT;
Диференцируя это уравнение, получим:
P-dV+ V-dP = R-dT,
отсюда
dT= ‘
Подставляя это значение в уравнение (9), получим:
dQ = Ct ^-dV+V‘d-^ + A-P.dV.
Так, как Ср — Ce=AR, или Ct -р AR ~ Ср, то последнее уравнение напи-
шется так:
dQ ~ ~ (С, - V- dP + СрР • dV). . (10)
60
Эго уравнение дает общее выражение изменения газа при подводе к нему
данного количества тепла. Для адиабатического изменения будем иметь:
dQ =^(Ct.V-dP + Cp.P.dV) = O.
Умножив обе части этого равенства на получим
(IP ^_П
Р ' С,,' V •
После интегрирования получим:
lg P-f- k -lg H= const
= k или P • V* = const. (11)
о»
Для воздуха показатель адиабаты к =1,41. Значения к для других га-
зоз приведены в табл. 15. Рассмотрим соотношение между объемом газа
и его температурой при адиабатическом его изменении.
Пусть Ро, Ио и Гр характеризуют начальное состояние газа и Р, V” и Т—
конечное. Из характеристического уравнения газов имеем:
отсюда
Р _ Ир Т .
Ро И'т0’
из уравнения адиабат имеем:
ри* = р-п*- —=fy°Y-
1 ° ’ Рй \ VJ ’
следовательно
Ио L
\И/ - И Го’
отсюда
гг^Г <”>
Подобным рассуждением можно доказать, что между давлением и темпе-
ратурой при адиабатическом изменении газа существует следующее соотно-
шение , .
i—ft
к
Р-Т— const. (12а)
Еще раз напомним, что здесъ температуры выражены в абсолютных гра-
дусах Кельвина. Как пример применения формул адиабатического процесса
определим конечную температуру и давление сжатого адиабатически атмос-
ферного воздуха от первоначального объема Ис=600 см3 до И= 150 СЛГ*
при 7о = 288° абс.
По формуле (12) имеем:
отсюда
отсюда
Г /бооул--1== 4== 74
288 К150/
Т=288-1,74 =500° абс.;
= 41-4
Po~\vJ М50/
Р = Р0-41-4=1 .41-4®? ат.
Часто бывает необходимо рассматривать циклы, в которых имеется и ади-
абатическое изменение. На фиг. 43
Объем
Фиг. 43.
видно соотношение между этими кри-
выми. Из этих кривых видно, что
если газ от своего перв начального
состо :ния, характеризуемого точкой
А, будет расширяться сперва адиа-
батически, а потом изотермически,
или наоборот, то, как видно, кривая
адиабаты идет ниже кривой изо-
термы.
Адиабата имеет уравнение
Р • V* = const,
_ а изотерма P-V= const, или cco'i
ветственно
<№_ , Р
Й V
аР __Р .
dV~ V ’
гак как к^>1, то адиабатическая линия имеет более крутой наклон и по-
тому лежит ниже изотермы. Обратно, если данный объем газа будет сжат
адиабатически и изотермически, то при тех же самых конечных объемах
конечное давление будет больше в первом случае. В быстроходных двига-
телях сжатие заряда горючей смеси приближается к адиабатическому, в то
время как в тихоходных скорее к изотермическому.
Работа расширения
1. Изотермическое расширение. Пусть газ расширяется изотерми-
чески по кривой АВ (фиг. 44). Обозначим начальное давление и объем
газа в точке А через РА и и в точке В через и К2; тогда работа,
произведенная газом при его расширении от точки А до точки В, будет
так как
Р^=Р^ = РУ,
отсюда
р Pi^t
V ’
тогда работа
^ = Ер.-гЛ- = р.г.-1"Й=
= Pi Vj.lns,
(13)
Фиг. 44.
Эта величина е называется степенью сжатия (в данном случае степенью
расширения/. Если работу газа при расширении выразить через темпера-
туру, то тогда
Л =/?-Т-1пе.
р
2. Адиабатическое расширение. Общее выражение работы здесь та-
кое же, как и в первом случае, т. е.
Л--
но здесь
отсюда
Р.. IZ/ = R- V.,k --=P-V’!
11 Л А
р Р'У?
Л-11 \(У^~к
1—к Lw
_ Р11У1
— 1 — k
(e1J
-I)-
(14)
Если работу расширения требуется выразить через температуры, то из
уравнения (12) имеем;
W ~Т2’
тогда, подставляя это значение в формулу (14), получим:
_ Рг Vi (Т, _ R7\ /Г2-Г1\
S “ 1- a'j, l-k л /’
или заменяя
получим:
LP^C^(T,-T.)
(151
3. Политропическое расширение Политропический процесс проте-
кает по уравнению
р. V" = const
и работа расширения тогда будет
(16)
или выраженная через температуры будет:
г-,= Т=7Г<Г>-Л)
Как уже упоминалось, уравнение тепла при любом изменении состояния
газа
dQ = Cv-dT±A-P.dV
или для конечных значений
г т. с •'« г г.
Q = cATldT+A\Vip'dv = CAT‘~T^ + A^,p'dv- (17)
Второй член формулы (17) определяем сообразно характеру процесса.
Зная закон изменения газа, мы можем определить количество тепла,
которое получает (или отдает) газ на единицу объема из рассмотрения
индикаторной диаграммы. Как уже упоминалось,
dQ=C„-dT+ A-P-dV
или dQ р dT . ,р dV ”dV+'
так как PV=RT,
ТО P-dV-\-V-dP — R-dT- pdpVddPv = Rfv-.
отсюда dV _ R dT p ydP dV
тогда
dQ = Л/? / dP ч
dV Л-l? ^vdV .АР (*-!)>_ A l'bp,,dP\ (18,
I R + ~ R k—l{ Г'*' dVj'
Все входящие в эту формулу величины могут быть получены из инди-
каторной диаграммы, хотя наклон кривой расширения не может бьпь точно
получен, однако, можно построить кривую, показывающую скорость полу-
чения или отдачи тепла во всех точках диаграммы.
64
Для политропического процесса имеем
Р. Vй = const dQ=C„-dT-\- АР-dV.
Интегрируя это выражение, получим:
+Г21” (^1-я - 1/с1-в)А = ^-pi^t)+
+ W-- V/«)
ИЛИ
Q = ^1-я; +-4-T^WB- И-«) =
- A • P, V,-(V,- - ’ + ьУ =
(19>
Таким образом затраченное в политропическом процессе тепло равно
„ k— п
внешней работе газа в этом процессе, умноженной на , это тепло мо-
жет быть подсчитано из индикаторной диаграммы. Для определения пока-
зателя политропы, соответствующего точкам Рх, И, и Ра, V2, прологариф-
мируем выражение
Л^Г = Р8К”.
получим
log Pt + п log V\ = log P2 Д- n log V2,
отсюда
IgH-lg V-2
Общее уравнение для теплоемкости газов
Теплоемкостью называют то количество тепла, которое необходимо для
нагревания одного килограмма вещества на Iе Ц. Если сообщить единице
газа бесконечно-малое количество тепла dQ, то температура этого газа воз-
растет на величину dT, тогда выражение для теплоемкости будет
__dQ
~dT'
Различают две теплоемкости: 1) при постоянном объеме и 2) при посто-
янном давлении, соответственно обозначают их С„ и Ср
Б Джо дж, Автом и авнаи двигатели.
Для бесконечно-малсго изменения газа имеем:
dQ =dE+dL,
где Е—внутренняя энергия газа dE~fyV,T)\ тогда
dQ-^T):dT+{tv),dV+AP-dv-
отсюда получаем общее выражение для теплоемкости газов в следующем
виде:
<2°)
di \dTJv \dVjT dT di 7
Таким образом = ’ так как =
Теплоемкость же при постоянном давлении будет
Разность между этими двумя теплоемкостями будет:
с<—с.=О+лр]Ш.- <21>
Для совершенных газов Ч
PV=/?7 и P-~=R,
dl
Из опытов Джоуля известно, что при свободном расширении газ не про-
изводит внешней работы, следовательно, для этого случая dQ =dE и если
то
dE=(^\ .dl + (^\ >dV-, (dE} =0,
\dTJt ' \dViT \d\rjT
тогда на основании уравнения (21) имеем:
C„-C,~AP(£)=AQ.
Количество тепла, затраченное или полученное в каком-либо процессе
газа, может быть изображено графически следующим образом.
Пусть на кривой фиг. 45 газ расширяется адиабатически. О г шее уравне-
ние тепла для любого изменения состояния есть
dQ=dE^ AP-dV,
но так как мы предположили процесс адиабатически, то для него dQ=0,
тогда предполагая, что процесс адиабатического расширения шел от А до
66
f произведенная при этом внешняя работа газа получилась за счет изме-
нения внутренней энергии dE = AP-dV. Предположим, что каким-либо спо-
собом газ расширился от А до В,
тогда полученное в этом процессе
газом тепло будет равно разности
внутренней энергии газа в точ-
ках В и А плюс внешняя рабо-
та, т. е.
Q — Ев -|- AL = площ. (В ЭЕ—
__АСЕ) + площ. АВСО = за-
штрихованной площ. (ABEFy.
Следовательно, количество те-
пла, потребное для расширения
газа от точки А до В, изобра-
жается площадью, лежащей между Фиг. 45.
двумя адиабатами, проведенными
через эти две точки. Рассмотрим процесс АВ по фиг. 46. Если провести
параллельные соответственным осям линии ВС и АС, то количество под-
веденного к газу тепла в про-
цессе АВ будет равно площади
ACF+BCF— АС В.
Площадь BCF эквивалентна
изменению газа при постоянном
давлении по линии СВ и может
быть выражена так:
Площадь же ACF эквивалентна
изменению газа при постоянном объеме по линии АС и может быть выражена
Следовательно, тепло, получен-
ное в процессе АВ, будет равно
пренебрегая площадью АСВ, вви-
ду ее второго порядка малости.
На фиг. 47 показан так назы-
ваемый цикл Карно (Carnot), со-
стоящий из двух адиабат ВА и
CD и двух изотерм ВС и АО,
Для которого (согласно второму
5»
закону термодинамики) коэфициент полезного действия зависит только
от рабочих температур, т. е.
или в диференциальной форме
V
Если рабочие температуры выражены в абсолютных градусах, тогда
1 AdL (IT
^ = 7 и
интегрируя, получим:
Л£_Г1-Т2 .
Q Tt ’
где 7~2 и Tj — рабочие температуры изотерм.
Второй закон термодинамики тогда можно написать так:
AdL Q, — Q2
Q ~ Qi ~ Л
или
Qi _ Ог.
71 Т2 ф
следовательно, для всего цикла
^=«-
Если цикл, состоящий из двух адиабат и двух политроп, будет беско-
нечно-м 1лым, то мы можем для него написать следующее уравнение
-g-ffl),- <22’
Здесь отрицательный знак стоит потому, что увеличение Р соответствует
уменьшению Q, или, другими словами, падение давления сопровождается
поглощением тепла.
Уравнение (22) дает скорость изменения тепла с изменением давления
при постоянной температуре и может быть переписано в следующем виде
<23’
Смотря по характеру процесса, мы можем пользоваться тем или иным
уравнением. Так, например, пусть газ (фиг. 47) изменяет свое состояние
от точки В до точки Е при постоянном объеме. Уравнение тепла для этого
случая будет:
9=СД7'1-7'2).
68
Дальше предположим, что газ переходит из точки Е в точку Г при
постоянном давлении; так как точки В и F лежат на адиабате, то при
изменении газа по пути BE и ЕЕ тепло не подводится и не отнимается.
Отсюда следует, что тепло, полученное газом на пути BE, равно теплу,
отданному им по линии EF. Пусть теперь газ изменяется и перейдет и?
точки F в точку С при постоянном давлении, тогда тепло, потребное для
изменения газа по линии ЕС, будет равно теплу изменения по линии EF-\~
Ц-тепло по линии FC =q + Q, а это тепло в свою очередь равно
q+Q=Cp(Tt-T,)t
так как
^=с.(Л-т2),
тогда
отсюда
С __С — Q
р Тг-Т2-
При бесконечно-малых изменениях будем иметь:
Это есть общее уравнение теплоемкостей газа в зависимости от темпе-
ратуры, давления и Объема. Например, для совершенного газа имеем P-V=
= RT, тогда
/др\ _R_ _R.
UrA- v и \ыг)Р~Р’
следовательно,
Cp-Ct=T^-^ = R.
Таким образом разность между двумя теплоемкостями (для идеальных га-
зов) есть величина постоянная и не зависит от изменения Ct или Ct в
отдельности.
Данные нескольких опытов с переменными теплоемкостями газов
Как уже указывалось выше, для целей подсчета мы предполагали тепло-
емкость газов постоянной, однако, в действительности газы отклоняются
от идеального состояния, выражаемого законом Бойля и Чарльса, и теп-
лоемкости их не являются постоянными.
Опыты Маллярда и Шателье показывают, что для азота
С„ = 0,171 +0,0000215 Т
и для кислорода:
С, =0,150+ 0,0000188 Т.
По опытам Хольборна и Хемминга теплоемкость азота при постоянном
Давлении равна
Ср~ 0,2350 + 0,000019 Т.
ее
. с
Эта теплоемкость является средней в пределах температур от 0 до Т:'
Для СО2 Ср = 0,2010+ 0,0000742 Т— 0,000000018 Г2.
Результаты измерений средних теплоемкостей при постоянном давлении,
произведенных Хольборном и Дустином, паны в табл. 9 для водяного пара,
углекислоты и азота. Все теплоемкости отнесены к теплоемкости воды
которая принята за единицу.
В табл. 10 приведены значения средних теплоемкостей для углекислоты
при постоянном давлении при различных температурах, полученные неко-
торыми экспериментаторами.
ТАБЛИЦА 9
Изменения средних теплоемкостей при постоянном давлении
по данным Хольборна н Дустина
Температура в °Ц Среднее значение Ср
Водяной пар Н2О Углекислота со2 Азот N2
от 110 до 280 0,465
от ПО до 200 —- 0,21 0,240
от ПО до 400 0,467 0,229 0,242
от ПО до 600 0,473 0,240 0,247
ог ПО до 800 0,482 0,250 0,251
от 110 до 1000 0,494 0,258 0,254
о НО до 1200 0,510 0,264 0,258
от НО до 1400 0,532 0,272 0,262
ТАБЛИЦА 10
Изменение Cz, с температурой для СО2
Температура в °Ц Значение Ср
Зенген Маллярд и Шателье Хольб рн и Аустин Среднее значение
0 0,1980 0,1<880 0,2028 0,1963
100 0,2100 0,2140 0,2161 0,2133
200 0,2220 0,2390 0,2285 0,2298
400 0,2450 0,2840 0,2502 0,259
600 0,2690 0,3230 0,2678 0,2866
800 0,2920 0,3550 0,2815 0,3095
Изменение теплоемкости с температурой может быть выражено следую-
щей формулой;
Ср = а + b • Т + с • У2.
70
На фиг. 48 приведены
кривые изменения теплоем-
кости с температурой, при-
чем здесь по оси ординат
вместо теплоемкости отло-
жена внутренняя энергия га-
за на единицу объема.
Откладывание внутренней
энергии вместо теплоемкости
гораздо удобнее, так как во
всех опытах можно было из-
мерить непосредственно вну-
треннюю энергию на еди-
ницу объема.
Так как истинная тепло-
„ dQ
еыкосгъ С — , то она изо-
di ’
бражает собою в каждый
Температура е °C
Фиг. 48. Изменение теплоемкости при постоянном
давлении цо опытам Хольбориа и Хеннинга.
данный момент тангенс угла
наклона, соответствующий кри-
вой на фиг. 48.
На фиг. 49 представлены
средние значения опытных дан-
ных газового двигателя для
смеси, состоящей из 12% Н20,
5% СО2 и 83% % и О2. Эта
кривая является очень удоб-
ной для подсчета теплоемко-
сти газов при различных тем-
пературах в двигателях внут-
реннего сгорания.
В табл. 13 приведены сред-
ние значения теплоемкостей
Фиг. 49. Кривая изменения внутренней энергии
смеси газового двигателя.
для упомянутых газов при раз-
личных температурах.
таблица п
Изменение молекулярной теплоемкости и показателей адиабаты к
с температурой
Название газа 100° Ц 600° Ц 1100° Ц
Молекул, тепло- емкость % Молекул, чепло- емкость Ср Молекул, тепло- емкость Ср *
К— Х-» К —
Воздух 4,9 1,404 5,2 1,38 5,5 1,345
Водяной пар .... 6,6 1,30 6,85 1,29 8,5 ' 1,24
со2 7,5 1,26 9,95 1,20 Н,4 1,18
71
Новейшие значения теплоемкости
Более современные данные по вопросу о теплоемкости таких газов как
азот, углекислота, водяные пары в пределах температур до 3000° Ц со-
ставляют лишь половину от вышеприведенных.
Бжеррум (Bjerrum) приводит следующую формулу для подсчета тепло-
емкости;
С, == 4,9+ 0,000457° Ц.
В табл. 12 приведены результаты опытов Бжеррума, которые могут быть
рекомендованы как более надежные данные.
ТАБЛИЦА 12
Данные теплоемкости Бжеррума, Пира, Хольборна и Хемминга
Газ Температура °Ц Средние значения моле- кулярной теплоемкости
Углекислота 200 630 1000 1364 1611 1839 2110 2714 1 Хольборн | и Хемминг у Пир Бжеррум ( 48 ч 8,6 9,33 9,84 9,98 10,28 10,4 10,9 В пределах > температур от 0° Ц до 7° Ц
Азот 200 \ 630 1 1000 1347 1519 ' 1783 ] J951 2281 | 2367 J Хольборн и Хемминг Пир 4,73 \ 4,91 5,25 > 5,31 ) 5,43 \ 5,58 1 5,79 S 5,87 5,93 ) В пределах температуры от 0° Ц до 7° Ц От 18° Ц до t° Ц
Водяной пар 620 ] 1000 1327 1 1811 1 2110 2370 2663 ] 2908 3064 J Хольборн и Хемминг Пир Бжеррум 6,51 6,95 7,40 7,92 8,54 9,37 10,00 10,05 10,9 j От 110 до 7° Ц | От 18° до 7° П От 18° до 7° U
72
На фиг. 50 приведены значения теплоемкостей по данным опытов Бжер-
рума и Хопкинсона.
ТАБЛИЦА 13
Средние молекулярные теплоемкости при постоянном объеме в пределах
температур от 100° Ц до t° Ц
Название газа Средние те яг л оем кости
100°—500° 100—1000 100—1500 100—2000 100 —2500 100—3000
Азот Водяной пар . . . Углекислота . . . 5,1 6,25 8,25 5,28 6,94 9,55 5,50 7,64 10,0 5,75 8,42 10,50 6,00 9,71 10,87 6,30 11,20 10,95
Метод Клерка для определения кажущейся теплоемкости
Для изучения тепловых потерь и наблюдений за изменением тепло-
емкостей из индикаторных диаграмм интересным является спссоб, изобре-
тенный и предложенный Дегальдом Клерком. Посредством особого устройства
клапанных коромысел, снабженных роликами, он мог в нужный момент
по введении заряда смеси в цилиндр двигателя прекращать работу клапанов,
вводя в действие упомянутые ролики. Свои опыты он вел на газовом двига-
теле, имеющем диаметр равный 355 мм, ход поршня 560 мм и п = 110 об/мин.
По введении смеси в цилиндр закрывался всасывающий клапан, и первые
три такта (всасывание, сжатие, сгорание и расширение) двигатель работал
обычным способом, а так как клапаны продолжали оставаться закрытыми
все время, то в последующем происходило лишь сжатие и расширение
сгоревших газов.
В результате этого получалась зигзагообразная диаграмма, показанная
на фиг. 51. Последующая работа совершалась за счет энергии маховика,
которой хватало на несколько оборотов. В течение этих оборотов про-
исходило последовательное сжатие и расширение сгоревших и горячих
газов.
73
На фиг. 51 обозначения: ab — первоначальная линия сжатия, Ьс — линия
сгорания и сА — первоначальное расширение. Так как выхлопной клапан
оставался закрытым, то следующий ход сжатия шел по линии АВ, после
чего шло расширение по линии ВС, дальше опять сжатие по CD и т. д.,
так в течение, примерно, 10 оборотов, до тех пор пека благодаря ох-
лаждению давление газов падало до атмосферного.
В течение первого хода расширения—с А горячие газы отдавали тепло
стенкам цилиндра и днищу поршня. Следующий ход сжатия газы на-
гревались до температуры, изображенной точкой В на диаграмме.
Каждая последующая точка В, D, F, Н и J изображает температуру
газов при том же самом объеме за интервал соответствующий одному
обороту, в данном случае 0,5 сек.
Фиг. 5]. Диаграммы, снятые Клерком с газового двигателя.
Подобным же образом точки А, С, Е, О и J изображают последова
тельные температуры в другом конце хода поршня.
Температурные интервалы, представляющие собою разность между ор
динатами BD, DF, FH и HJ, дают значения тепловых потерь к стенкам
цилиндра и падение температуры благодаря работе, совершаемой газом в
течение каждого оборота.
Например, если обозначить температуры В и D через и соответ-
ственно, то разность (7t—/2) пойдет на работу газа по линии сжатия СВ
и расширения ВС и потери тепла к стенкам цилиндра.
Работа, произведенная поршнем, изображается площадью BCD. Если
нам известна теплоемкость. газовой смеси при температурах и t2, то мы
можем подсчитать насколько должна упасть температура за счет совершен-
ной работы, изображенной этой площадью BCD. Затем это значение тем-
пературы надо вычесть из полного падения температуры, и остаток будет
изображать потерю тепла в стенки цилиндра.
74
Таким образом можно построить кривую падения температуры при дей-
ствительных условиях работы двигателя и подсчитать тепловые потери,
зная теплоемкости газов независимо от полноты сгорания.
Клерк определял теплоемкость газа следующим образом. Обозначая
объем сжатого газа без получения или потери тепла через У, и перво-
начальный объем его через Уо, соответственно температуры через 7\ и Т9
и работу, произведенную газом, через L, тогда среднюю теплоемкость газа на
единицу объема при 0° Ц и 760 мм ртутного столба при постоянном
объеме в пределах указанных температур можно выразить следующим
уравнением:
С —____________
’ К (Л-Го)’
|де ф0 есть постоянная величина, зависящая от количества газов в цилиндре.
Посредством зигзагообразной диаграммы, приведенной на фиг. 51, Клерк
имел возможность определить тепловые потери и теплоемкость газовой смеси.
Результаты его опытов приведены в табл. 14.
ТАБЛИЦА 14
Температура °Ц Теплоемкость прн ПОСТОЯННОМ объеме в кал/лА Температура °Ц Теплоемкость при постоянном объеме в кал/м9
Истинные те плоемкости
0 0,224 800 0,299
100 0,239 900 0,303
200 0,251 1000 0,306
300 0,261 1100 0,308
400 0,272 1200 0,310
500 0,283 1300 0,312
600 0,288 1400 0,312
70J 0,293 1500 0,313
Средние те плоемкости
От 0 до 100 0,238 От 0 до 900 0,273
» 0 » 200 0,239 » 0 » 1000 0,275
» 0 » 300 0,242 » 0 » поо 0,278
» 0 » 400 0,250 » 0 » 1200 0,280
» 0 » 500 0,255 » 0 » 1300 0,283
» 0 » 600 0,260 » 0 » 140J 0,285
» 0 » 700 0,264 » 0 » 1500 0,288
» 0 » 800 0,269 » 0 » —• —
На фиг. 52 приведены результаты исследований Тизара и Пая. На кривой
показаны изменения теплоемкостей гептана, который практически является
чистым бензином. Из этой фигуры видно, что теплоемкость значительно
увеличивается в пределах температур от 1500 до 2500° Ц, которые, при-
мерно, господствуют в цилиндрах бензиновых двигателей во время сгорания.
Тизар и Пай нашли, что топлива, содержащие в больших количествах
водород, дают большие изменения теплоемкости, чел углеродистые топлива,
75
благодаря чему при равных максимальных температурах отдача мощности
двигателя, работающего на бензине, получается меньше, чем на бензоле.
Однако имеются другие факторы, которые уравновешивают это преимущество.
Раньше при определении показателя адиабаты к мы считали его по-
Фиг. 52. Опытная кривая Тизара и Пая.
стоянным, однако, как следует из
замечаний, сделанных в предыду-
щем параграфе,
С. = Ч(Т) и Cp=f(T).
Обычно для всех случаев прак-
тики считают, что теплоемкости
изменяются от температуры по ли-
нейному закону, т. е.
так что
СР — Сг = С — a — AR и
когда 7= О, тогда
Се — а ЬТ
и
ср=с+ьт-,
Ср_ С+ЬТ
С~ а + ЪТ’
и
dQ = CtdT+ APdV
dQ Су (р , у dP\
dV~ R V + V dV)'
но так как Ct=a + bT и AR —С —a,
то
^p(1+^+^(^)=rL(cp.,.„p+
+bT.v^ + (p+ 4;+7A_(«,p+ v").
(25)
По уравнению (18)
имеем:
dQ _ _A
dV к — 1
(»-p+vs;);
если изменение состояния газа следует закону
то
Р V” — const,
Vrf— = — wP.
v dV
Подставляя это значение в уравнение (25), получим:
г?=(«:Нг)р+г^-в«-")={-^г-(г^)»7'}р-
.76
Интегрируя это выражение, получим!
кя — п
к0 — 1
V/ .fe. А-
Отсюда, зная Г, выраженную через Р или V, можем из последнего уравне-
ния определить Q.
На фиг. 53 приведены две адиабаты, соответствующие постоянной V
переменной теплоемкостям.
Определим идеальный термический к. п. д. для цикла, изображенного
на фиг. 57, с учетом переменной теплоемкости, получим:'
тепло, полученное в процессе, ВС — тепло, отданное в процессе DA
ГН = ---------------------------------------------------------—
тепло полученное в процессе ВС
С,(ВС) (Тс - Гр) - G„'da)(TD- ТА)
- С,(ВС)(Тс-Тв)
Опыты с газами, проведенные при
широко переменных условиях тем-
ператур, давлений и объемов, убе-
ждают в том, что газ точно не под-
чиняется законам Бойля и Чарльса.
Отклонение физических свойств
действительного газа от идеального
состояния удобно выражать посред-
ством уравнения через давления,
объемы и температуры. Уравнение
состояния газа, дающее соотноше-
ние между этими тремя парамет-
рами газа, называется характе-
ристическим уравнением
газа. В характеристическом урав-
нении для совершенных газов
P-V=R.T часто бывает необхо-
димым знать значения газовой постоянной R. Определим значение этой
постоянной для какого-либо газа. Из характеристического уравнения
P’dV—RdT имеем
Фиг. 53.
Отсюда следует, что R есть работа единицы массы газа при нагреве
его на 1° Ц при постоянном давлении. По закону Бойл>, и Чарльса
Р-V Р0Ив(1+ аГ),
и так как
P-V=RT, то R = Pe-V’>-a.
Пусть имеем два газа, плотности и молекулярные веса которых р, р', tn и m
по закону Авогадро (Avogadro)
р' • m = р • tn'
77
или
т ___т' .
Р ~~ р' ’
так как
то
m-v =m'v',
т. е. произведение из молекулярного веса на объем есть величина постоян-
ная для всех газов.
Отсюда
Р- V = P.V. • аР. (m.V0)L=X.L,
где
X = Pv.(,nV0)a
и называется «абсолютной газовой постоянной». Зная X и молекулярный
вес какого-либо газа, мы можем определить его R:
Т=Х.
Т Т m m
В двигателях внутреннего сгорания мы имеем дело не с одним газом, а
со смесями различных газов и потому необходимо уметь определять
газовую постоянную для этих смесей. Пусть в данном объеме V содер-
жится смесь из двух газов,, массы которых и М2 и парциальные
давления Pt и /?2, тогда на основании закона Дальтона мы можем написать
для каждого из них свое характеристическое уравнение, т. е.:
PeV = MiRlT
Pr v^m2r.t,
газы, смешавшись, занимают объем V при конечном давлении Р, т. е.
V(.Pr + PJ = W1 + T=V-P.
Удельный объем смеси будет равен:
__ V _______( + M1R2 \ Т
Mt 4- Л12 к м, + М2 J Р
Отсюда: ।
р. V==( + Т= R'T.
к Mi М2 )
Газовая постоянная смеси: *
pt M1R1 -f- M2R2 __
Р ~ Mi + M2 “ ХМ •
78
q р и ме р. Определим газовую постоянную для воздуха.
Воздух содержит по весу азота N2 = 76,8% и кислорода 0и = 23,2%;
Po(m-V0)a 10333.22,4 _
' т 28-273 “ ° ’
„ 10333-22,4 _
32-373“ ~2Ь’5’
тогда
76,8-30 + 23,2-26,5 _ 0Q Q
100 — Z9’Z'
Часто бывает необходимым определить теплоемкости газовых смесей.
Если известен в процентах состав смеси, то определить теплоемкость смеси
не представляет труда.
Если обозначить массы компонентов смеси газов через mt, т3, т3,
и т. д. и соответственно теплоемкости их при постоянном давлении че-
рез Ср1, Ср2, Ср3 и т. д., то теплоемкость смеси будет:
С т1.Ср1 + т^.Ср.,wi3Cf,______Xwz-Cp
р пц -|- т2 т3 Хт ’
аналогично
о ~~ ХпГ ’
Если известен состав смеси двигателя внутреннего сгорания и теплоем-
кость каждого составляющего при данной температуре, то по вышепри-
веденным формулам можем определить теплоемкость смеси.
Для целей подсчета теплоемкостей различных газов и показателей
адиабат приводим табл. 15.
ТАБЛИЦА 15
Плотности и теплоемкости газов при 0° Ц и 760 мм ртутного столба
Назвавие газа Относи: едь- вая плот- ность газч Молеку- лярный вес Удельный вес газа в кг/м2 «И Молекулярная теплоемкость при Се = const кал/мол с„ к = ~с
Водород 0,0693 2 0,0896 4,81 1,42
Кислород 1,106 31,93 1,43 4,95 1,40
Азот 0,91 28,05 1,26 4,85 1,41
Окись утлерка . . 0,965 27,93 1,25 4,83 1,42
Углекислота . . . 1,529 43,90 1.9 7,51* 1,27
Водяные пары . . . 0,622 17,96 0,805 6,56 1.30
Воздух 1,000 28,88 1,29 4,88 1,401
Применение идеальных циклов к двигателям внутреннего
сгорания
Для того чтобы иметь базу для сравнения тепловых процессов, в дей-
ствительности происходящих в цилиндре двигателя, между собою, поль-
зуются так называемыми идеальными циклами, рассматриваемыми в термо-
* При 100° Ц.
79
динамике. В паровых машинах, например, для целей сравнения пользуются,
двумя' идеальными циклами, циклом Ранкина (Rankine) или Клаузиуса
(Clausius).
Зная действительные температуры и давления, можно сравнивать действи-
тельный процесс с идеальным и определить относительный к. п. д..
В двигателях внутреннего сгорания такой способ сравнения считается обще
принятым, но идеальные циклы здесь существенно отличны от циклов
паровых двигателей. В двигателях внутреннего сгорания имеются три воз-
можных цикла работ газа:
]) Цикл при постоянной температуре, или цикл Карно.
2) Цикл при постоянном объеме, или цикл Отто.
3) Цикл при постоянном давлении, или цикл Дизеля.
Рассмотрим вкратце эти циклы в порядке их наименования.
1. Цикл Карно. Графически этот цикл изображен на фиг. 54 и состоит
из следующего: а) изотермического сжатия газа по линии DA при постоян-
ной температуре согласно уравнению
Объем
Фиг. 54. Цикл Карно.
б) адиабатического сжатия газа по линии
АВ от объема VA до VB согласно урав-
нению
Р . v к — Р .V *•
1 A vА —‘в ' В >
при этом температура газа увеличивается
до 7^; в) изотермического расширения
по линии ВС при постоянной температуре
Tv согласно уравнению
PB-VB=PC-VC=RT6
г) адиабатическое расширение по линии CD до первоначальной темпера-
туры Тв согласно уравнению
Pc-Vek=PD-VDk.
Согласно уравнению (12) имеем
T2~\.VB) ’
следовательно
Хл-Ро
VB~VC’
В этом цикле тепло, полученное газом в процессе ВС, будет равно
и тепло, отданное газом по линии DA,
Q, = RT2Ag^.
80
Термический к. п. д. цикла будет равен
/?r‘,g Й-/?Г2’18Кл_Л-т-2
~ RTt^- ' 7 Т' Г‘ lrJ ‘
Пусть е означает степень сжатия (обратная ей величина, степень рас-
ширения), которая pas«a г~ р₽ = тогда к. п. д. цикла Карно будет:
ГИ=1
1
(26)
Отсюда видно, что к. п. д. цикла Карно зависит только от начальной
и конечной температур газа и от степени сжатия. Чем больше е, тем
больше T|t.
Темглратуры и давления в точках
А, Б, С и D можно подсчитать спо-
собами ранее указанными, например
работа, совершенная газом за цикл,
будет равна:
<?! — Qa = AR (71 — Г2) In (1),
Фиг. 55. Цикл Карно в действительном
случае.
а также
Несмотря на все выгоды цикла
Карно практическое осуществление
его невозможно. На фиг. 55 приве-
дена диаграмма, построенная Дегаль-
дом Клерком для воздуха, работаю-
щего по циклу Карно. Данные этого
цикла следующие.
Первоначальная температура пере
290° абс.
адиабатическим сжатием 17° Ц или
Первоначальное давление перед адиабатическим сжатием 1,03 кг/см*.
Температура в течение расширения 806° абс.
Степень сжатия е =12,24.
Максимальное давление, полученное во время адиабатического сжатия, было
равно 35 кг/см^, и среднее давление 4,2 кг/см*
Результаты эти указывают очевидно на невозможность применения этого
никла в двигателях внутреннего сгорания, так как высокие максимальные
Давления и высокая степень сжатия делают двигатель тяжелым и непомерно
6 Джед ж, Автом* и авиац. двигатели.
81
большим, к тому же мощность двигателя, определяем :я средним давлением,
будет небольшой. Если построить теоретическое изменение rit по формуле
Г|< ~ 1 7\
для данного случая, то получим график, приведенный на фиг. 56.
ном объеме. Этот цикл изображен на
фиг. 57 и состоит из:
а) адиабатического сжатия газа по ли-
нии АВ от VA до VB по уравнению
Р .!/* — ₽ .V к-
'л * A VB >
б) получение газом тепла по линии
ВС при постоянном обквме Vs и возра-
стание температуры и давления газов от
РБ *> Рс;
в) адиабатическое расширение по ли-
нии CD по уравнению
р . 174-р . у к.
' с vc -Ч) 'V
г) огвэ' тепла по линии DA при по-
стоянном объеме, сопровождаем й па е-
нием температуры и давления.
Этот цикл работы применяется в обыч-
ных бензиновых, нефтяных и газовых
82
моторах, и отсюда практически важным является знание этого цикла. К; i
и в предыдущем цикле имеем:
14 — — - Р •]/ к Р V к — (*АУ - е*
VB Vc~*' ив^в-ил^л, 'Pa — {vb) ~£’
отсюда
Рв^Ра-^-
Для той же адиабаты АВ имеем:
с ’
отсюда
Т — Т ₽*-1
1 13— 1 А-г
Тепло, полученное газом по линии ВС, равно
Qi — Тп).
тепло, отданное газом по линии DA, равно
Q^=c,(Td-ta).
Следовательно
__Qi — Q?__ Ту — Тв — Tj)-\-AT _ . _ Тп ТА
Qt ~ тс-тв ’ tc-tb
но так как
1в _ ,4-1 _Tc.
TA Tb'
тогда
Jjl-Tb
TB~TA’
или
Tp — TB __ TB
Tb-Ta Ta
следовательно
т. e. получили выражение, аналогичное предыдущему циклу Карно. Таким
образом к. п. д. цикла Отто зависит как и цикл Карно от начальной и
конечной температур цикла и от степени сжатия.
На фиг. 58 показана теоретическая зависимость Гц от е <ля идеального
воздушного цикла, т. е. рабочим телом в этом цикле является чистый воздух.
На фиг. 59 приведена теоретическая диаграмма двигателя внутреннего
сгорания, работающего по цикму Отто.
в»
83
О 0-10 0-20 030 0-40 0 50 0.60 0.70 0.80 O.SO 7|f
Фиг. 58. Кривая теоретических значений терми-
ческих к-п.д. для идеального воздушного цикла.
Фиг. 59. Цикл Отто
для воздуха.
Данные этого цикла следующие:
Начальная температура смеси перед адиабатическим сжатием 17° Ц,
или 290° абс.
Конечная температура сгоревших газов после адиабатического расши-
рения — 559° абс.
Температура в конце сгорания 1973° абс.
Максимальное давление сгорания 35 кг/см*.
Температура газов в начале выхлопа 1023° абс.
Степень сжатия е — 5.
Давление к концу сжатия 10 г/см*.
Давление к началу выхлопа 3,64 кг/сл?.
Среднее давление 7,4 кг/мм*.
„ Z 1 Л0,404
1еоретический к. п. д. т14 = 1 — ( —1 = 0, .8.
3. Цикл при постоянном давлении. С некоторым приближением этот
цикл осуществляется в тихоходных дизель-моторах и в автомобильных
двигателях.
Состоит он (как видно из фиг. 60) из:
а) адиабатического сжатия по линии АВ согласно уравнению
р . I/ ь — р . </ *
‘A V А V В I
б) расширения при постоянном давлении по линии ВС с увеличением
температуры;
84
в) адиабатического расширения по линии
р . I/ к .— р . I/ к.
‘cv с —vt> >
г) сжатия при постоянном давлении
по линии DA с уменьшением темпе-
ратуры до первоначального значения
в точке А.
В этом случае, как и в цикле Отто,
имеем: тепло, полученное газом:
Qi —Ср(Тс — Тв),
тепло, отданное газом:
Q9=cp(Td-ta)
_Qi Q<2 Т с— Тв— Та
тс—ТБ
СО, согласно уравнению
Фиг. 60. Цикл при постоянном давлении
(идеальный).
На фиг. 61 приведена диаграмма
' этого цикла для воздуха.
Данные его следующие:
Температура перед адиабатиче-
ским сжатием 290° абс.
Температура после адиабатичес-
кого сжатия 806° ,абс.
Температура в конце расширения
по линии ВС 1973° абс.
Температура в конце адиабати-
ческого расширения CD 1023°
абс.
Максимальное давление адиаба-
тического сжатия 35 кг/см\
Давление в конце адиабатичес-
кого расширения 3,66 кг/см*.
Среднее давление цикла
8,25 кг!ел?.
К. п. д. цикла rJt = 0,56.
Если бы кривая расширения была
продолжена до атмосферного давления,
то теоретический к. п. д. был бы равен
0,64; однако двигатель в этом случае
получился бы чрезвычайно большим и
тяжелым. Срезание носка («toe») диа-
граммы дает большее среднее эффек-
тивное давление и, следовательно,
большую мощность при том же весе.
(идеальный).
85
Если расширение продлить до атмосферного давления, то диаграмма
получится как на фиг. 62. Степень сжатия в этом случае г = 12,24 и
/ 1 \ 0,404 / 1 \ 0,404
ч.=1-(т) =1-(йй)
Объем#
Фиг. 62. Идеальный цикл Дизеля с расширением до атмос-
ферного давления.
= 0,64.
Окончательная тем-
пература расширения
была бы в этом слу-
чае равна 710° абс.
и среднее давление за
весь цикл 3,92 кг/см*.
В практике описан-
ный цикл можно по-
лучить с некоторым
приближением в части
температур цикла, но
с гораздо меньшим
к. п. д. Надо заме-
тить, что этот цикл
дает больший к. п. д.
и меньший расход
топлива, чем другие
описанные выше цик-
лы. Не исключена,
однако, возможность
открытия более эф-
фективного цикла, чем
даже цикл Дизеля.
Как видно, к. п. д.
каждого из трех рас-
смотренных циклов
зависит лишь от сте-
пени сжатия. Из фиг. 55 видна
внутреннего сгорания цикла
Карно, так как этот цикл,
требуя высокого давления
сжатия (а следовательно и
степени сжатия), дает крайне
низкое эффективное давле-
ние. Сравнение трех разо-
бранных циклов хорошовести
из рассмотрения диаграмм
фиг, 55, 59, 61 и 62 и поме-
щенной табл. 16, где приве-
дены цифровые данные, ха-
рактеризующие эти циклы.
Как видно, все три цикла
дают одинаковые максималь-
ные давления. Два цикла,
рроме того, дают одинаковое
невозможность применения в двигателях
Объемы
Фиг, 63. Сравнительн .я диаграмма двух идеальных
одклов для воздуха, цикл ОГто и цикл Дизеля
максимальные температуры. С практической точки зрения лучшим считается
тот двигатель, который при том же самом максимальном давлении и при
тех же числах оборотов дает наименьшее отношение максимального дав-
ления к среднему эффективному давлению. Как видно из таблицы, цикл
ТАБЛИЦА 16
Сравнение воздушного идеального цикла с другими циклами
Наименование параметра Цикл Карно по фиг. 55 Цикл при V—const по фиг. 59 Цикл при Р— const по фиг. 61 Цикл при P=const по фиг. 62
Давление адиабатич. сжатия Максимальное давление сжатия Среднее давление Давление на выхлопе Термически!! к. п. Максимальная температура ц кл i . . . . Температура в конце расширения .... Температура в конце сжатия TeMnepaiypa в начале сжатия ...... Степень сжатия Отношение максим, давления к среднему 35кг/с.и2 35 » 0,42» 1,03 » 0,64 » 806°абс. 290° » 806°» 290°» 12,24 » 83 . » (Олг/с.и2 35 » 7,35 » 3,63» 0;48» 1973°абс. 1 023° » 559° » 290°» 5 » 4,8 » З5.кг/сл2 35 » 9.2 » 3 63 » 0,56 » 1973сабс. 1 023° » 806° » 290° » 5 » 4,3 » 35 кг/см2 35 » 3,92» 1,03» 0,64» 1973°абс. 710°» 806°» 290°» 12,24 » 8.9 »
Дизеля дает лучшие в этом отношении результаты, чем цикл Отто: у пер-
вого это отношение равно 4,3, а у второго 4,8. Отсюда следует, что при
одинаковых размерах несу-
щих нагрузку деталей напря-
жение у двигателя, работаю-
щего по циклу Отто (при
той же степени сжатия), бу-
дет соответственно больше.
Оба эти цикла в одинако-
вой степени являются важ-
ными и оба находят себе
применение в двигателях вну-
треннего сгорания. Здесь на-
до подчеркнуть, что в разо-
бранных нами циклах рабо-
чим телом является чистый
и сухой воздух, считающийся
идеальным газом, причем
Q
отношение = к = 1,404,
С
т. е. показатель адиабаты
считался постоянным. Фиг. 64. Метод определения средней теплоемкости.
В действительных усло-
виях работы двигателя теплоемкость газов не является постоянной и за-
висит от температуры. Эта зависимость представлена на фиг. 64.
В идеальном воздушном цикле к.п о. и произведенная газом работа Р- V
зависят от степени сжатия и не зависят от подведенного за ход тепла.
87
При переменной теплоемкости к. п. д. зависит и от степени сжатия (зтесь
зависимость такая же, как и в первом случае), кроме того, он будет из-
меняться за счет изменения теплоемкости газа и всегда меньше к. п. д.
воздушного цикла.
Пусть Q—подведенное тепло в идеальном цикле (при const), Cv —
средняя теплоемкость (при V = const) между температурами Т и Т ,
М — масса газа,
Т— температура в конце хода сжатия,
7^—-.максимальная температура газа,
тогда
т™ = лЩ + Т‘ <28)
Пусть теплоемкость изменяется по линейному закону
Cv=Co + bT.
Среднее значение Cv в пределах температур t и t' будет выражаться
средней ординатой кривой фиг. 64, т. е.
СТ'
\ с„-ат
с = ~т
'“ЧСР pf __ р >
подставляя мгновенное и истинное значение Cv, получим
1 Г 7' ь
СеСр = ^г=7Г)(г(С0 + 67')^Т = С0 + |(7' + Г);
тогда
*7- _ ________Q__________ 'Т'
m Г Ь I 1'
м[ Со + у (Г + Т) ,
(29)
Сравнивая уравнение (29) с урав-
нением (28), видим, что максималь-
ная температура по уравнению (28)
получается большей при том же
количестве подведенного тепла; сле-
довательно. к. п. д. и произведенная
газом работа будут в этом случае
тоже большими.
На фиг. 65 приведены две тео-
ретические диаграммы для идеаль-
ного воздушного цикла и для цикла
с переменной теплоемкостью при
тех же самых степенях сжатия, объ-
емах и массах газа. Приведем зна>
чение некоторых величин, относя-
щихся к этим двум циклам (табл. 17).
Грубо говоря, при увеличении
теплоемкости на 2°/0, к. п. д. уменьшается на 1°/ч-
33
ТАБЛИЦА 17
Наименование цикла К. и. д. Среднее давление в кг/см2 Мак и- мальн е давление в кг/см2 Макси- мальная темпера - тура
Идеальный воздушны! цикл Идеальный цикл с переменной теплоем 0,463 10,7 43 3 070абс.
КОСТЬЮ 0,356 8,3 31,4 2 000 »
Энтропия
Часто бывает удобней изображать изотермическое и адиабатическое из-
менение газа не в диаграммах PV, как это мы делали до сих пор, а в
так называемых энтропийных диаграммах TS.
Принято называть энтропией какого-либо вещества отношение полного
количества содержащегося в нем тепла к его температуре, т. е.
<? _ Q
Л — т
Если вещество получает или отдает тепло, то, говорят, что изменяется его
энтропия; так, если вещество получило или отдало бесконечно-малое ко-
личество тепла dQ при абсолютной температуре Т, то dS=<~?. Полное
изменение энтропии Надо иметь в виду, что во всех подсчетах
энтропии при каком-либо термодинамическом изменении берется полное
тепло; так например, для пара Q=q-\-l, где q—тепло, потребное для
поднятия температуры жидкости до точки кипенгя, и / — скрытая теплота
испарения жидкости. Применение понятия энтропии к исследованию процес-
сов в паровых машинах позволяло простым путем решать довольно сложные
задачи. В двигателях внутреннего сго анпя применение этого понятия ог-
раничено.
При адиабатическом процессе тепло не получается телом и не отдается,
а следовател!но, не происходит и изменения энтропии в этом процессе.
Тогда второй закон термодинамики для полностью обратимого цикла можно
переписать так:
J т
т. е. энтропия, так же как давление, объем и температура рабочего тела
после завершения цикла изменений .возвращается к своему первоначальному
значению.
, а по
Из диаграммы цикла
энтропии
11
гласно второму закону термодинамики
Карно фиг. 66 по линии АВ имеем увеличение
линии CD — уменьшение энтропии . Но со-
Qi__Ог
Л Ъ
89
1ли S1 = SZ, т- e- "Ри изменении газа от одной адиабаты к другой изме-
нение энтропии будет одинаковое. Таким образом независимо от того,
Объемы
Фиг. 66.
Изменение энтропии при
каким путем шло изменение газа между
двумя адиабатами, изменение энтропии
будет то же самое. Отсюда становится
очевидным, что не только энтропия оста-
ется постоянной, вдоль любой адиабаты,
но что имеется совершенно определенное
изменение в энтропии между двумя ади-
абатами независимо от пути, по которому
шло изменение газа от одной адиабаты к
другой. Отсюда принято считать адиабаты
линиями неизменных энтропий, так же как
изотермы — линиями постоянных темпе-
ратур. Это свойство адиабат облегчает
исследо !ание тепловых процессов в дви-
гателях.
данном изменении состояния газа
Как уже указывалось ранее, для любого изменения состояния газа имеем
ат av
J'---у
НО
= dS,
тогда
(‘‘^=Г-й« = сД'^ + лгГ'^.
Js, Jr, Т » Jr, Г 1 .'г, V
Sa-X'i=^1n^ + ^ln^. (30)
-Это уравнение дает полное изменение энтропии газа при любом измене-
нии его состояния, выраженное через температуры и объемы данного газа.
Можно написать
dQ = CpdT— ^~dP,
тогда получим:
— S^Cp.ln^ — Д/?1п£-. (31)
11 /"J
Для случая газа с переменной теплоемкостью CV=CO + ЬТ будем иметь
= C01n -J- b (Тя - 4- AR 1п .
Это уравнение указывает на то, что при С 4const изменение энтропии (в
одинаковых пределах температур) большее.
90
Энтропийные диаграммы
Пусть данное количество газа изменяется каким-либо образом по кривой
45 фиг. 67. При бесконечно-малом изменении будем иметь
г Л
\ T-dS.
Фиг. 67. Энтропийно-тем^ературн я
диагр мма.
Фиг. 68.
Состояние газа будет изображаться площадью диаграммы под кривой
45 (фиг. 67), построенной в координатах TS.
Изотермическая линия в диаграмме PV (фиг. 68), перестроенная в диа-
рамму TS, будет изображаться прямой линией А' В', параллельной оси
С
^-Адиабата
/Изотерма
t
Фиг. 69.
Линия постоянного
объема
Линия пост о ян.
/ давления
Q
и
Фиг. 70.
энтропий (фиг. 69). Адиабатическая линия в той же диаграмме будет пред-
ставлять прямую линию, параллельную оси температуры и находящуюся от
этой оси на расстоянии, равном количеству постоянной энтропии. Процессы
при постоянном давлении или объеме (фиг. 70) будут на диаграмме TS изобра-
жаться соответственными кривыми Q' Р' и /V* М (фиг. 71). Из рассмотрения
кривых фиг. 67 — 71 станет очевидным большое удэбепр пользования диа-
91
граммами 7S для изображения изотермических и адиабатических процессов
газов. Для процессов при P=const, или при V=const большее удобство
представляет диаграмма Р- V.
Как видно из этих же диаграмм, адиабаты на них идут более круто",
чем изотермы в диаграмме PV, так же как линия постоянного объема
имеет больший наклон, чем линия постоянного давления в диаграмме TS.
Если газ нагревается при постоянном объеме, не совершая внешней
работы, то полученное им во время процесса нагревания тепло должно
равняться изменению его внутренней энергии, т. е.
dQ=dE.
Пусть изменение этого состояния изображается кривой АВ (фиг. 72);
тогда изменение внутренней энергии изобразится
__ Л г Ъ к :
Е = Q - \ T-dS = площ. АВЬа = АОа — BOb.
а
Фиг. 72. Изображение внутренней энергии газа
в диаграмме TS.
Внутренняя энергия газа в точке А, подсчитанная от абсолютного нуля,
•изображается площадью АОа, а внутренняя энергия газа в точке В — пло-
щадью ВОЬ. При политропическом изменении состояния газа, ъ е. при
измене ши по уравнению
Р- Vя = cons/
имеем т W ~г0’
тогда s- = с; - In f- + AR 1п , (30)
92
или
AR
п —
так как
то
ср- с; = AR• Cv(k -1) = AR,
(32)
На фиг. 73, 74 и 75 изображены
в диаграммах TS соответственно
идеальный воздушный цикл Карно,
цикл при V— const и цикл при
Р = const.
На фиг. 73 линии АВ и CD —
адиабаты, а линии ВС и АО—
изэт рмы. 3 штрихованная площадь
ABCD изображает тепло, эквива-
лента е совершенной работа газа
за цикл, а площадь EBCF—подве-
денное т п io к газу за тот же ц ,кл.
К. п. д. цикла будет
Фиг. 73. Энтропийно-температурная
диаграмма для цикла Карно.
площ. ABCD____(7\ — 72) (S2 — St) _ -_7^_
площ. EBCF —St) /j*
Фиг. 74. Энтропийно-температурнщ
диаграмма для цикла Отто (U=const).
Фиг. 75. Энтропийно-температурная
диаграмма для цикла Дизеля
(Р = const).
>4-
/ . 'О
i т .
in у;
' о
т. е. цолучили то же самое выражение, как и в предыдущем цикле из
рассмотрения диаграмм j PV, но более простым способом. Подобным рас-
суждением мы м жем получить к. п. д. и для остальных «циклов, изобра-
женных на фиг. 73 и 74.
93
Методы построения энтропийных диаграмм
В двигателях внутреннего сгорания энтр >п йные диаграммы часто Пред-
ставляют более удобное средство анализа и изучения происходящих в ци-
линдре двигателя изменений, чем обычная диаграмма PV. Для этого необ-
ходимо уметь перестраивать диаграммы PV в дилраммы TS. Имеются два
метода такого перестроения: метод математической и метод графический.
Согласно уравнений (30) и (31) им ем
5а — = Сг-1п +А/?1п
ИЛИ
— S, = СР In Ь _ AR In
Для какой-либо температуры Т, соответствующего ей давления и о'ъемя
V мы можем написаь выражение для энтропии в следующем виде:.
или
5у = се1п Т+ AR In V
ST=cp In Т— AR In P.
Так как мы можем
ния, то не представит
ния этих величин и для любого дав-
ления или объема найти мгнов иные
значения энтропии. Откладывая На к
ординатных осях логарифмы Р, V и
выразить температуру в функии । объема или давле-
труда построить на
бумаге значе
логарифмической
Т
Фиг. 77.
Фиг. 76. Преобразованная энтропийно-
температурная диаграмма.
и проведя энтропийные линии для const и Р ~ const, получим диаграмму
подобную показанной на фиг. 76.
Для построения энтропийной диаграммы из индикаторной диаграммы мы
можем воспользоваться аналитическим или графическим методом. Предпо-
ложим, что цикл изменений газа проходит так, как изображено на фиг. 77,
которая представляет собой теоретическую индикаторную диаграмму мотора,
работающего по циклу Отто.
Возьмем на этой диаграмм какую-либо точку В; ей будут соответствовать
давление Рв и объем VB, для другой какой-либо (поблизости с ней лежа’
94
щей) точки А эти величины соответственно будут Рл и VA. Но как уже
упоминалось выше:
или
sB-SA=cP-in^-x/?ing.
Исключая из этих уравнений
1п^
1А
и после соотв тственных небол ш х реобразований, получим:
SB - = СР1п % + СJn g = 2,30С, (k lg J* + 1g g) -
Опретелив из индикаторной диаграммы давлени и объем и подсчитав
вышеописанным методом температуру для этой точки, мы затем можем
построить диаграмму
TS. При построени i
этими методами диа-
граммы TS м .1 пред-
полагаем, что Ср и С„
не изменяются с изме-
нением температур.
Если нам известен
закон изменения теп-
лоемкостей с темпера-
турой, то не п едстав-
ляет бо ьшого труда
построить диаграмму
TS и для этого слу-
чая. Для этого необ-
ходимо взять несколь-
ко точек кругом всей
индикаторной диа-
граммы и известными
методами определить
температуры в этих точках. Вся диаграмма должна быть разбита на ма-
ленькие участки и для этих участков определена средняя теплоемкость.
Тогда для каждого из этих участков будем иметь
dS = ~ dVCP у - J • dP.
Пример такой диаграммы для действительных условий работы двигателя
приведен на фиг. 78 с учетом тепловых потерь за различные такты и от*
клонений кривых расширения и сжатия от адиабат.
Энтропия
Фиг. 78. Типичная энтропийно-температурная диаграмма
бензинового двигателя.
95
ГЛАВА ТРЕТЬЯ
ИДЕАЛЬНЫЕ И ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ТЕПЛОВЫЕ ПРОЦЕССЫ
В БЕНЗИНОВЫХ ДВИГАТЕЛЯХ
Условия с постоянными теплоемкостями
Для целей полсчета и конструирования важно знать, а в некоторых слу-
чаях и иметь возможность предугадать давления и температуры, существую-
щие в различные моменты в разных частях двигателя.
Трудность подсчета веэоятных давлений в различных частях цикла услож-
няется необходимостью знания изменения теплоемкости газов, характера
Давление
и количества потерь на охлаждение, коэ-
фициента наполнения и других факторов.
Для получения давлений и температур
в четырех точках идеальной диаграммы
ABCD (фиг. 79) предполагаем, что рабо-
чим телом является воздух. Этот иде-
альный цикл может быть исправлен на
изменение теплоемкости газов и на дей-
ствителен й закон изменения кривой рас-
ширения.
Отношение теплоемкости при посто-
янном давлении к теплоемкости при । о-
стоянном объеме назовем показателем
адиабаты и обозн чим его как раньше
-----------------—— --------через к, который для воздуха равен
Объемы----------------------1,404. Примем степень сжатия равной
Фиг 79. 4,7 и начальную температуру :в точке А
равной 100°Ц.
Дли определения давления в точке В напишем следующее соотношение:
Р . и * — Р .1/4
1 В V В —1 A VA •
Отсюда
Рв= = Р4-е* = l,03-(4,7j44 =9 кг/см*.
Д я определения температуры в точке В имеем:
тв = та^~1 = 373 (4,7)°-4 = 693° абс.
96
Теперь предположим, что тепло, полученное воздухом по линии ЁС.
пошло на повышение его температуры, скажем, до 2000° абс (в дей-
ствительности для определения максимальной температуры требуется знать
теплоемкость смеси и количество выделенного тепла при сгорании.
Из характеристического уравнения имеем
PCVC— Rc-Tc и Рв~ VB— RB-TB,
так как VC~VB и считая, что RC = RB, то отсюда получае ч:
Pe=g^=?^-9 = 26^.
Определяя давление в точке D будем иметь:
ро = = (47^4 = 3 кг/с^-
Температуру в точк D определяем так же, как в точке В,
г ___ Тс — 2000 __1075° абс
1 о— (4,7)0,4—1и/0 аос‘
Выпишем полученные значения давлений и температур для данного при-
мера:
РА = 1,03 кг/см* . . . 7^ = 373° абс.
Рв = 9 » ... 7^ = 693° »
Рс = 26 » ... Т-,, = 2000 »
Рс = 3 » ... 7}, = 1075 »
Рассмотрим другой идеальный случай работы двигателя, в котором ра-
бочим телом теперь будет не воздух, а газовая смесь, подчиняющаяся
адиабатическому закон/ сжатия и расширения и с постоянной теплоемко-
стью. Предположим, что рабочий объем будет равен 0,0007 л/3, и тепло,
выделенн е при сгорании газа по линии ВС (фиг. 79), будет равно
0,368 кал.
Как и в предыдущем примере будем считать
РА~ 1,03 кг/см* . . . ТА = 373абс.
Рв = 9 » ... Тг = 693 »
Считаем, что теплоемкость газовой смеси равна теплоемкости воздуха, т. е
С„ = 0,216.
Тогда мы можем написать следующее уравнение тепла:
Q^C^Tc-T^.V
или
0,368 =0,216 {Тс — 693)- 0,0007.
Дж о дж. Аетом. и авиац. двигатели. 97
От года 7^. = 3160е и давление
Аналогично предыдущему приме у будем иметь:
Pd = TfBрл = !,03 = 4,7 кг/см*.
ТВ = РР^ТА= ^-373 = 1760° абс.
Итак мы видим, что температуры и давление в последнем i римере
больше, чем в первом. Интересн > заметить, что, определяя тепло, ушед-
шее с выхлопными газами, мы можем непосредственно определить теоре-
тический термический к. п д.
Тепло, ушедшее на выхлопе, будет равно:
Q2 = (Тд — TJ V = 0.216 (1760 — 373)• 0,0007 = 0,208 кал.
Тогда термический к.п. д. будет
у ___Qr Qv ___ i _0,208 _„
Г|‘— Qi ~ 1 0,368 ~U,4d&'
Условия с переменными теплоемкостями
Рассмотрим с >у> ай работы двигателя по идеальному циклу с перемен-
ными теплоемкостями, экспериментально определенный закон изменено!
ко орых детально рассматривался в гл. 111.
В этом случае к ивая расширения газоз уже не является адиабатиче к й
и имеет уравнение Р- Vя = const, где показатель/г меньше показателя адиа-
баты к и является величиной переметной.
На фиг. 80 проведена опытная кривая изменения внутренней энергии
газовых смесей, подобных тем, что применяются в действительных двига-
98
,елях. Этд кривая представляет собой результаты многочисленных опытов,
провед н ых Хопкинсоном. В табл. 18 приводят).я значения внутренней
энергии для бензино-воздушных смесей различного состава.
ТАБЛИЦА 18
Значение внутренней энергии в кал/м?
Темперазура в °Ц 1* L ~ 1 18 А— L~ 1 14 1 _ L~ 1 io
200 0,025. 10® 0,025 10® 0,025 10»
400 0,072 » 0,070 » 0,069 »
600 О',124 » 0,122 » 0,119 »
800 0,178 » 0,175 » 0,173 »
1000 0,240 » 0,234 » 0,231 »
1200 0,306 » 0,297 » 0,292 »
1400 0,380 0,367 » 0,361 «
1 600 0,460 » 0,440 » 0,436 »
1 80.) 0,540 » 0,520 » 0,517 »
2 000 0,630 » 0,606 » 0,600
2 200 0,726 » 0,698 » 0,690 »
2 400 0,828 » 0,796 » 0,788 »
Значен е п для бензиновых двигателей лежит между 1,2 —1,4, обычно
принимают для линии сжатия /г —1,35.
Давление в конце сжатия как и в предыдущ их их с чках может быть под-
считано по формуле:
Ра-Уа=Рё-Увп,
а температура пэ формуле
т — Т
‘в— 1 а ®
Приняв, как и прежде
= 1,03-7; = 373 абс.
и определив по приведении форму
лам РБ и Тв, зная рабочий объем
и теплоемкость, можн > определить
внутреыою э ергию в т.чке С (фиг. 79). На кривой фиг. 81 сплошной
линией показана линия адиабатического расширения газа, а пунктиром —
политропического с показателем политропы п = 1,22.
Если, исходя из этого показате я политропы (приняв значение
Р4 = 1,03, 7^ = 373° абс.
* Здесь под обо начением будем пошт-ать отношение топлиеа к воздуху.
7* 90
и процесс сжатия, протекающим по адиабате, для которой по предыдущему
РБ = 9 кг/см* и ТБ = 693°)
расширения, подсчитать
получим соответственно
температуры и определить
следующие цифры:
термический к.п.д., то
Рг = 29,2 кг/см*
= »
7^ = 2330° абс.
7^ = 1575° »
rlt = 0,369
Как можно видеть, это значение гораздо меньше того, которое полу-
чается в предположении постоянной темплоемкости. Это значение к.п.д. идеаль-
Фиг. 82. Диаграмма расчетных
давлений за рабочий цикл
двигателя Нэпир (Napier).
н го двигателя представляет максимально
возможное знаение, которое можно полу-
чить в действительном двигателе с учетом
всех свойств рабочего вещества.
Имеется другой метод для приблизитель-
ного подсчета давлений и температур вну-
три цилиндра двигателя внутреннего сгора-
ния с учетом охлаждающего влияния стенок
чего цикла двигателя Нэпир (Napier).
цилиндра и увеличения объема газов после сгорания, кот, рое составляет
около 50/0.
Дл 1 подсчета истинных значений давлений и температур необходимо знать
п; одолжительность периода сгорания, характер и величину тепловых потерь
в стенки за время цикла, потери на лучеиспускание и другие факторы.
На фиг. 82 и 83 приведены расчетные данные, произведенные автором.
Линия ABC'D' на фиг. 82 изображает идеальную теоретическую диаграмму,
построенную в предположении адиабатического процесса и отсутствия ох-
лаждающего влияния стенок. Заштрихованная диаграмма построена с уче-
том этого влияния. На таком же принципе построен график фиг. 83.
Надо заметить, что при подсчетах и построении этих диаграмм принята
была степень сжатия, равная 5, и теплотворная способность смеси—2000 кал.
100
Для определения давлений и температур в цилиндре двигателя Ватсоном
были произведены Опыты на бензиновом двигателе, снабженном двумя ин-
дикаторами, один с нормальной
диаграммой для записи давлений
сжатия и расширения и другой
с тонкой диафрагмой для записи
давлений на всасывании и на вы-
хлопе.
Результаты произведенных на
основании этих диаграмм под-
счетов (с учетом нагревания све-
жей смеси остаточными газами и
увеличения объема газа после
сгорания) для двух составов бен-
зольно-воздушной смеси показаны
на фиг. 84.
Фиг. 84. Температуры на выхлопе и на сжа-
тии (Ватсон).
Современные данные о внутренней энергии
На основании исследований физических свойств смесей углеводородных
топлив, проведенных Тизаром и Паем, Рикардо
Фиг. 85. График изменения внутренней энергии угле-
водородистых ЖИДКИХ топлив.
построил диаграмму внут-
ренней энергии, показан-
ную на фиг. 85. Эта диа-
грамма была построена
для мотора, имеющего
степень сжатия е = 5 и
работающего на бензоль-
но-воздушной смеси, но
она может быть без'боль-
шой погрешности исполь-
зована для других сте-
пеней сжатия и других
углеводородных топлив.
При применении в каче-
стве топлива спиртов и
эфиров ошибка при поль-
зовании этой диаграммой
становится значительной
благодаря различию в теп-
лоемкости продуктов сго-
рания. По той же причине
эта диаграмма не может
применяться для очень бо-
гатых или бедных смесей.
Пунктирными линиями на
фиг. 85 иллюстрируется
применение этой диаграм-
мы для определения тем-
ператур рабочей смеси в
различных т-очках цикла.
101
В действительных условиях работы двигателя на температуру ci орания смеси
при данном количестве энергии влияют следующие факторы:
1) тепло, полученное смбсью при сжатии;
2) потери тепла в стенки цилиндра в процессе сгорания;
3) влияние обеднения смеси, благодаря разжижению ее остаточными
продуктами сгорания.
Значение тепла или внутренней энергии по пункту 1 для различных
степеней отложены на линии РР диаграммы (фиг. 85). Сложив это значе-
ние с энергией, полученной из кривой О А или О А' для соответствующей
температуры, мы получим полную энергию, из которой следует вычесть
потери по пункту 2 и 3. Для этого поступаем следующим образом: на гори-
зонтальной линии С отмечаем потери энергии в процентах по пункту 1,
а на горизонтальной линии Е отмечаем таким же образом потери энергии
на охлаждение/ВО время сгорания. Предположим, чю эти потери составляют
6% (среднее значение, выведенное из многочисленных опытов). Соединяем
линией эти две точки и в точке пересечения этой линии с линией D чи-
таем суммарные потери по этим двум пунктам, которые должны быть выч-
тены из полной энергии. Оставшаяся энергия пойдет на расширение газа,
откуда можно прочитать температуру в начале расширения (для данного
случая 2475° Ц). Падение температуры во время расширения зависит от
двух причин: а) внешней работы, произведенной газом, и б) потерь тепла
в стенки. Тепло, обращенное в работу, оценивается индикаторным к. п. д.,
выраженным следующей Формулой:
которая не включает в себя потерь в стенки. Идеальные значения этого
коэфицпента показаны на линии С. Потери в стенки в процессе расшире-
ния отложены на линии С. Чистая работа, совершенная газом, будет равна
разности между работой расширения и работой сжатия; отсюда легко
найти температуру на выхлопе, которая в нашем примере равна 1675° Ц.
Для более точного подсчета температур в различных точках цикла необ-
ходимо учитывать влияние остаточных газов на температуру всасывания.
Находящиеся в камере сгорания в начале всасывания горячие остаточные
газы смешиваются с входящей в цилиндр свежей смесью и повышают ее
температуру. Пусть Т — температура выхлопных газов, t — температура
окружающего воздуха и Vc — объем камеры сгорания. Объем свежего за-
ряда смеси при атмосферном давлении и температуре будем равен
V=(e-1)HC.
Если плотность и теплоемкость газов остаются постоянными, то получ м:
e.Fc _ (e-l).FG F6.
Ts t + 1 ‘
Отсюда опредепяем температуру на всасывании
е е • fГ
s ~ ЧЕГГТ
t т
10?
Температура выхлопных газов может быть измерена посредством пла-
тинового термометра или соответствующих термопар.
В гл. III мы рассмотрели три идеальных цикла (Карно Отто и Дизеля)
с термодинамической точки зрения. С практической точки зрения цикл
Карно не имеет ценности и потому мы его в дальнейшем не будем рас-
сматривать. Два других цикла находят в практике широкое применение,
хотя применение цикла Дизеля ограничивается двигателями тяжелого ста-
ционарного типа и большими судовыми двигателями. Имеются, однако, не-
которые данные для успешного применения этого типа двигателей в авиа-
ции и автомобильной промышленности *.
Цикл Дизеля
Теоретически этот цикл относится к циклу с Р~ const и состоит в сжа-
тии в цилиндре двигателя почти чистого воздуха. В конце хода сжатия
в этот сильно сжатый и нагретый до высокой температуры (от сжатия)
воздух впрыскивается в цилиндр топливо. Во время впрыскивания в цилиндре
двигателя сохраняется постоянное давление; после прекращения подачи
топлива газы расширяются обычным способом. Затем последовательно проис-
ходят ходы выхлопа и всасывали г, после чего процесс повторяется снова.
В двухтактных двигателях последние два хода отсутствуют. Пренебрегая
потерями тепла в стенки, можно считать процесс сжатия адиабатическим
и если обозначить начальное температуры и давления через 7\ и Ри а
конечные через Т2 и Р2, то из уравнения адиабат, и характеристических
уравнений будем иметь
к - г
7g _ ((V) к
Л ~ \pJ ’
где
к == 1,4.
Принимая обычные значения для
7\ = 323° абс., Р1 = 1,05 и Р2 = 36,
получим
04
72 = 3 23.(^)1’4=887°абс.
Интересно заметить, что замеренная температура для приведенного при-
мера составляла лишь 725° благодаря охлаждающему действию, которое
* Проблема внедрения двигателя типа дизеля в авиацию является в настоящий
момент для наше.! страны oj ной из важнейших проблем, на разрешение которой
советским пр вительств м и ЦК ВКП(б) обращено огромное внимание. В настоящий
момент имеются данные, позволяющие рассчитывать на скорое и успешное разре-
шение этой проблемы. Пользуясь случаем, мы хотим заметить здесь, что издавна
установившееся понятие о циклах Отто и Дизеля, как принци иалыю отличных
друг от друга ге соответствуют действительно ти. Проделанная у нас и за границей
:-а последнее время большая научноисслед вательская работа в этом направлении
чролцвает м' ого нов го ceeia на этот предмет. Прим, пер
103
мы не учитывали. На фиг. 86 показаны действительная и теоретическая
диаграммы для двигателя, работающего по циклу Дизеля. Различие в обоих
диаграммах обязано следующим факторам: а) Кривая сжатия в действитель-
ном цикле не является адиабатой благодаря теплообмену, происходящему
между стенками цилиндра и засосанным воздухом. В результате этого пер-
воначальное давление несколько повышается, а конечное понижается,
б) Практически сгорание происходит не при постоянном давлении (в те-
чение периода впрыскивания), но при давлении быстро падающем. Это
объясняется отчасти расширением сгоревшей части заряда благодаря дви-
жению поршня, отчасти охлаждающим действием стенок и лучеиспусканием
тепла заряда. Действительная максимальная температура в точке В (фиг. 86)
будет поэтому приблизительно вдвое меньше теоретической, в) По тем же
причинам верхняя часть кривой расширения не является адиабатой, хотя
вторая нижняя часть этой кривой приближается к адиабате*.
г) Конец диаграммы
округлен за счет пред-
ворения выхлопа, т. е.
выхлопной клапан (у
четырехтактного) или
выхлопные окна (у
Фиг. 86. Типичная диаграмма дизель-мотора.
двухтактного) откры-
ваются раньше нижней
мертвой точки, так как
давление падает не
мгновенно, а с конеч-
ной скоростью. Дей-
ствительное среднее
индикаторное давление
180ь значительно меньше те-
’5° еретического. В данном
случае при давлении
сжатия в 35 кг/см* сред-1
нее давление было рав-
но 5,95 кг/см* при полной нагрузке, в то время как при этих условиях теоре-
тически оно и должно равняться 8,06 кг/см*. Степень сжатия в этом случае
была равна 6,6 и T|t = 0,4,— это максимально возможное в практике зна-
чение к. п. д. Вышеприведенные данные будут служить иллюстрацией от-
клонения действительного цикла Дизеля от теоретического. Надо сказать,
что различие в к п. д. действительного и идеального цикла более значи-
тельно, но, как будет показана ниже, для газовых и бензиновых двига-
телей, работающих по циклу Отто, это различие еше более значительно.
Цикл Отто в практике
При рассмотрении идеального цикла Отто, представленного на фиг. 79,
мы предполагали, что по линии АВ происходит адиабатическое сжатие, а
по линии ВС происходит выделение тепла (при V=const) с возрастанием
* В двигателях тяжелого топлива, работающих практически по циклу Сабатэ,
явления происходят иначе, чем излагает автор, в тихоходных двчгателяхполучается
лучшая диаграмма, чем проведенная автором,
Ю4
давления от. В до С. Затем следовало адиабатическое расширение по
линии CD и отдача тепла при постоянном объеме по линии DA, та-
ким образом, приводя рабочее вещество в его первоначалное состояние
в точке А.
Действительный цикл, происходящий в бензиновых двигателях, весьма
существенно отличается от этого идеального цикла. Рассмотрим кратко
эти отличия реального цикла Отто от идеального.
Эти различия можно свести к следующим трем пунктам:
1) уравнению линии сжатия,
2) возрастанию давления и
3) уравнению линии расширения.
Разберем их в таком же порядке.
Уравнение линии сжатия
Ввиду того, что цилиндр покрыт водяной рубашкой и постоянно охлаж-
дается, стенки цилиндра будут отдавать в действительном процессе сжатия
(некоторое количество тепла и вследствие этого линия сжатия будет от-
ходить от адиабаты.
Уравнение действительной линии сжатия будет лежать между адиабатой
Р- Vя = const и изотермой P.V~ const.
По опытным данным, полученным с бензиновых двигателей, показатель
политропы сжатия п изменяется от 1,25 до 1,35 и, следовательно, урав-
нение линии сжатия будет:
р. у 1.25—1.35 — const.
В идеальном цикле рабочим веществом принимался чистый воздух, для
которого показатель адиабаты к ="1,4; в действительности имеется смесь
воздуха с парами бензина и примесью остаточных газов. Это обстоятель-
ство также понижает показатель линии сжатия и делает ее отличной от
адиабаты.
Действительное возрастание давления
Возрастание давления по линии ВС и в идеальном цикле, как уже раньше
было видно, значительно меньше того, что можно было ожидать в пред-
положении, что все тепло сгорания уходит на поднятие температуры
и давления сгоревших газов.
Причинами этого давления (как уже упоминалось ранее) являются: а) дей-
ствие стенок, б) увеличение теплоемкости смеси и продуктов сгорания
и в) последующее сгорание или догорание.
В действительности сгорание не происходит мгновенно, как это счи-
тается в идеальном цикле, а занимает определенный период времени, за-
висящий от: а) состава смеси, б) момента зажигания, в) оборотов мотора,
г) размеров цилиндра, д) давления сжатия и других факторов.
Все эти перечисленные факторы плюс последующее сгорание (догорание)
указывают на то, что в действительном цикле рабочее вещество получает
(выделяет) тепло не при постоянном объеме.
105
Уравнение кривой расширения
Процесс сгорания не заканчивается в точке достижения максимального
давления, а продолжается и после нее. Таким образом рабочее тело по-
лучает дополнительно тепло по линии расширения, и последняя по одному
этому уже не может быть адиабатой.
На основании индикаторных диаграмм, снятых с газовых и бензиновых
двигателей, показатель кривой расширения изменяется от 1,15 до 1,35
и, следовательно, уравнение кривой расширения можно написать так:
Р. уот 1,15 до 1,35 const.
Для бедных смесей кривая расширения не следует
ленному закону и очень часто на бол! шом участке
какому-либо опреде-
идет параллельно оси
Части хода поршня
Фиг. 87.
Д—диаграмма идеального цикла с постоянной теплоемкостью, В—диаграмма идеального цикла с пе-
ременной теплоемкостью, С—индикаторная диаграмма, снятая с бензинового двигателя.
абсцисс. В автомобильной и авиационной практике выхлопные клапаны
всегда открывают раньше н. м. т. и закрывают позже в. м. т. для лучшего
очищения цилиндров от сгоревших газов. Это также отличает действитель-
ную кривую расширения от теоретической.
Лучше всего последить отличие реального цикла Отто от идеального
на основании фиг. 87, в которой площадь, очерченная полной линией,
изображает индикаторную диаграмму, снятую с бензинового двигателя.
След} ющие начерченные пунктиром диаграммы являются теоретическими
диаграммами: одна, верхняя построена в предположении постоянства тепло-
емкости смеси, и вторая — ниже с учетом переменнрй теплоемкости.
1Q6
ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ
V ИДЕАЛЬНЫЕ И ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ К. П. Д.
Сравнительные данные
Когда в главе III рассматривались идеальные циклы и выводились выраже-
ния для к. п. д. этих циклов, то там были допущены следующие пред-
положения:
1) рабочим веществом принимался чистый воздух, подчиняющийся зако-
нам для идеальных газов;
2) не было теплообмена между рабочим веществом и стенками цилиндра,
процесс протекал адиабатически; 3) теплоемкость оставалась постоянной
в течение всего цикла работ; 4) к. п. д. изменялся только от степени сжа-
тия и не зависел от количества тепла, подведенного за цикл. В действи-
тельных условиях работы этих условий не имеется.
Рабочим телом здесь является смесь воздуха с парами бензина, плюс
остаточные газы; имеется постоянный теплообмен между рабочим телом
и стенками цилиндра через теплопроводность и лучеиспускание; тепло-
емкость смеси ни в коем случае не остается постоянной, а непрерывно
увеличивается с увеличением температуры, как указано в главе III.
К. п. д. действительного двигателя тоже измепяетсн со степенью сжатия,
гак же как и в идеальном цикле, но в действительном двигателе он изме-
няется также и от количества тепла, подведенного за цикл; следовательно
к. п. д. здесь изменяется в зависимости от изменения теплоемкости от
температуры. Максимально достижимая температура в конце сгорания у нор-
мального бензинового двигателя зависит от количества подведенного тепла,
т. е. от состава смеси.
Мы в настоящем ограничимся лишь рассмотрением одною цикла Отто,
как единственного применяемого в бензиновых двигателях.
Для целей сравнения возьмем ту же фиг. 87.
К тому, что было сказано об этой диаграмме, добавим следующее; сте-
пень сжатия была равна 4,7 для всех трех изображенных на этой фигуре
циклов (двух идеальных и одного действительного). Для действительного
случая состав смеси был такой: 14 кг воздуха на 1 кг бензина (или а — 0,94).
Из индикаторной диаграммы и замера расхода бензина было подсчитано,
что за цикл подводилось тепла 0,37 кал.
Из рассмотрения фиг. 87 видно, что идеальный воздушный цикл дает
высшие температуры и большие максимальные и средние давления. Кроме
того, так как площадь индикаторной диаграммы изображает полезную ра-
боту, произведенную газом, или эквивалентное ей количество тепла, под-
107
веденного в процессе, а так как это количество тепла в каждом из трех
случаев одинаково, то отсюда следует, что к. и. д. идеального воздушно-
го цикла получается наибольший. В табл. 19 приведены значения к. п. д.
трех сравниваемых (взятых из фиг. 87) циклов. В этой же таблице при-
ведены к. п. д. двух других примеров, соответствующих слишком бедно-
му и слишком богатому составам смеси, с соответствующими значениями
подведенного количества тепла.
ТАБЛИЦА 19
сравнений идеальных и действительных циклов мотора
Пример 1: а = 0,94, подведенное тепло за цикл 0,37 кал
Наименование циклов Термический К. П. Д. Максимальное давление в кг» см2 Среднее дав- ление В К2/СМ2 Тепло обра- щенное в рабо- ту за цикл в % Тепло, выбро- шенное за цикл В %
Идеалы!, воздушн. цикл 0,463 43,7 10,7 46 54
» » » с перемен, тепл. ем. . 0,356 31,4 8,26 35,6 63,4
Действ, цикл бензин, двиг 0,248 17,4 5,9 24,8 75,2
Пример 2: а =1,16 Подвед. тепло за цикл 0,312 кал
Идеальн. возд. цикл 0,463 38,5 8,96 46 54
» » » с перемен, теплоемкост. 0,367 28,0 7,16 36,7 63,3
Действит. цикл бензин, мотора 0,275 14,5 5,40 27,5 72,5
Пример 3: а = 0,67. Подвед. тепло за цикл 0,33 кал
Идеальн. воздушн. цикл 0,463 39,6 9,00 46 54
» » » с перемен, теплоемк. . 0,381 30,8 5,40 38 62
Действит. цикл бензинового двигателя .... 0,289 21,00 6,05 29 71
Как указывалось, в идеальных циклах постоянного объема или постоян-
ного давления, где в качестве рабочего тепла принимают воздух, предпо-
лагается, что теплоемкость не изменяется с температурой и к. п. д. полу-
/1\0,4
чается по формуле т^=1 — (-) , т. е. он зависит только от степени сжа-
тия. Таким образом полученный теоретически к. и. д. может служить образцом
или мерой сравнения с к. п. д. действительных двигателей, работающих по
циклу Отто, Дизеля и др. Совершенно очевидно, что на практике никогда
нельзя получить к. п. д. равный тому, который получается для воздушного
цикла по приведенной формуле.
Подсчитанные по этой же формусе к. п. д. в зависимости от степени
сжатия даны в табл, 20,
108
ТАБЛИЦА 20
Коэфициент полезного действия воздушного цикла
в зависимости от степени сжатия по формуле:
T,t 1 е 0,4.
Степень сжатия Степень сжатия Tli
1,о 0 4,50 0,470
1,5 0,153 4,75 0,481
2,0 0,246 5,00 0,492
2,25 0,282 5,25 0,501
2,50 0,312 5,50 0,510
2,75 0,338 5,75 0,519
3,00 0,361 6,00 0,528
3,25 0,382 7,00 0,552
3,50 0,400 8,00 0,574
3,75 0,416 9,00 0,592
4,00 0,445 10,0 0,609
4,25 0,458 1,00
Относительный к. п. д. двигателя
Как видно из табл. 21, воздушный цикл очень далек от жизни, поэтому
гораздо лучше будет, если вместо сравнения к. и. д. действительных циклов
с этими воздушными циклами сравнить их тоже с идеальными циклами, но
где рабочее вещество обладает теми же физическими свойствами, что и у
действительного двигателя, т. е. имеет переменную теплоемкость. Как уже
было замечено выше, к. п. д. у такого цикла будет меньше, чем у воз-
душного цикла. Отношение действительного к. п. д. к этому новому к. п. д.
при переменной теплоемкости называется относительным к. п. д.
Для бензинового двигателя, имеющего степень сжатия 4,7, для трех
составов смеси получим следующие значения этих к. п. д.
ТАБЛИЦА 21
Состав смеси а 1 Действит. к.п.л. TQ 6 к. п. д. воздушн. цикла к. п. д. действит. цикла 7]^ — а к. п. д. идеальн. цикла с переменной тепло- емко стью
0,68 0,95 1,16 0,624 0,535 0,594 0,759 0,696 0,750
Приводимая еще одна маленькая табл. 22 показывает изменение отно-
сительного к. п. д. в зависимости от степени сжатия для четырехцилинд-
рового автомобильного двигателя.
109
ТАБЛИЦА 22
С гепень сжатия е Давление сжатия в кг/см2 при 1 000 об/мин Действит. к. п. д. Идеалы!. к. п. д. с не- p. м. тепло- ем. т4 Относитель- ный к. п. д. =
4,71 6,0 0,275 0,367 0,749
4,35 5,4 0,272 0,354 0,769
3,92 4,8 0,262 0,337 0,780
Теперь если для тех же самых условий отнести действительные к. п. д.
не к идеальным к. п. д. с переменными теплоемкостями, а к к. п. д. воз-
душного цикла, то получим следующие значения к. п. д., приводимые в
табл. 23.
ТАБЛИЦА 23
Степень сжатия е Давление сжатия в кг/см2 при 1 000 об/мин Действит. к. п. д. К. п. д. воз- душн. цикла Относится ь- ный к. п. д. _ ч
4,71 6,0 0,275 0,463 0,594
4,35 5,4 0,272 0,450 0,604
3,92 4,8 0,262 0,452 0,615
Из сравнения двух последних таблиц напрашивается вывод, что при
применении рабочей жидкости, приближающейся по своим свойствам к
воздуху, с сохранением постоянной теплоемкости можно теоретически зна-
чительно увеличить полезную работу двигателя.
Для цикла Дизеля относительные к. п. д. будут выше благодаря более
высоким степеням сжатия.
Индикаторный к. п. д. двигателя
В идеальном цикле отношение тепла, обращенного в работу, к теплу,
подведенному в двигатель (данному в виде теплотворной способности топ-
лива) в процессе совершения этой работы, называется термическим коэфи-
циентом полезного действия и обозначается он обыкновенно через riz.
В действительном цикле полезная работа газа определяется величиной
индикаторной диаграммы и потому здесь берется уже отношение тепла
эквивалентного работе, подсчитанной из индикаторной диаграммы, к теплу,
подведенному в процессе работы, это отношение называется индикаторным
к. п. д. и обозначается через rti. В дальнейшем будем пользоваться лишь
индикаторным к. п. д.
Когда полезная работа определяется на валу двигателя, т. е. опреде-
ляется его эффективная мощность, то в этом случае к. п. д. называется
эффективным коэфициентом полезного действия и обозначается т1в.
110
I
Вследствие механических потерь на трение в двигателе тормозная или
эффективная мощность всегда меньше, чем индикаторная мощность. Отноше-
ние этих двух мощностей называется механическим коэфициентом полез-
ного действия и изменяется от 80 до 9О°/о. Таким образом механический
N
коэфициент rlm=
Большинство нижеприведенных данных будут относиться к индикаторному
коэфициенту полезного действия.
Для того чтобы определить коэфициент полезного действия какого-нибудь
двигателя, необходимо знать его среднюю индикаторную мощность за данный
период, количество и теплотворную способность горючего, расходуемого
за этот же период. Нужно помнить, что скрытая теплота парообразования
жидкого топлива должна быть прибавлена к низшей теплотворной способ-
ности его, так как парообразование в этом случае происходит за счет
подогрева или выхлопными глазами или водой, тогда как при обычных
способах определения теплотворной способности парообразование происходит
за счет теплоты сгорания. Если индикаторную мощность обозначить через
Д1, часовой расход горючего через G килограмм и теплотворную способ-
ность 1 кг горючего через Hw калорий, то индикаторный к. п. д. будет:
___Л^.75-3600 _632М
Г‘‘~~ 427-G-Hu ~ G-Hu’.
а так как = где С( — удельный индикаторный расход кг на силу-час,
632
то отсюда .
СгГ7м
Пример. Авиационный двигатель, имеющий механический коэфициент
0,85, на испытательном станке показал удельный расход горючего Се = 250 г
на эффективную силу-час. Определить индикаторный и эффективный к. п. д.
при теплотворной способности авиационного бензина
Ни — 10 400 кал.
Расход на 1 индикаторную л. с. ч. или индикаторный расход
С(=т^- Се=0, 85-250 = 212 г;
тогда
632 632 „ о „ оп „0,
~ СДГ ~ 0,212-10 400 ~ °»293> или 29>3 /о»
тогда эффективный к. п. д.;
т1е = 0,293. 0,85 = °. 249 = 24> 9%-
Индикаторный к. п. д. двигателя и расход горючего
Совершенно ясно, что высокий к. п. д. ведет к уменьшению расхода, и
наоборот.
В современных бензиновых двигателях к. п. д. увеличивается с увеличе-
нием числа оборотов; это будет рассмотрено более подробно в соответству-
ющем параграфе настоящей главы.
111
Расход горючего постепенно должен уменьшаться с возрастанием числа
оборотов до определенного предела, и результаты испытаний автомобиль-
ных двигателей вполне 'подтверждают это.
Результаты, приведенные в табл. 24, были получены при испытании
небольшого быстроходного автомобильного двигателя и соответствуют кривым
Л и С на фиг. 88.
Фиг. 88. Зависимость к. п. д. от числа оборотов для автомобильного двигателя.
ТАБЛИЦА 24
Соотношения между расходом горючего и индикаторным к. п. д.
Обороты в минуту
1 200 1400 1 600 1 800 2 000
г / А 23,2 24,2 25,4 26,1 25,2
С 26,3 27,7 29,1 30,1 31,3
А 12,6 14,6 16,4 17,75 18,6
С 13,6 15,8 18,0 20,2 22,2
С J А 0,268 0,255 0,244 0,238 0,246
С . . 0,236 0,224 0,213 0,206 0,198
с 1 А 0,313 0,302 0,293 0,293 0,313
‘ 1 С 0,253 0,253 0,242 0,238 0,231
А 86,6 94,4 104,0 109,3 102,5
сД С 111,0 123,6 136,6 146,4 157,8
112
Для данного и подобных ему типов двигателей индикаторный к. п. д.
и расход горючего связаны следующим соотношением:
r^ + 95 Ci = 48,7,
где тг —в процентах и Ci — в килограммах на 1 индикаторную л. с. ч.
Индикаторный к. п. д. двигателя при дросселировании
Обычный автомобильный двигатель редко работает продолжительное врем’1
при полной нагрузке; нужно считать, что по крайней мере 90% времени
он работает при нагрузке от % до % ог полной, таким образом, двигатели,
имеющие максимальный к. п. д. при % от
полной нагрузки, на эксплоагационных ре-
ле мах будут работать неэкономично боль-
шую часть времени.
Поэтому представляет интерес рассмо-
трение экономичности мотора при дрос-
селировании.
На фиг. 89 изображены кривые расхода
автомобильного двигателя при р боте на
1000 об/мин верхняя кривая и 800 об/мин
нижняя кривая. На кривой видно, что при
уменьшении нагрузки до половины от пол-
ной удельный расход С’ увеличился на
25%- При уменьшении нагрузки до одной
трети от полной удельный расход увели-
чился на 60°/о.
Таким образом i сно, что большую часть
времени автомобильный двигатель работает
при удельных расходах на 30—50% боль-
ших, чем удельные расходы при полной
или почти полной нагрузке.
Идеальный двигатель, который будет
Фиг 89. Расход горючего автомо-
бильного двигателя при различных
загрузках.
иметь один и тот же индикаторный к. и. д.
при всех рабочих нагрузках, имел бы кри-
вую расхода, подобную изображенной пунк-
тиром на фиг. 89.
Факторы, влияющие на индикаторный к. п. д.
Индикаторный к. п. д. двигателя внутреннего сгорания зависит от несколь-
ких факторов, важнейшими из коих будут:
1) род топлива,
2) состав смеси,
3) давление сжатия в цилиндре,
4) размеры цилиндра и форма камеры сгорания,
5) отношение хода к диаметру,
6) число оборотов, »
8 Джо дж, Автом. и авиац. двигатели.
113
7) степень дросселирования, характеризующая количество свежей смеси,
пост,, пившей в цилиндр за цикл,
8) конструкция двигателя, регулировка распределения, устройство охлаж-
дения и т. д.
Ниже будут рассмотрены каждый из этих факторов отдельно.
Зависимость индикаторного к. п. д. от состава смеси
Так как количество горючего, расходуемого за один рабочий цикл дви-
гателя, есть не что иное как определенное количество располагаемой теп-
ловой энергии, то индикаторный коэфициент будет зависеть от количества
подаваемого горючего и от той именно части его, которая действительно
сгорает. Таким образом состав смеси или (как принято англичанами и аме-
Фиг. 90. Соотношение между СО в выхлопных газах и
потерей горючего.
риканцами характеризо-
вать его), отношение веса
засосанного воздуха к
весу горючего в значи-
тельной степени опреде-
ляет величину индика-
торного коэфициента.
Нижеследующие заме-
чания будут относиться,
главным образом, к со-
ставу смеси бензиновых
двигателей.
Если смесь будет бо-
гаче (по содержанию го-
рючего), чем смесь, даю-
щая полное сгорание, то
часть горючего сгорит
не полностью.
Определенно известно, что на очень богатых смесях, на каких еще воз-
можна работа двигателя, горючее сгорает лишь частично и выбрасывается
в выхлоп в виде окиси углерода и сажи. В выхлопе всегда имеются также
следы углеводорода в виде альдегидов в парах воды, но это не имеет су-
щественного значения.
Итак отметим, что при богатых смесях часть горючего сгорает не пол-
ностью и выбрасывается в выхлоп, не отдав свою максимальную энергию,
и нужно ожидать, что при очень богатых смесях к. п. д. понизится.
Количество теряемой тепловой энергии от неполного сгорания будет про-
порционально количеству окиси углерода в выхлопных газах.
Соотношение между потерей горючего и количеством окиси углерода
представлено на фиг. 90.
В случае переобедненной смеси, дающей также низкий к. п. д., главное
влияние имеют замедленность сгорания, поглощение тепла избыточным воз-
духом и т. д. При очень бедных смесях, на которых двигатель еще может
работать, удлинение периода сгорания и относительно небольшое количе-
ство горючего в цилиндре объясняют низкий индикаторный коэфициент,
получаемый в этом случае.
114
Эти рассуждения обосновываются результатами экспериментов, прове-
денных на четырехцилиндровом двигателе Тальбот. При испытании произ-
водились замеры индикаторной мощности в зависимости от состава смеси
при прочих равных условиях,
постоянной температуре воды
Результаты этих испытаний
нанесены на фиг. 91, откуда
видно, что начиная с очень
бедных смесей, индикаторный
коэфициент быстро растет с
обогащением смеси и дости-
гает своего максимума при
составе смеси, равном семнад-
цати весовым частям воздуха
на одну весовую часть горюче-
го*. Количество теоретически
необходимого в этом случае
воздуха для полного сгорания
1 кг бензина с удельным весом
у = 0,70 было равно 14,75 кг.
т. е. при постоянном числе оборотов, при
в рубашках и т. д.
Индикаторный к. п. д. при бедных смесях
Из фиг. 91 видно, что после достижения своего максимума (при а =1,15)
индикаторный коэфициент с обогащением смеси начинает падать более или
менее равномерно вплоть до предела обогащения, на котором еще воз-
можна работа двигателя.
На переобедненных смесях двигатель работает неустойчиво и устойчивую
работу очень трудно получить, если горючее недостаточно испарено и пе-
ремешано с воздухом. Это обстоятельство еще более усиливается замедлен-
ностью распространения пламени; последняя в некоторых случаях бывает
настолько значительна, что когда открывается впускной клапан, то свежая
смесь загорается от продолжающего еще гореть и во время хода выхлопа
предыдущего заряда. Это явление известно как «чихание» или хлопки в
карбюраторе.
Таким образом мы видим, что состав смеси, дающий максимальный инди-
каторный коэфициент, беднее, чем состав смеси, дающий полное сгорание.
Отсюда следует, что для получения наибольшей экономичности двигатель
должен работать с некоторым избытком воздуха (т. е. на а 1).
Рассмотрим причины, по которым при несколько обедненной смеси полу-
чается максимальный индикаторный к. п. д.
Начиная с нормальной смеси (а=1) будем постепенно обеднять ее;
очевидно, вместе с этим будет уменьшаться и общее тепло сгорания, а
следовательно, снизится температура конца сгорания.
Влияние понижения максимальной температуры двойное. Во-первых, по-
скольку тепловые потери от сгоревших газов в стенки зависят от темпера-
туры, то при более низкой температуре потери в стенки будут меньше.
* Для удобства мы нанесли по абсциссам фиг. 91 также и а в данном случае
«=1,15.
8* • 115
<
Во-вторых, так как теплоемкость газов увеличивается с увеличением
температуры, то следовательно, средняя теплоемкость в пределе температур,
полученных при бедных смесях, будет ниже.
В первой главе уже было указано, что при меньшей средней теплоем-
кости будет большее повышение давления при данном количестве тепла
и, следовательно, в результате понижения средней теплоемкости будет
увеличение индикаторной мощности, т. е. при одном и том же количестве
тепла мы 'получаем большую эффективную отдачу. При обеднении смеси
уменьшение потерь в стенки и понижение средней теплоемкости увеличи-
вают, таким образом, индикаторный к. п. д., но это продолжается до опредт -
ленного предела обеднения смеси, за которым при дальнейшем обеднении
индикаторный коэфициент быстро падает в силу большого влияния проти-
воположного фактора — замедленного сгорания.
*
Опыты Рикардо
На фиг. 92 приведены результаты большого количества испытаний,
проведенных проф. Рикардо на двигателе с переменной степенью сжатия,
изменяющейся от е = 4 до е = 8.
состав смеси Кривые, изображенные на фиг. 92,
Обеднение Нормальный Обогащение'
Фиг. 92. Изменение среднего индикаторно-
го давления и индикаторного к. п. д. по со-
ставу смеси. Степень сжатия е = 5, число
оборотов п=1500 об/мин.
представляют изменение индикаюр-
ного давления и индикаторного коэ-
фициента по составу смеси для двух
горючих, а именно спирта и бензина.
В обоих случаях максимальный
индикаторной коэфициент получа-
ется при смеси, обедненной на
15%; при большем обеднении ин-
дикаторный коэфициент падает в
силу замедленного и неполного сго-
рания. Даже при избытке воздуха
в 15% (а = 1,15) было найдено
необходимым увеличить опережение
зажигания на 15° (от 32 до 47°)
по сравнению с тем, какое было
необходимо при совершенном сго-
рании (а = 1).
Исправленные кривые индикаторного к. п. д.
Если можно будет по количеству тепловой энергии, эквивалентной
топливу, выбрасываемому неиспользованным в выхлоп, подсчитать индика-
торный коэфициент, тогда вместо кривой индикаторного коэфициента ABCD
на фиг. 93 мы получим кривую АВСЕ.
Увеличение СЕ обязано двум причинам.
Во-первых, с обогащением смеси температура понижается, вследствие
чего уменьшаются и тепловые потери в стенки цилиндра.
Во-вторых, как показано на фиг. 8, с обогащением смеси быстро увеличи-
вается объем продуктов сгорания, а следовательно, при данном объеме
цилиндра мы за счет этого свойства продуктов сгорания получаем увели-
116
чение давления в цилиндре без повышения температуры или добавочных
тепловых, потерь, что ведет к увеличению индикаторного к. п. д.
Кривая FGH вычислена для идеального цикла с переменными теплоем-
костями для той же самой степени сжатия, что и у действительного дви-
гателя, даюшего кривую ABCD при различных составах смеси.
Увеличение индикаторного коэфициента от точки G до F происходит
благодаря уменьшению максимальных температур, тогда как увеличение
от G до Н происходит частично по той же причине и частично благодаря
Фиг. 93. Исправленные кривые индикаторного к. п. д.
увеличению объема продуктов сгорания (или благодаря молекулярному
изменению при сгорании).
Кривая I jK дает изменение замеренных температур выхлопных газов
по составу смеси; из кривой видно, что максимальная температура выхлоп-
ных газов будет при составе смеси =14,7 (а»1). Если для
J г горючее '
данного состава смеси температура выхлопных газов является максималь-
ной, то можно сделать заключение, что и в течение всего хода она будет
также максимальной (по отношению к другим составам смеси) и этим в
значительной степени объясняете,? форма кривой индикаторного коэфици-
ента на фиг. 93.
117
Влияние сжатия
Результаты экспериментов, проведенных при различных давлениях сжатия,
показывают, что изменение индикаторного коэфициента по составу смеси
происходит по одному и тому же закону, как это показано на фиг. 94,
максимум индикаторного коэфициента при различных давлениях сжатия
различен.
По кривым заметна тенденция смещения максимума индикаторного
коэфициента при увеличении давления в сторону более бедных смесей.
Кривые А, В и С были получены на одном и том же двигателе, рабо-
тающем при одном и том же числе оборотов, но при различных степенях
сжатия, а именно: е =4,71 для кривой А, е=4,35 для кривой В ие = 3,92
для кривой С.
Из кривых видно, что в случае А максимум индикаторного коэфициента
имеет место при составе смеси 17 4; в случае В —при 17,0 и для
г ТОПЛИВО ’ ’ J г
С—примерно при 16,0.
I Объяснить это можно следующим образом: при больших давлениях сжатия
максимальные температуры будут выше, следовательно, влияние уменьше-
ния тепловых потерь и средней теплоемкости будет более чувствительно
в том случае, если смеси беднее, чем в случае меньших давлений сжатия
и, следовательно, меньших максимальных температур.
Это влияние сжатия на состав смеси, при котором получается наиболь-
шая отдача, не нужно смешивать с непосредственным влиянием сжатия на
индикаторный коэфициент, рассматриваемый ниже.
Род топлива и индикаторный к. п. д.
Интересно рассмотреть величину и характер изменения индикаторного
коэфициента в зависимости от рода применяемого топлива.
Д-р Ватсон * провел несколько испытаний на двигателе с золотниковым
распределением по выяснению зависимости от рода топлива. Опыты
проводились на трех топливах, а именно: бензине, бензоле и метиловом
спирте; результаты опытов представлены на фиг. 95.
* Proc. Inst. Aut. Engineers, 1914.
118
Испытания проводились при одной и той же степени сжатия, на одном
и том же числе оборотов и с одним и тем же (двухжиклерным) карбюра-
тором для всех горючих; но для спиртовых смесей применялся добавочный
подогрев или испарительное устройство и жиклер большего диаметра.
При этих условиях кривые показывают, что для спи.рта индикаторный
коэфициент больше, чем для других горючих; затем идет бензол, и наимень-
шее значение было получено для бензина.
Максимальные величины индикаторного коэфициента и соответствующие
им составы смеси даны в табл. 25.
ТАБЛИЦА 25 •
Топливо Состав смеси воздух Максимальная величина индикат. коэфициента в процентах
горячее по весу
Спирт 11,5 * 30,0
Бензол 18,5 29 4
Бензин 19 28,0
Фиг. 95. Изменение индикаторного к. п. п. по составу
Из графика видно, что при опытах диапазон изменения состава смеси
для всех топлив был примерно одинаков. При сравнении индикаторных
коэфициентов необходимо помнить, что различные горючие для получе-
ния максимального индикаторного коэфициента требуют различных давле-
ний сжатия (степени
сжатия).
Так спирт при при-
менении в двигателях
внутреннего сгорания
для получения макси-
мального индикаторно-
го коэфициента тре-
бует даглеиия от 10,5
до ААкг/см. При этих
давлениях величина Гц
будет эт 35 до 38%>
т. е. на 25% больше,
чем для бензина.
Бен эл при приме-
нении его в бензиновых двигателях дает наилучшие результаты,
давление сжатия на 10—15% больше, чем для бензина.
Получение большего индикаторного коэфициента при применении спирта
з бензиновых двигателях было объяснено более низкой скоростью распро-
странения пламени, что ведет к понижению температуры.
Тепловые потери в стенки, увеличивающиеся с увеличением температуры,
будут соответственно меньше, хотя период сгорания будет больше.
* Данные, приводимые автором, устарели; более поздние опыты показывают, чт°
ч* не (зависит от рода горючег®, по крайней мере в пределах точности замеров при
испытаниях. Прим. пер.
смеси.
если
119
Другой экспериментатор д-р Орманди (Ormandi) дал интересные резуль-
таты, приведенные на фиг. 96, по изменению индикаторного коэфициента
для различных юрючих с изменением числа оборотов.
Из кривых видно, что смесь спирта и бензола дает наибольший индика
торный коэфициент.
Высокий индикаторный коэфициент для различных горючих не предпола-
гает обязательно низкого удельного расхода горючего.
Индикаторный коэфициент изменяется обратно пропорционально произве-
/ 632 X
дению удельного расхода на теплотворную спосоиность топлива ( т( =- -!
X С г'/7м/ j
откуда следует, что чем ниже теплотворная способность, тем выше удель-
ный индикаторный расход при одном и том же индикаторном коэфициенте.
Для бензина, имеющего теплотворную способность 10 400 кал/кг, расход
на 1 эффективную силу-час был 0,386 л, в то время как для спирта те-
плотворная способность которого, примерно, 5500 кал/кг, расход был
0,54 л при прочих равных условиях.
вый спирт + 1 бензин; С—90% бензол-f-D—бензин.
На фиг. 97 приведены кривые расходов различных горючих, применяв-
шихся Орманди при испытании бензинового двигателя. Обозначения кривых
на фиг. 97 те же, что и на фиг. 96.
При спирте получается наибольший расход, и если эти результаты пере-
вести на стоимость 1 л горючего, то спирт окажется наиболее j эрогим
топливом. 51
Степень сжатия и индикаторный к. п. д.
И с практической и с теоретической точки зрения понятно, что при одних
и тех же числах оборотов и при одном и том же составе смеси инди штор-
ный коэфициент с увеличением давления сжатия будет увеличиваться.
При теоретическом рассмотрении процессов было уже указано, что для
двигателя, работающего по циклу Отто, индикаторный коэфициент
120
где к = отношение теплоемкостей при постоянном давлении и посто-
янном объеме и е—степень сжатия. При увеличении степени сжатия вто-
рой член правой части уменьшается и, следовательно, индикаторный коэ-
ффициент увеличивается и при е = ооти будет равен единице: в этом случае
при бесконечном сжатии iaaa полезная работа будет эквивтлентна теплу,
полученному газом.
С практиче кой точки зрения увеличение степени сжатия влияет на ин-
дикаторный коэфициент в нескольких направлениях. К рассмотрению каж-
дого из этих влияний и приступим.
Потери тепла газом, которые имеют место в двигателях внутреннею
сгорания, зависят кроме прочих факторов от:
1) обшей поверхности стенок, соприкасающихся с газом;
2) продолжительности периода, в течепи которого тепловые потери
происходят;
3) плотности газа.
Совершенно ясно, что при увеличении степени сжатия общая внутренняя
поверхность, с которой газ соприкасается в конце хода сжатия, будет
умен шать я.
Если рассматривать камеру сжатия ограниченной цилиндрической поверх-
ностью с боков, плоской головкой сверху и плоским донышком поршня
снизу, то отношение поверхностей в конце и в начале хода сжатия будет
обратно пропорционально степени сжатия или отношению высоты кЛчеры
сжатия к высоте полного объем! цилиндра, если диаметр цилиндрической
поверхности камеры сжатия такой же, как и цилиндра.
При меньшей поверхности тепловые потери уменьшаются, хотя это до
некоторой степени уравновешивается, как мы увидим позднее, увеличением
плотности заряда.
Увеличение давления сжатия уменьшает период сгорания или период
достижения максимального давления, следовательно, и время, в течение
которого имеет место наибольшая потеря тепла, уменьшается.
Обычно двигатели с высокой степенью сжатия работают при большем
числе оборотов; следовательно, период тепловых потерь еще больше умень-
шается.
Рассматривая, наконец, влияние плотности заряда на тепловые потери,
что было уже разобрано в главе I, мы можем суммировать результаты
следующим образом. С увеличением сжатия плотность заряда растет и тем-
пература сжатия увеличивается. Однако это увеличение температуры неве-
лико и исчисляется в 100° Ц при увеличении степени сжатия от е = 4,0
до е = 6,0.
Тепловой поток вследствие неодинаковости возрастания плотности и
температуры лишь слегка увеличивается.
Таким образом с увеличением давления сжатия до определенного предела
в силу общего влияния факторов 1, 2, 3 уменьшаются тепловые потери
з стенки цилиндра.
При увеличении степени сжатия- отношение объема цилиндра к объему
камеры сжатия увеличивается, как это видно из фиг. 98, где изображены
два цилиндра, у которых и диаметр и ход одинаковы; ио в цилиндре А
объем камеры сжатия меньше, чем в цилиндре В вследствие большей сте-
пени сжатия, тогда как рабочие объемы обоих цилиндров одинаковы.
121
Если камера сжатия в цилиндре А меньше, то следовательно, меньше и
объем остаточных газов, с которыми смешивается свежая смесь, и поэтому
при увеличении степени сжатия за цикл вступает в действие больший
объем свежей смеси (т. е. увеличивается коэфициент наполнения),* а это
ведет к увеличению индикаторного коэфициента.
---------- Опыты в бомбах дают указания,
Фиг. 98. Рабочий объем цилиндров:
А = 4 литра и В = 3 литра.
что чем выше давление сжатия, тем
быстрее происходит сгорание и тем
выше получаемое давление.
Опыты Тизара и Пая
Эти два исследователя провели до-
статочно полное изучение пределов
индикаторного коэфициента для бен-
зинового двигателя. Результаты их ис-
следований были изложены в докладе
британской Ассоциации в августе 1920 г. и опубликованы также в «Auto-
mobile Ingineer» за 1921 г.
Предметом их работ было исследование процесса сгорания, химических
изменений, происходящих при этом процессе, и определение пределов
изменения индикаторного коэфициента.
Индикаторный коэфициент, полученный при работе на каком-нибудь
горючем, зависит от степени сжатия и от склонности горючего к дето-
нации при высоких давлениях.
При данной степени сжатия индикаторный коэфициент зависит от макси-
мальной температуры. От максимальной температуры зависят также потери
в стенки, потери от диссоциации и потери от увеличения теплоемкости
газов при высоких температурах. Максимальная температура в свою очередь
зависит от состава смеси и от теплотворной способности топлива и до
некоторой степени от момента зажигания (опережения зажигания).
Результаты исследований Тизара и Пая коротко можно суммировать сле-
зующим образом: 1) рост’ к. п. д. с увеличением степени сжатия более
дначителен, чем при подсчете по формуле воздушного цикла; 2) при учете
изменения теплоемкости и диссоциации максимальные температуры при
экономических составах смеси (а^>1) практически одинаковы для
всех углеводородных горючих и лишь для спирта несколько ниже; 3) тео-
ретический индикаторный коэфициет для наиболее экономического со-
става смеси может быть выражен следующей формулой:
Тц = 1
1 40,295
Эта формула учитывает и изменение теплоемкости и диссоциацию
и представляет идеальный индикаторный коэфициент, получаемый при
рабочей смеси, состоящей из воздуха и всякого летучего углеводородного
топлива, предполагая при этом полное сгорание и отсутствие потерь в стен-
* Это положение некоторыми авторами оспаривается. В частности Рикардо в книге
«Enginees of high output» говорит, что коэфициент наполнения при увеличении сте-
пени сжатия падает. Прим. пер.
122
ки цилиндра; 4) теоретический индикаторный коэфициент для а = 1 может
быть получен из следующей формулы:
/ 1 \ 0,258
Th(a=l)=l— .
На фиг. 99 нанесены кривые теоретических индикаторных коэфициентов,
подсчитанных по этим формулам.
Нижняя кривая дает величину действительного индикаторного коэфици-
ента, полученного Рикардо на двигателе с переменной степенью сжатия,
работавшем на бензоле при наиболее экономическом составе смеси и отне-
сенного к низшей теплотворной способности с учетом скрытой теплоты ис-
Фиг. 99. Теоретический и действительный ин-
дикаторные к. и. д. (Тизар и Пай).
парения горючего.
Характер трех нижних кривых совершенно одинаков; разница между
кривыми теоретического и действительного индикаторных коэфигиентов
обусловлена потерями в стенки
цилиндра во время сгорания и
расширения и ранним открытием
выхлопного клапана.
Испытания, проведенные на
различных горючих, показывают,
что рост индикаторного коэфи-
циента с увеличением степени
сжатия один и тот же для всех
применявшихся горючих; послед-
ние состояли из бензинов с раз-
личным содержанием аромати-
ков, парафина, гексана, гептана,
бензола, толуола, ксилена, наф-
тенов, алефинов и спиртов.
Максимальная степень сжатия,
при которой на данном горю-
чем можно было работать без
детонации, в каждом случае была, конечно, различна; но при опытах сте-
пень сжатия доводилась в каждом случае до максимальной величины.
Как уже ранее указывалось, спирт представляет исключение, давая наи-
больший индикаторный коэфициент при всех степенях сжатия, применяв-
шихся при испытаниях.
Результаты испытаний Рикардо на двигателе с переменной степенью
сжатия на различных горючих приведены в приложении. В этих опытах
индикаторный коэфициент подсчитывался по теплотворной способности,
данной в колонке F, т. е. по величине теплотворной способности, получен-
ной в калориметрической бомбе минус скрытая теплота парообразования
воды как продукта сгорания и плюс скрытая теплота испарения топлива
при постоянном объеме.
Влияние сжатия
Из сделанных замечаний видно, что главное влияние сжатия на индика-
торный коэфициент двигателя состоит в увеличении максимального давле-
ния вспышки и среднего индикаторного давления за счет большей степени
расширения.
123
Лри одних и тех же начальных давлениях в каждом случае большее
сжатие ведет к увеличению площади индикаторной диаграммы для одного
и того же количества смеси или для одного и того же расхода топлива.
Это схематично представлено на фиг. 100, где пунктиром изображена
диаграмма для большей степени сжатия.
Влияние сжатия на индикаторный коэфициент хорошо исследовано для
газовых двигателей. Краткое рассмотрение результатов этих исследований
поможет выяснить путем аналогии влияние сжатия и для бензиновых дви-
гателей.
Практически вся история развития газовых двигателей и их усовершен-
ствование обязано увеличению давления сжатия, а следовательно, и увели-
чению их индикаторного коэфициента.
В ранних конструкциях газовых двигателей применялось абсолютное дав-
ление сжатия около 3,5 кг}см\ и
16%, в лучшем случае.
индикаторный коэфициент был около
Фиг. 100.
Фиг. 101. Изменение индикаторного
к. п. д. со степенью сжатия для газо-
вого двигателя.
Путем постепенного увеличения сжатия мы имеем сейчас газовые двига-
тели, в которых давление сжатия доведено до 10,5 кг] ел? и выше при
индикаторном коэфициенте около
Интересные результаты были получены Комитетом по исследованию
газовых двигателей из экспериментов, проведенных в 1908 г. на газовом
двигателе «Премьер», диаметр которого равен 406,4 мм и ход 609,6 мм
при различных давлениях сжатия.
Замеры расхода топлива и индикаторной мощности при различных сте-
пенях сжатия очень ясно показывают, что при увеличении степени сжатия
от е==4 индикаторный коэфициент вначале нарастает совершенно равномерно,
а затем нарастание замедляется.
Наименьший индикаторный коэфициент, полученный при опытах, был
около 30% при низкой степени сжатия и достигал величины 40°/0 при
наибольшей применявшейся при опытах степени сжатия е = 8.
Соотношение между индикаторным коэфициентом и степенью сжатия
можно видеть из фиг. 101, на которой представлены^результаты упом шутых
испытаний.
124
Для бензиновых двигателей практически применяемые степени сжатия
обычно ниже, чем для газовых двигателей, в результате чего и максимально
возможные индикаторные коэфициенты будут также ниже.
Опытные данные зависимости индикаторного к. и. д.
бензинового двигателя от степени сжатия
До сих пор нет еще достаточно надежных опытных данных, устанавли-
вающих строгую зависимость между давлением сжатия и индикаторным
коэфициентом для бензиновых двигателей; но тем не менее большинство
имеющихся данных подтверждают теоретические положения, рассмотрен-
ные нами выше.
Д-ром Ватсоном были проведены опыты * на че'ырехцилиндровом авто-
мобильном двигателе при степенях сжатия, изменявшихся о г 3,92 до 4,71.
Результаты этих испытаний, ограниченных сршнигельно небольшим диапа-
зоном степеней сжатия, графически представлены на фиг. 94.
Фиг. 102. Кривые идеального и действительного к. п. д.
в зависимости от степени сжатия.
Для данной ьонструкции двигателя при одних и тех же числах оборотов
и составе смеси из кривых можно видеть определенное увеличение индика-
торного коэфициента с увеличением степени сжатия. На оптимальней со-
ставе смеси (а = 1) индикаторный коэфициент увеличился на 4% при увели-
чении степени сжатия на 15%.
На фиг. 102 представлены результат большого количества испытаний**
по определению зависимости индикаторного и эффективного к. п. д. от
степени сжатия, произведенных на автомобильных и авиацш иных двигателях.
Кривая АА изображает идеальный стандар!ный индикаторный к. п. д.,
предложенный Рикардо, представляющий идеальный к. п. д. воздушного
никла, уменьшенный, примерно, на 16%, учитывая наименьшие идеальные
потери от изменения теплоемкостей с температурой, затем, примерно, на
15% за счет потерь в стенки цилиндра, на 1% от потерь, происходящих
вследствие немгновенного воспламенения смеси и, наконец, на 2% от потерь,
происходящих вследствие раннего открытия выпускного клапана.
Таким образом общее уменьшение будет 16% + 15% + 1% + 20/0 =34%,
так чю, возможно, достижимый индикаторный коэфициент для всякого
* The Thermal Efficiency of a Four-Cycle Engine, Dr. U. Watson, Proc. Inst. Atit.
Engrs, ! 9(J8.
** См. ниже.
125
бензинового двигателя будет не выше 66°/0 от идеального к. п. д. воз-
душного цикла ц41, подсчитанного для той же степени сжатия, какую имеет
Фиг. 103.
Например, если степень сжатия бензинового
двигателя равна 5, то идеальный к. п. д. воз-
душного цикла, читанный по формуле
_ =1 1
Е0,404 ’
будет равен 47,5%.
По методу Рикардо получим:
Ч4 = 0,66- 47,5 = 31,3%
как максимально достижимый индикаторный
коэфициент двигателя для данной степени
сжатия.
Результаты, полученные подсчетом по дан-
ному методу, достаточно хорошо согласуются
с практикой.
Вернемся снова к рассмотрению фиг. 102.
Кривая ВВ представляет изменение эффек-
тивного к. п. д., соответствующего стандарт-
ному индикаторному коэфициенту Рикардо
в зависимости от степени сжатия.
Кривая СС является гипотетическсй, пред-
ложенной Берриманом (Berriman) для эффек-
тивного к. п. д.
Из данных результатов были выведены
следующие соотношения: кривая СС дает
т]4 = 3,35 е +5,8%.
Кривая ДА дает соотношение между воз-
можным индикаторным коэфициентом и сте-
пенью сжатия
т]4 = 3,0е +15,S%.
Расход горючего и к. п. д.
На фиг. 103 изображено соотношение между расходом бензина (в лит-
рах на 1 индикаторную силу-час) и соответствующим индикаторным к. п. д.
Эти данные получены при предположении, что теплотворная способность
1/сг горючего равна 10 250лт7Л, что эквивалентно 16,22 л. с. ч. Если
расход будет равен 0,4 л на I индикаторную лошадиную силу-час, то т^4
будет равен 21%.
Этот же результат может быть получен по формуле:
632
41 ” CtH„ '
126
Степень сжатия, индикаторный к. п. д. и мощность
И теоретические и опытные исследования показывают, что индикаторный
коэфициент увеличивается с увеличением степени сжатия практически иа
всем диапазоне степеней сжатия, применяемых в бензиновых двигателях.
При низшей степени сжатия величина действительного индикаторного коэ-
фициента получается несколько меньше теоретической. Что же касается
мощности, то испытания, проведенные Рикардо и другими, показывают,
что между теоретическими и опытными результатами существует значитель-
ное расхождение, ибо среднее индикаторное давление растет с увеличением
степени сжатия не в такой степени,
как это дается теорией.
На фиг. 92 изображены индика-
торный коэфициент и среднее инди-
каторное давление для степени сжатия
5,0 при работе на 99“/0 этиловом
спирте, примененном в данном случае
с целью использования более высо-
кой степени сжатия без риска дето-
нации.
В пределах безопасных, с точки
зрения детонации, степеней сжатия
все д угие топлива, испытанные Ри-
кардо, дали точно такие же изме-
нения и т(4 и р'
На фиг. 104 нанесены поправочные
кривые для степени сжатия е = 5,0,
полученные на двигателе с перемен-
ной степенью сжатия.
Фиг. 10.4. Индикаторный коэфициент и
среднее давление, приведенные к степени
сжатия е=5.
Были даны различные объяснения тому, что среднее индикаторное давле-
ние увеличивается со степенью сжатия не так, как теоретически должно быть.
Наиболее вероятными из этих объяснений являются указания на паде-
ние коэфиниеита наполнения с увеличением степени сжатия. Испытания,
проведенные для разъяснения этой точки зрения, подтвердили эту теорию,
ио сколько-нибудь ясных и удовлетворительных объяснений падения коэ-
фициента наполнения с увеличением степени сжатия дано не было.
Испытания, проведенные Воздушным министерством, показывают, что
изменения коэфициента наполнения практически одинаковы для всех чисел
оборотов, тогда как практика авиационных двигателей указывает, что при
применении высоких степеней сжатия индикаторный коэфициент значительно
' величивается, а прирост мощности не столь велик.
Индикаторный к. п. д. и расход воздуха
Результаты нескольких серий испытаний, проведенных Рикардо при
точном замере воздуха, производимом специальным прибором, соединенным
с испытываемым двигателем переменной степени сжатия, при работе на раз-
личных горючих дают определенное соотношение между средним индика-
торным давлением и весом засосанного в цилиндре воздуха в зависимости
от состава смеси, изменявшегося в довольно широких пределах. Надо заме-
127
'йть, что это соотношение существовало в пределах от 5 до 35% обога-
щения смеси и практически не зависело от системы распределения газа.
Наибольшая скорость сгорания с достаточной степенью точности может
быть определена путем регулировки карбюратора на максимальную мощ-
ность, именно на а =0,8 (обогащение на 20%).
Индикаторный коэфициент тогда может быть найден из соотношения:
где %— индикаторная мощность,
Lh — часовой расход воздуха в килограммах
и
„ Ни
С~~ 632-70-а '
Рикардо показал, что какое бы горючее мы ни применяли, энергия смеси,
отнесенная к 1 кг воздуха %"будет в среднем равна 720кал. Крайние
отклонения от этой средней величины были от 708 кал для бензина до
743 кал для спирта, причем для разных бензинов ~ изменялось от 708 до
'о
716 кал в зависимости о> количеств содержащихся в нем ароматиков.
к. п. д.
р:сли принять для бензина
• ^“ = 710 кал,
'-о
то величина
с_ _ 'Л. =1>12?
632-7.п-а а
и при а = 0,85
___Ы22____. „л .. г __ Н, 1
С~0,85“М2_____________1,32-бЛ I-
Фиг. 105 иллюстрирует соотно-
шение между индикаторным коэ-
фициентом и величиной расходуе-
мого воздуха для бензола в зави-
симости от степени сжатия. На
фиг. 106 даны кривые индикатор-
* Часовой расход воздуха
но
поэтому
откуда
Г — J532-
, к г, 632
Nt _ N,
Г‘‘~ ~^'С'
аи632-£и
Прим пер.
128
ных коэфициентов и расхода воздуха в зависимости от состава смеси для
различных горючих, указанных на кривых.
На фиг. 105 нижняя кривая изображает индикаторный коэфициент,
найденный по замеру расходуемого топлива при составе смеси, в каждом
случае соответствующем наибольшей экономичности, именно обеднению
до 15% (а = 1,15).
Фиг. 106. Кривые к. п. д. и расхода топлива для различных топлив и различных со-
ставов топливо-воздушных смесей.
Эта кривая лежит ниже, чем кривая индикаторного коэфициента, под-
считанного по расходу воздуха; разницу можно объявить небольшой по-
терей горючего в карбюраторе или прилипанием горючего к холодным
стенкам цилиндра.
Влияние формы цилиндра на индикаторный к. п. д.
Давление вспышки данного количества горючей смеси зависит в значи-
тельной степени от величины тепла, отданного за период сгорания в стенки;
поэтому очевидно, что форма камеры сгорания будет иметь значительное
влияние на индикаторный коэфициент.
Грубо говоря, чем больше отношение поверхности камеры сгорания к
ее объему, тем большими будут потери тепла в стенки камеры при сго-
рании, а следовательно, тем меньшими будут давления при сгорании.
Некоторые сравнительные величины, взятые из опытов Ватсона, даны
в табл. 26. Эти величины дают представление о величине отношения
поверхности камеры к ее объему для автомобильного двигателя с Т-образ-
У Д ж о д ж, Автом. и авиац. двигатели.
129
ной головкой, т. е. с клапанами, расположенными с двух сторон камер
сгорания.
Двигатель в случае А имел большую степень сжатия, чем в нормальном
случае В. Увеличение степени сжатия было достигнуто путем алюминиевых
накладок на донышко поршня, тогда как в случае С низкая степень сжатия
достигалась путем прокладок между фланцем цилиндра и картером.
Для сравнительной оценки в табл. 26 приведены также данные для
двигателя с полусферической головкой и плоским донышком поршня.
ТАБЛИЦА 26
Тип двигателя Отношение поверхности к объему Объем каме- ры сгорания в см3
Двигатель с Т-об- разнон головкой ( А . В . С. . 2,01 1,86 1,69 184 203 233
Двигатель с полусфе- рической головкой А . В. 1 С. . 0,99 0,94 0,88 184 203 233
Из таблица видно, что для полусферической головки отношение поверх-
ности к объему составляет лишь 5О°/о отношения двигателя с Т-образной
। оловкой.
Многие гоночные автомобильные и современные авиационные двигатели
имеют камеру сгорания, приближающуюся к полусферической форме. Заме-
тим кстати, что для получения сравнительных данных об индикаторном
к. п. д. различных двигатепей необходимо учитывать и другие факторы,
влияющие на него.
Для одного и того же двигателя индикаторный к. п. д. будет зависеть
от степени сжатия, состава смеси, коэфициента подачи, числа оборотов
и т. д. Следовательно, для сравнительно® оценки различных форм камер
сгорания необходимо, чтобы условия сравнения были идентичны, иначе
результаты не будут иметь ни научной ни практической ценности.
Эти важнейшие факторы часто в практических испытаниях игнорируются
и это приводит к заключению, что конструкция камер сгорания существен-
ного значения не имеет.
Влияние стенок цилиндра на индикаторный к. п. д.
Следует всегда иметь в виду, что в одной и той же камере сгорания
потери тепла в стенки будут зависеть от характера поверхности стенок.
Так, если стенки хорошо отполированы, то тепло лучеиспускания будет
поглощаться стенками в меньшей степени, в результате чего получим более
высокий индикаторный коэфициент, как это и было указано в главе I.
Если стенки после литья не обрабатывались, то поглощение тепла будет
больше, чем в предыдущем случае. .Это доказано Хопкинсоном на опытах
120
с бомбой. Кроме того, ЭТб подтверждается результатами испытаний газового
двигателя с полированной камерой сгорания, когда замерами было установ-
лено увеличение индикаторного коэфициента и среднего индикаторного
давления *.
В бензиновых двигателях стенки камеры сгорания обычно покрыты слоем
нагара, который имеет теплопроводность, примерно, в 50 раз меньшую,
чем чугун или сталь, и вследствие плохой теплопроводности тепловые
потери в покрытые нагаром стенки уменьшатся и камера сгорания с такими
стенками будет иметь более высокую температуру, чем камера сгорания
с чистыми стенками.
Таким образом очевидно, что при сравнительной оценке двигателей,
имеющих различные формы камер сгорания, необходимо принимать в расчет
все вышеуказанные факторы.
Влияние размеров цилиндра на к. п. д.
Рассматривая влияние размеров цилиндра на индикаторный коэфициент,
обратимся к выводам, базирующимся на работе Каллендера, изложенной
в его статье «Влияние размеров на индикаторный коэфициент моторов»**.
Потери тепла в стенки есть функция объема цилиндра и поверхности
внутренних стенок.
Так как объем изменяется пропорционально кубу линейных размеров,
а поверхность —пропорционально квадрату, то отсюда следует, что тепловые
потери в двигателях различных размеров будут изменяться пропорцио-
нально отношению поверхности к объему, т. е. обратно-пропорционально
диаметру.
Это учитывается в выражении Каллендера при определении относитель-
ного к. п. д. для различных двигателей.
Относительный коэфициент = rti' (1 — ~
где т]/ — теоретический предел индикаторного коэфициента при учете
изменения теплоемкостей газов и предположении отсутствия тепловых потерь
в рубашку цилиндра лучеиспусканием и т. д. (это составляет, примерно, 80°/п
от термического коэфициента воздушного цикла).
Второй член в скобках представляет отношение поверхности к объему,
А — постоянная, представляющая поправку на охлаждение.
Последний член учитывает влияние числа оборотов на к. п. д., что
ниже будет рассмотрено более подробно. Предполагается, что состав смесй,
характер поверхности и т. д. в каждом случае одинаковы или по крайней
мере учтены соответствующими поправками т1г.
Эта формула базируется на предположении, что общая потеря к. п. д.
* Gascons Explosions Committee’s, Report 1909.
** «Pros. Jnst. Aut. Engineers», May 8, 1907.
8«
131
A _ В
D nD'
выраженная в долях теоретического г(г (который может быть для бензиновых
двигателей принят 0,80), для подобных двигателей пропорциональна от-
ношению поверхш сги к объему Q=0-
Для того чтобы величины постоянных А и В оставались одними 1S
теми же для подобных двигателей необходимо, чтобы отношение хода к
диаметру было пропорционально (е — 1), где е—степень сжатия.
Формула Каллендера не учитывает влияния клапанных карманов, исходя
из соображения, что в клапанных карманах отлагается больше нагара и
что турбулентное движение хода всасывания более быстро затухает. Эти
лва фактора действуют противоположно, так что их влиянием на к. п. д.
можно пренебречь.
Из формулы поэтому следует, что индикаторный или относительный
коэфициент двигателя внутреннего сгорания становится большим с увели-
чением диаметра цилиндра для моторов одинаковой конструкции, работаю-
щих при одних и тех же скоростях поршня и при прочих равных условиях.
Из этих результатов вытекает, что эффективность бензиновых двигателей
малых размеров будет сравнительно низка, а это значит, что удельный
расход топлива в них будет выше.
Интересно отметить, что подсчеты, полученные по формуле Каллендера,
при применении их в таких различны-х случаях как для малого бензинового
двигателя воздушного охлаждения автомобильного двигателя и для боль-
шого газового двигателя дают величины к. п. д. сравнительно близкие к
наблюденным при опытах, когда условия таких опытов одинаковы или
когда сделаны соответственные приведения, если условия были различны.
Относительный к. п. д. для двигателей с различными ходами
Интересно сравнить теоретические к. п. д. двух двигателей одинакового
литража, но с различными отношениями хода к диаметру.
Обозначим двигатель с коротким ходом буквой А, двигатель с длинным
ходом — буквой В, тогда, если степень сжатия у обоих д-игателей остается
одной и той же, В будет иметь меньшее отношение поверхности камеры
сгорания к ее объему, чем двигатель А, так что в течение периода сгорания
(при T7 = const) тепловые потери в стенки будут меньше для длинного хода.
С другой стороны, поскольку скорости поршней одинакс вы, число оборотов
двигателя В будет меньше, чем двигателя А; следовательно, период хода
расширения будет больше для В (так как период расширения прямо-про-
порционален длине хода), т. е. расширяющиеся газы будут соприкасаться со
стенками дольше в случае В; поэтому длинный ход дает выигрыш в к. п. д.
в силу первой причины, но вторая причина имеет противоположное влияние.
Поэтому вероятно, что при одних и тех же скоростях поршня и степенях
сжатия двигатель с коротким ходом будет иметь лучший к. п. д. благодаря
доминирующему влиянию второй причины.
132
Испытания показывают, что при малых скоростях поршня двигатель с
коротким ходом дает несколько лучший индикаторный коэфициент, т. е.
при данном расходе горючего развивает большую мощность, главным образом,
благодаря более короткому периоду расширения. При высоких скоростях,
однако, двигатель с длинным ходом будет вероятно более эффективным,
поскольку он работает при больших скорое 1ях поршня, что Определяет
число оборотов двигателя, ограничивающих в свою очередь, при прочих
равных условиях, мощность двигателя.
Необходимо рассмотреть влияние и другого важною фактора, именно,
степени сжатия. Выше мы принимали степень сжатия одинаковой для
каждого случая, но практически возможно применять большую степень
'сжатия для двигателя с длинным ходом, потому что в этом случае охлаж-
дающее влияние стенок во время сжатия будет более значительно, и,
следовательно, температура конца сжатия, определяющая давление сжатия,
не достигнет величины, при которой возможна преждевременная вспышка.
Эго увеличение степени сжатия поведет к увеличению индикаторного коэфи-
циента.
С точки зрения индикаторного
коэфициента поэтому совершенно
вероятно (и испытания подтверж-
дают эти предположения), что мень-
шая площадь камеры сгорания,
более высокая скорость поршня и
увеличенная степень сжатия дви-
гателя с более длинным ходом
дают некоторые преимущества над
двигателем с коротким ходом, не-
смотря на большую отдачу тепла
в стенки во время расширения;
но при сравнительно небольших
скоростях поршня двигатель с ко-
ротким ходом не будет значи-
тельно отличаться от двигателя с более длинным ходом.
Разница между этими двумя типами двигателей может быть представлена
на индикаторной диаграмме фиг. 107, где влияние охлаждения во время
расширения в случае длинного хода, большая степень сжатия (следовательно
и большее давление вспышки) показано пунктирными линиями, а диаграмма
для короткого хода показана заштрихованной.
Многочисленные практические примеры показывают, что до тех пор пока
разность между двумя степенями сжатия не будет значительной, результаты,
касающиеся индикаторного коэфициента, будут, примерно, одинаковы.
Так для того, чтобы получать какие-нибудь преимущества, отношение
хода к диаметру в двигателе с длинным ходом должно быть по меньшей
мере равно 1,5; при меньшей величине отношения разница в индикаторном
коэфициенте получается столь незначительной, что ею практически можно
пренебречь.
Внеосные цилиндры
Рассматривая влияние размеров цилиндра на индикаторный коэфициент,
интересно остановиться на так называемых внеосных цилиндрах.
рз
Ниже будет показано, что при внеосном цилиндре период хода рас-
ширения получается несколько длиннее по сравнению с нормальным ци-
линдром, так что отвод тепла в стенки будет больше, и это будет пони-
жать к. п. д.
С другой стороны, поршень движется медленнее во время хода всасы-
вания, что позволяет увеличить наполнение цилиндра; поэтому давление
вспышки и максимальная температура будут здесь выше, что ведет к
увеличению индикаторного коэфициента.
Два указанных фактора во внеосном цилиндре действуют противоположно,
но вероятнее, что влияние последнего фактора будет перевешивать влияние
первого.
Однако если внеосность не будет значительной, т. е. будет составлять
несколько миллиметров, обычно допускаемых практикой моторостроения,
то ожидать сколько-нибудь чувствительной разницы в к. п. д. нельзя.
В заключение следует указать, что внеосность цилиндров практикуется
не для увеличения индикаторного коэфициента, а для уменьшения боко-
вого давления поршня на цилиндр во время рабочего хода.
Влияние числа оборотов на индикаторный к. п. д. (т]й)
Общеизвестно, что с увеличением числа оборотов бензинового двигателя
до определенного предела индикаторный коэфициент увеличивается.
Нетрудно понять причину этого, если рассматривать крайний случай,
когда двигатель работает при очень малом числе оборотов; тогда продол-
жительность хода всасывания дает возможность свежей смеси более легко
приобрести температуру цилиндра, что будет иметь своим результатом умень-
шение плотности заряда. За ход сжатия большая часть тепла заряда перей-
дет в стенки цилиндра и, что более важно, за ход расширения потери в
стенки будут относительно значительно больше и за этот счет, следовательно,
к. п. д. будет значительно ниже. Увеличение степени сжатия, теоретически,
должно быть выгодным в тихоходных бензиновых двигателях, ибо в этом
случае тепловые потери относительно будут меньше.
Когда .же двигатель работает при высоком числе оборотов, то продол-
жительность периода наполнения, сжатия и расширения будет относительно
меньше и количественные величины теплообмена между содержимым цилиндра
и его стенками будут также меньше.
Если во время расширения потери тепла в стенки будут меньше, то
естественно ожидать, что индикаторный коэфициент при больших числах
оборотов будет выше.
Рассматривая вопрос теоретически, мы видим, что в формуле Каллен-
дера для относительного к.п.ц. бензинового двигателя, диаметр цилиндра
которого есть D, имеется член, учитывающий влияние скорости.
Эта формула обычно лается в виде:
относительный к.п.д. =0,80я Y
у D DnJ
Член«о’ где -S —постоянная, есть не что иное как фактор скорости,
п—число оборотов в минуту.
Очевидно, что с возрастанием оборотов этот член становится относительно
меньше, а к. п, д. —- больше,
134
Согласно этой формуле, которая выведена Каллендером на оснований
экспериментов на небольшом бензиновом двигателе воздушного охлажде-
ния, к. п. д. достигает своего предела при бесконечно-большом числе обо-
ротов; предельный к. п. д. тогда становится равным 0,80^1—и будет
зависеть исключительно только от размеров цилиндра.
В действительной практике, как ранее было указано, конструкция дви-
гателя с ее влиянием на инерцию газа не позволяет достичь этого предель-
ного значения к. п. д.
Так из экспериментов Каллендера получено, что максимальный к. п. д.
имеет место при 2200 об/мин.
Рассмотрение опубликованных результатов Ватсона и других показывает,
что изменение к. п. д. с увеличением числа оборотов почти одинаково для
различных степеней сжатия и для разного состава смеси даже при изме-
нении последнего в широких пределах.
Теоретически можно ожидать, что индикаторный коэфициент бензинового
двигателя малых размеров будет ниже сравнительно с большим газовым
двигателем; но результаты опытов Ватсона, Хопкинсона, Неймана (Neumann)
и других показывают, что сравнение относительных к. п. д этих малых
двигателей и больших газовых двигателей оказывается весьма благоприят-
ным для первых. Это происходит, главным образом, за счет больших чисел
оборотов, на которых малые двигатели работают.
Новейшие данные
Результаты серии опытов, проведенных Рикардо на одноцилиндровом
двигателе, показали, что при
зажигания, установленного на
максимальную мощность при
полном открытии дросселя,
удельный индикаторный рас-
ход горючего несколько уве-
личивается с уменьшением
нагрузки; но если опереже-
ние зажигания будет соот-
ветственно установлено для
каждого положения дросселя,
то индикаторный расход ос-
тается, примерно, постоян-
ным при изменении крутя-
щего момента от 30 до 100°/0
от полного.
При каждом открытии
дросселировании двигателя с опережением
е-Т спирт 95%
Крутящий момент в процентах от максимального
Фиг. 108. Влияние дросселирования на к. п. д. для
спирта и бензина.
дроссельной заслонки исследование производилось на разных составах
смеси.
На фиг. 108 кривые А, В и С показывают результаты, полученные при
постоянном опережении зажигания, а кривые Alt Bt и С\ — при наивыгодней-
шем для каждой нагрузки зажигании; в обоих случаях испытания произ-
водились на бензине и спирте при трех степенях сжатия, помеченных на
кривых g = и ?=7,
К.п.д. автомобильных двигателей
На фиг. 109 иллюстрируются результаты по определению индикаторного
коэфициента при различных числах оборотов двигателя, полученные автором
на четырехцилиндровом автомобильном двигателе Тальбот.
Из кривых видно, что индикаторный коэфициент увеличивается до
определенного числа оборотов, за которым начинается его падение.
Вероятное объяснение этого состоит в том, что температура в цилиндре
достигает своего предела. Кривые также показывают, что при частично
прикрытом дросселе (при 3/< полной мощности) индикаторный коэфициент
выше, чем при полной мощности. Авторитеты по этому поводу заявляют, что
с точки зрения экономии горючего большой двигатель, работающий на
частично прикрытом дросселе, выгоднее быстроходного двигателя, работаю-
щего на полной мощности.
Эта точка зрения подтверждена также и результатами испытаний дви-
гателя с золотниковым распределением, из которых видно, что эффективный
к. п. д. при составе смеси 15 :1
(а = 1) при полном открытии
дросселя и при скоростях от
900 до 1200 об/мин был 18,3°/0.
При дросселировании же дви-
гателя до 3/t его полной мощ-
ности для того же самого со-
става смеси величина была
равна 18,3°/0, т. е. падения гл
не было.
Объяснить эти результаты
нужно гак же, .как объясняется
максимум индикаторного коэ-
)40и фициеита при бедных смесях.
Повышенные температуры ве-
дут к чрезмерному подогреву
свежей смеси, что уменьшает
вес заряда и создает тенденцию к преждевременным вспышкам.
Кроме температуры практически верхний предел скорости двигателя огра-
ничивают конструкция клапанов, воздухопроводов и вес движущихся частей.
Вообще говоря, наилучший к. п. д. получается при числах оборотов не-
сколько меньше максимальных, и при этих числах оборотов удельный расход
горючего будет минимальным.
В истории развития автомобилей известно много изобретений, позволяю-
щих двигателю работать постоянно на скорости, при которой получается
максимальный индикаторный коэфициент путем устройства передач с раз-
личными передаточными числами, так что постоянный крутящий момент
двигателя может быть уменьшен у задних колес до желаемой степени.
Вопрос о размерах цилиндра не органичивается лишь индикаторным коэ-
фициентом; часто бывает желательно или для гоночных целей или с точки
зрения меньшего удельного веса двигателя снять максимальную мощность
с цилиндра данных размеров.
На фиг. 88 изображены результаты большого количества испытаний по
определению к.п.д. на различных числах оборотов, проведенных на четы.
рехцилиндровом небольшом автомобильном двигателе*. Диаметр двигателя
имел размер в 70 мм и ход равный 101,6 мм; двигатель имел обычную
L-образную отъемную головку. Степень сжатия была е = 4,45. Крива!
А была получена после переборки двигателя и соответственной приработки,
состоящей из холостого вращения электромотором и работе на газу при
легкой нагрузка при 1200 об/мин в течение нескольких часов.
После гфиработки двигатель был подверянут испытанию, в течение
коего получена кривая С при температуре воды в рубашке в 86°Ц.
Верхние кривые представляют индикаторный к.п.д., а две нижние кри-
вые— эффективный к.п.д.; отношение последнего к первому дает механи-
ческий к.п.д. при данном числе оборотов.
Кривая С была получена после изменения конструкции головки и замены
чугунных поршней алюминиевыми. Новая головка была поставлена с целью
увеличить завихрения и до некоторой степени сжатие.
Из сравнения кривых А и С очевидно, что после замены головки и порш-
ней получилось значительное улучшение к. п. д. на всех скоростях. При
нормальной скорости в 1500 об/мин индикаторный коэфициент увеличился,
примерно, на 14,5%, а при 2000 об/мин увеличение достигло 24,2%.
Характер кривых на фиг. 88 одинаков; но кривая С не достигла своего
максимума даже при 2000 об/мин, это может служить иллюстрацией тех
результатов, кои могут быть получены в современных тщательно сконструи-
рованных двигателях.
Новые данные о влиянии размеров двигателя на индикаторный
к. п. а. %)
Нижеприводимые результаты относятся к испытаниям, проведенным Ри-
кардо на трех, в основном подобных, одноцилиндровых двигателях, имеющих
клапаны, помещенные непосредственно в головке цилиндров. Диаграммы
ТАБЛИЦА 27
Влияние размеров двигатетя на его отдачу
Мотор А Мотор В Мотор С
Диаметр цилиндра в мм 82,55 114,3 203,2
Ход поршня в мм 101,6 203,2 279,4
Эффективная мощ ость .... ... . 8,48 38,4 118,0
Число оборотов в минуту 1 750 1 750 1250
Скорость поршня в м/сек ... 5,95 11,9 11,6
Механический к. п. д. в % 83,0 86,0 80,0
Среднее эффективное давление в кУсм1 8,2 8,87 9,50
» индикаторное давление .... 9,67 1ч,29 10,75
Удельный расход горючего Се кг/л. с. . 0,246 0,2295 0,215
Эффективный к. п. д. в % 24,6 26,4 28,2
Индикаторный к. п. л. в % 29,6 3),8 32,0
Относительный к. п. д. в % 63,5 66,1 68,7
* «5ошр Experiments on a Snail Engine» bj. К- Ricardo, «The Дар Engr.». (A'ig. 1919).
«7
подъемов клапанов у всех трех двигателей были одинаковы. Числа оборотов
были выбраны так, чтобы скорость газа во впускных клапанах была равна
40 м!сек и в выпускных клапанах — 45 м)сек. Все три двигателя имели
алюминиевые поршни одинаковой конструкции. Степень сжатия в каждом
случае была равна 4,6. Испытания проводились на американском авиацион-
ном бензине.
Из табл. 27 видно, что с .увеличением размеров цилиндра для подобных
конструкций и при одинаковых скоростях газа имеет место увеличение как
к. п. д., так и среднего давления.
С другой стороны, механический к. п. д., достигнув максимума для цилиндра
средних размеров, снова падает при дальнейшем увеличении размеров ци-
линдра.
Влияние регулировки клапанов на к. п.д. (ru)
Для одного и того же двигателя и при одной и той же степени сжатия
изменение регулировки клапанов впуска и выпуска значительно отражается
на величине индикаторного коэфициента.
Количество свежей смеси, поступающей в цилиндр, зависит от периода
и величины открытия впускного клапана, тогда как открытие выпускного
клапана определяет продолжительность расширения газов, а также коли-
чество тепла, унесенного с выхлопными газами.
Момент закрытия выхлопного клапана имеет влияние на количество и
температуру остаточных газов и тем самым обусловливает температуру
конца всасывания.
В новых двигателях регулировка клапанов устанавливается подбором.
Приблизительную поправку на влияние запаздывания закрытия впускного
клапана воздушного цикла можно ввести путем замены действительной
с епени сжатия другой, вычисляемой по формуле
где а—угол запаз ывания закрытия впускного клапана в градусах.
Тогда выражение для к.п.д. воздушного цикла примет вид:
= 1 г________1 -J*"1
114- COS а I
L Е ~2 J
Оч’ видно, что запа дына же закрытия впускного клапана веде! к умень-
ше ию степени сжатия и, следовательно, в случае запаздывания в 10°
для двигателя со степенью сжатия 5,5 термический к. п. д. уменьшится с 0,501
до 0,495, что эквивалентно уменьшению степени сжатия до 5,3.
Влияние регулировки распределения на мощность будет рассмотрено
позднее..
Сравнение к. п.д. различных двигателей
Интересно произвести сравнение к. п. д. различных двигателей. В табл. 28
даны эффективные к. п. д. различнее современных др гдтелей; паровых,
лектрических и внутреннего р орания,
1Й9
Глубокое научное изучение паросиловых установок, в результате силь-
ной конкуренции с двигателями внутреннего сгорания, дало возможность
значительно повысить эффективный к. п.д.
В области строительства паровых котлов сделаны значительные успехи.
В современных котлах давление доводится до 130 ат при температуре
пара от 370 до 540° Ц. Можно с уверенностью говорить о том, что в бли-
. айшем будущем индикаторный к эфициент паросиловых установок удет
оведен до 35°/(|.
Высокий к. п. д. дизелей и полудизелей получается, главным образом,
за счет применения высоких степеней сжатия, то же и для газовых дви-
гателей.
ТАБЛИЦА 28
К. п. д. двигателей
Тип двигателя Эффективный
к. п. д. в %
Па овые локомоти« *.................................От 4 до 6
Электровоз ......................................... » 8» 12
Судовые паровые машины.............................. » 9 » 15
» с перегревом**................................ » 15 » 17
Компаунд-машины (без конденсации) включая котел. » 8 » 12
» (с конденсацией) включая котел . . » 10 » 16
Судовые паровые турбины .........................* » 12 » 15
Паровые турбины Парсона...............• •.......... » 15 » 19
» » Кертис Рато.......................... » 15 » 18
Современн я паросиловая установка высокого деления* » 20 » 27
Газовые двигатели................................... » 22 » 30
Автомобильные бензиновые двигатели.................. » 22 » 25
Авиационные » » .............. » 23 » 27
Полудизели » » .............. » 27 » 30
Дизели (двух-и четырехтактные)...................... » 30 » 36
Газовый двигатель Стилла **........................ » 30» 32
Бензиновый » » .......................... » 32 » 34
Дизель » » (вероятный к. п. д.) . . . . » 38 » 45
Возможный к. п. д. бензинового двигателя
Уже было указано, что наибольший возможный индикаторный к. п. д.
бензинового двигателя при идеальных условиях (т. е. без потерь в стенки
и т. д.) на 20—25°/о меньше к. п. д. воздушного цикла, который в с сою очередь
зависит от степени сжатия.
Для бензинового двигателя легкового автомобиля применяемая степень
сжатия лежит между 3,5 и 5 и соответствующий этому вер ний предел
возможного индикаторного к. п. д. будет около 38°/0-
Если эффективный к. п. д. бензинового четырехтактного двигателя до-
стигает величины 28—ЗО°/о, как это получалось при многих научных испы-
таниях, то можно судить насколько эффективньм является подобный дви-
гатель, и хотя возможность некоторых улучшений существует, но она столь
мала, что попытки увеличить к. п. д. современных двигателей, работающих
по циклу Отто, дадут лишь незначительные результаты.
* Пылевидное топливо, сгорающее в котле высокого давления, работающего при
70—100 ат и температуре пара и? 540° Ц(1930).
** Комбинация парового двигателя С двигателем внутреннего сгорания. Описание
ерр дано в добавлении,
139
Индикаторный коэфициент двухтактных двигателей
Ниже в главе о двухтактных двигателях будет показано, что некоторая
часть заряда в этих двигателях с двумя или тремя рядами окон утекает в
выхлоп и, следовательно, как полезная энергия теряется. Относительная
величина теряемого заряда уменьшается с увеличением быстроходности.
Совершенно очевидно, что вследствие потерь заряда в двухтактном дви-
гателе индикаторный коэфициент, который должен быть отнесен к общему-
количеству введенною заряда (и, следовательно, бензина), будет ниже,
чем у четырехтактного двигателя при одних и тех же условиях.
На фиг. 110 изображены результаты испытаний, проведенных автором
на четырехцилиндровом двухтактном авиационном двигателе. Нижняя кри-
вая дает истинные величины индикаторного коэфициента т(
кого к действительно полному заряду,
t действ, отнесен-
тогда как вышележащая кривая
дает индикаторный коэфициент,
отнесенный лишь к действитель-
но оставшемуся в цилиндре за-
ряду (т1г отн ), т. е. она дает
величину -индикаторного коэфи-
циента, который получился бы,
если бы не было утечки в вых-
лоп части -заряда.
Если обозначить через р по-
терю заряда, выраженную в про-
центах от общего
• 100-71 лсНетв
Г|ОТН — j50— .
ные таким образом
относительного индикаторного
коэфициента близки к значениям
индикаторного коэфициента для
четырехтактного цикла.
верхняя кривая фиг. 110 дает величины утечки заряда в процен-
заряда, то
Подсчитан-
величины
Самая
тах в зависимости от числа оборотов двигателя; эта кривая позволяет лучше
понять соотношение между изображенными на той же фигуре кривыми
индикаторных коэфициентов.
Кривая Т|г отн имеет максимум около 1360 об/мин, следовательно, эти
обороты и являются наиболее экономичной скоростью данного двигателя. f
Падение индикаторного коэфициента при больших скоростях может быть ‘
объяснено более повышенными температурами цилиндров, падением коэфи-
циента наполнения и увеличением противодавления, наблюдаемыми на этих
скоростях.
Вероятно, что относительно высокие температуры цилиндра ведут к по-
вышению индикаторного коэфициента, и при этих условиях, вообще говоря,
нельзя отдать предпочтение с точки зрения к. п. д. ни двухтактному ни
четырехтактному двигателю в хорошо сконструированных типах. Можно
указать также, что обычная форма камеры сгорания в двухтактном двига-
теле полусферическая, ибо в’ нем отсутствуют клапанные карманы и т. д.,
так что теоретически можно ожидать даже некоторых выгод в к. п. д
этого двигателя.
те
Тепловой баланс бензиновых двчгателей
В главе IV доказано математически, что если известны температуры
рабочего тепла в четырех точках ABCD индикаторной диаграммы (фиг. 79)
и если количества тепловой энергии в этих точках также известны, тогда
можно составить распределение общей тепловой энергии, введенной в дви-
гатель по циклу, или, как говорят, может быть составлен тепловой баланс
двигателя.
Для определения теплового баланса необходимо знать достаточно точно
изменение теплоемкости рабочего тела и природу процесса сгорания — два
более или менее неопределенных фактора.
Распределение тепловой энергии по рабочему циклу может быть уста-
новлено и экспериментом; вообще говоря, результаты будут более опреде-
ленны и надежны, если провести тщательные испытания.
Так, замеряя количество расходуемого топлива и воздуха, можно опре-
делить и общее количество энергии, введенной в двигатель, зная тепло-
творную способность топлива.
Замеряя индикаторную мощность, получим данные для вычисления части
общей тепловой энергии, обращенной в механическую работу. Замер пере-
пада температур охлаждающей воды и ее количества позволяет подсчитать
действительное количество тепла, отданное путем теплопроводности и луче-
испускания в воду.
Посредством калориметров может быть определено количество тепла,
уходящее с выхлопными газами.
И даже возможно замерять приблизительно количество тепла, излучае-
мого двигателем; один из меюдов для определения этой величины указан
в отчете Комитета по определению эффективности двигателей внутреннего
сгорания.
Из результатов различных замеров можно получить полное представление
о действительном распределении энергии введенного заряда.
В табл. 29 приведен средний тепловой баланс газ. вого двигателя, испытан-
ного вышеназванным комитетом при полной нагрузке.
ТАБЛИЦА 29
Тепло, полезно использованное ч,................31,8%
» увесенное с выхлопными газами............. 34,1%
» отданное в воду............................26,5%
» потерянное лучеиспусканием................. 7,6%
100,0%
Из этих результатов видно, во-первых, что индикаторный коэфициент,
для газового двигателя имеющий величину 31, 8%, выше, чем для бензино-
вого двигателя. Это нужно отнести частично за счет применения более
высокой степени сжатия и частично за счет большего диаметра цилиндра,
от которого, как ранее было показано, зависит индикаторный коэфи-
циент.
В современных конструкциях газовых двигателей индикаторный коэфи-
циент достигает величины 38°/в- Нужно отметить, что с выхлопными газами
тепла уходит больше, чем тратится на полезную работу, и что значительный
процент тепла отдается в воду.
Эти данные для газового двигателя приводятся потому, что подобное
же величины для бензинового двигателя указывают на очень близкую
аналогию этих двух типов при одинаковых рабочих условиях.
Средние величины теплового баланса современного бензинового двигателя
приведены в табл. 30. Эти данные являются результатом большого коли-
чества испытаний, проведенных автором. Эта таблица дает потери в воду
и потерн с выхлопными газами, как это будет объяснено позже, лишь прибли-
зительно.
ТАБЛИЦА 30
Тепло, обращенное в эффективную работу .... 24,0%
» » на преодоление трения двига-
теля ........................ 4,0%
» унесенное с выхлопными газами . . - . . 40,0%
» отдавное в воду . . . . .............. 28,0%
» потерянное лучеиспусканием ..... , . 4,0%
100,0%
В таблице величина тепла,
унесенного с выхлопными газами,
выражает действительное коли-
чество тепла, остающегося в этих
газах, и замерена тотчас же за
выхлопным клапаном.
Выхлопные газы отдают тепло
стенкам цилиндра и в воду, а
также клапанам и клапанным го-
ловкам в течение всего хода вы-
хлопа, поэтому очень трудно по-
лучить точное представление о
действительном количестве тепла,
отданном в воду за ход расши-
рения и содержащемся в газах
в конце этого хода. Практически
Фиг. 111. Идеальная и действите ьная инди-
каторная диаграмма.
невозможно отделить эти два количества, хотя представление о их отно-
сительной величине может быть получено путем рассмотрения процесса
идеального двигателя, ибо для него можно вычислить количество тепла,,
унесенного с выхлопными газами, и определить потери в стенки цилиндра.
Как пример рассмотрим диаграмму фиг. 111, где заштрихованная пло-
щадь представляет индикаторную диаграмму, снятую с бензинового двига-
теля, а пунктирная диаграмма является идеальной или теоретической диа-
граммой.
Тепло, введенное в двигатель за один цикл, в этом случае эквивален-
тно 138 кгм.
Идеальная диаграмма построена с учетом изменения теплоемкостей. Из
этих двух диаграмм получены следующие данные:
Тепло, обра- Тепло поте-
щенное в работу рянное
Идеальный цикл............................. 60,8 77,2
Действительный цикл........................ 34,5 130,5
А так как в идеальном цикле предполагается, что потерь в стенки нет,
то в идеальном двигателе 77,2 кг. м, было бы унесено в выхлоп.
И2
Потери действительного двигателя 103,5 кг.м, причем они состоят из
потерь в выхлоп и в воду, так что вероятная потеря в стенки будет
103,^—77,2=26,3 кг-м.
Сейчас можно подсчитать вероятный тепловой баланс действительного
двигателя по табл. 31.
ТАБЛИЦА 31
Тепло, полезно использованное %)............. 25,0%
» унесенное с выхлопными газами........... 56,0%
» отданное в воду и потерянное лучеиспус-
канием ............................ . 19,0%
100,0%
Если принять, во внимание указания, сделанные выше относительно
максимально возможного к. п. д. цикла Отто, то станет очевидным, что
потери тепловой энергии заряда в воду и в выхлопные газы не могут
быть сколько-нибудь значительно уменьшены, поскольку двигатель работает
именно по этому циклу. Обычна попытки уменьшить, скажем, потери
в воду и потери лучеиспускания ведут к увеличению выхлопных потерь,
и наоборот.
Общим итогом небольшого уменьшени > этих потерь будет увеличение
индикаторного к. п. д.
Тепловой баланс для различных горючих
Рикардо, применял различные горючие, вк'поЧ|Я бензин, этиловый спирт
(95°/в) и водород, провел серию испытаний на двигателе с переменной
степенью сжатия и в результате этих испытаний была получена картина
распределения тепла *.
Испытания велись на составе смеси обедненной от 5 до 10“/t за исклю-
чением случая, когда применялся водород.
Температура воды поддерживалась постоянной в 60°Ц в пределах zt 2°Ц,
подогрев карбюратора регулировался в зависимости от веса расходуемого
горючего; при водороде подогрева не применялось.
ТАБЛИЦА 32
Тепло Бензин е = 3,8 Этиловый спирт 95% е = 3,8 Этиловый спирт 95% е = 7 Водород е = 5,45
Тепло, обращенное в индикаторную ра- боту, в % Тепло, отданное в охлаждающую воду, в % Тепло, унесенное в выхлоп, потерянное лучеиспусканием, и т. д., в % .... 26,1 28,0 45,0 26,9 24,4 48,7 26,1 28,0 45,9 33,3 23,6 43,1
Общее тепло . . . 100,0 100,0 100,0 100,0
* «Autom. Eng.» Oct 1922.
Mi
Результаты, приведенные в табл. 32, относятся К одинаковым сериям
испытаний, проведенным на 1500 об/мин.
Из этих результатов видно, что для бензина и спирта разница я рас-
пределении тепла незначительна, но, в случае водорода, тепло, обращен-
ное в индикаторную работу, больше, а потери в воду и в выхлоп
меньше.
Индикаторный к п. д. и тепловой баланс дизелей
Двигатели, работающие по циклу Дизеля, как правило, дают значитель-
но более высокие величины индикаторного коэфициента, чем бензиновые
или другие двигатели, работающие по циклу Отто; но вследствие значи-
тельного трения и насосных потерь эффективная мощность дизеля относи-
тельно меньше, чем у бензинового двигателя, т. е., другими словами,
механический коэфициент дизеля ниже, чем двигателей, работающих по
циклу Отто.
ТАБЛИЦА 33
Величины
при полной
нагрузке
Индикаторная мощность......................
Эффективная мощность.......................
Механический коэфициент....................
Индикаторный к. п. д.......................
Эффективный » » »..........................
Максимальное давление кг/см2 ..............
Среанее » » ...............
Расход топлива на 1 л. с. ч. в кг •........
Давление распиливания в ат .........
Анализ выхлопных газов: СО2 в %............
в %.............
воздух в % ............
Температура выхлопных газов ° Ц............
Количество воды, протекающей через рубашку
в минуту, вл...............................
Перепад температуры охлаждающей воды . . .
Продолжительность испытания ...............
595
459
77%
41%
31,7%
36,9%
6,77
0,187
66,3
6,8
51,3
41,9
430
770
45°Ц
115,25 мин.
Результаты, приведенные на табл. 33, относятся к испытаниям Лонгриджа
(Longridge) на трехцилиндровом двигателе Дизеля мощностью в 500 л. с. *
при 150 об/мин. Диаметр цилиндра этого двигателя был 560 мм, ход—750лш.
Уилкинс (Wilkins) провел испытание одноцилиндрового двигателя Дизеля,
диаметр цилиндра которого был равен 165 мм, и ход—269,5 мм. Нор-
мальная мощность двигателя 8 л. с. при 280 об/мин. Как топливо приме-
нялся стандартный «Royal Daylight» - парафин. Во время испытания произ-
водились замеры горючего, воздуха и тепла, отданного в воду. Были
сняты индикаторные диаграммы, а эффективная мощность замерялась вере-
вочным тормозом.
Полученные результаты приведены на табл. 34.
* D u g a I d Clerk, «The Gas, Petrol and Oil Engine», p. 320.
444
ТАБЛИЦА 34
Результаты испытаний двигателя Дизеля
Н а Г р у з к а
Данные 0,5 пол- ной 3/4 пол- ной полная
Индикаторная мощность А, Эффективная мощность Ас Мощность трения Nr=Nt— Ne ........ Механический к. н. д. Тепло, обращенное в индикаторную работу, в % от введенного в дизель или индикаторный к. и. д. Тепло, отданное в воду, в % » унесенное с Выхлоп ыми газам т в % . . » обращенное в эффективную работу т,е . . » затраченное на трение Расход воздуха в м3 за цикл Расход горючего на 1 л. с. ч. в кг . .... . . . Среднее индикаторное давление в kzIcj^ .... Максимальное давление в кг1смл . Средняя температур! воды в рубашке Максимальная температура вспышки °Ц .... 6,81 3,89 2,92 57,1 44,6 32,2 23,2 25,5 19,1 , 0,0054 3,89 36,8 49,0 582 8,61 5,73 2,88 66,55 43,9 29,2 26,9 29,2 14,7 0,00511 4,93 38,0 49,6 553 10,42 7,57 2,85 72,7 42,1 29,6 28,3 30,6 11,5 0,0051 0,203 6,05 39,8 50,1 724
Из приведенных дачных видно, что к. п. д. дизеля значительно выше, чем
бензинового двигателя. В среднем для дизелей индикаторный коэфициент на
40—45°/0, а эффективный к. п. д. на 30—4О°/о выше, чем для бензиновых
двигателей.
С другой стороны, механический коэфициент дизелей при полной наг-
рузке имеет величину от 70 до 78°/0, тогда как у высокооборотных бен-
зиновых двигателей он составляет 80—90°/в.
Из табл. 34 видно, что индикаторный коэфициент при половинной на-
грузке выше, чем при полной благодаря меньшим тепловым потерям при
малой нагрузке.
Степень сжатия была равна, примерно, 18,5; следовательно, термиче-
ский коэфициент воздушного цикла
/ 1 \ 0,401
^-(пмг) =0’695’
В табл. 35 приведены приблизительные величины относительных 'коэфи
диентов при различных нагрузках.
ТАБЛИЦА 35
Индикатор- ный к. п.д. Термический к. п. д. Относитель ный к п.д.
Половина нагрузки . . . . . 44,6 69,5 64,2
Три четверти нагрузки . . . . 43,9 69,5 63,2
Полная нагрузка .... . . . 42,1 69,5 63,6
10 Ц ж о д ж, Автом. и авиац. двигатели.
145
Кларк (Clarke) при испытании Дизеля получил следующие величины:
Индикаторный к. п. д..............39,9%
Эффективный к. п. д...............31,2%
Механический к. п. д..............77,6%
Степень сжатия этого двигателя была 14,29 и соответственный ей терми-
ческий коэфициент 0,655, так что относительный к. п. д. равен = 0. 61.
65,5 ’
Идеальные стандарты Рикардо
Рикардо предложил систему стандартов достижимых к. п. д. для четы-
рехтактных бензиновых двигателей,
Фиг. 112. Стандарты идеально-возмож-
ных давлений и температур.
лишь 66% термического к. п, д.
сжатия.
в которой идеальный к. п. д. исправ-
лен на изменение теплоемкостей, на
теплоотдачу в стенки, ранний выхлоп,
и на запаздывание сгорания.
Эти поправки определены опытным
путем.
Величины, получаемые по стандар-
там Рикардо для различных степеней
сжатия, имеют ценность для непосред-
ственного сравнения с ними данных
действительных двигателей.
Индикаторный к, п. д. в стандар-
тах Рикардо получен из термического
к. п. д. воздушного никла путем вы-
читания из последнего следующих
величин:
Наименьшие потери от изменения
теплоемкостей................16%
Наименование потери от теплоот-
дачи в стенки................15%
Наименование потери от раннего
выхлопа..................... 2%
Наименование потери от запазды-
вания сгорания................1%
Суммарные наименьшие потери . 34%
Следовательно, максимально возмож-
ный индикаторный коэфициент будет
воздушного цикла для данной степени
Фигура 112 дает графическое (не в масштабе) изображение того, как
термический к. п. д. воздушного цикла в силу влияния вышеуказанных
факторов снижается до величины идеально возможного индикаторного
к. п. д. На этой диаграмме также нанесены идеально возможные абсолют-
ные давления и температуры *.
Из идеально возможных к. п. д. подсчитаны соответствующие индикатор-
ные к. п. д. и средние эффективные давления.
* Температуры относятся лишь к линии сгорания
146
Рикардо определил также возможные величины механического к. п. Л.
и коэфициента наполнения, базируясь как на гипотетических, так и на
экспериментальных заключениях.
Возможный коэфициент наполнения при давлении конца всасывания рав-
ном 1 кг/см*, Оценен в 80,5%. Эта величина получена в результате сле-
дующего анализа:
идеальный коэфициент наполнения 1ОО°/о;
наименьшие потери вследствие подогрева смеси у впускного клапана
равны 17,3°/0;
наименьшие потери от сопротивления трубопроводов — 2,2°/°;
Действительно возможный коэфициент наполнения — 80,5.
Эта величина соответствует скорости смеси в коротких всасывающих
патрубках в 30 м/сек. ‘ ;
Величина среднего давления соответствующего идеально достижимым вели-
чинам коэфициента наполнения и индикаторного к. п. д. получена при
предположении, что теплотворная способность 1 кг бензина равна 10 350 кол
и что для полного сгорания 1 кг топлива необходимо 15 кг воздуха.
Тепловая энергия 1 кг смеси ...
.= 893 кал/кг
Таблица 36 в удобной форме дает анализ предложенных Рикардо стан-
дартов достижимых к. п. д. четырехтактных бензиновых двигателей для
степеней сжатя 4, 5 и 6. Данные, полученные на действительном двига-
теле, могут быть сравнимы с этими величинами непосредственно.
Наивысшая допустимая в практике степень сжатия
Из вышеизложенного ясно, что с увеличением степени сжатия к. п. д. и
мощность двигателя увеличиваются. Поэтому возникает вопрос, до какого
же предела можно увеличить степень сжатия с точки зрения практических
выгод.
В противоположность существующему мнению тепловое состояние двига-
телей с высокой степенью сжатия, если они работают без детонации, не
выше, чем у двигателей с меньшей степенью сжатия. Тот факт, что при
высоких степенях сжатия обгорают свечи и клапаны может быть объяснен
утечкой горячих газов через изоляцию и седла и тем, что обычно двига-
тель с повышенной степенью сжатия яв шется высокооборотным, поэтому
в нем мы имеем дело с большим количеством тепла, чем в обычном двигателе.
При детальном анализе влияния увеличения степени сжатия можно
убедиться, что к п. д. вначале растет быстро и эго юрастание убывает
при дальнейшем увеличении степени сжатия.
Степень .сжатия..................
Идеальный к. п. д................
Нарастание к. и. д. в % ........
4 5
42,6 47,5
— 11,5
6 7 8
51,2 54,0 56,5
7,8 5,5 4,5
Приблизительные величины теоретического идеального к. п. д. в диапа-
зоне степеней сжатия от 4 до 8 даны в табл. 36.
10* 147
ТАБЛИЦА Зв
Степень сжатия
4 5 I'6 17 12 •50,5 кб
Наименьшие потери от изменения теплоемкостей й о 7 Наименьшие потери в стенки .... с о I » » от раннего вы- “ g §) хлопа о gjg'j » « запаздывания сго- S? g | рания cq « 1, Идеальный индикаторн. к.п.д. (относит.) . К. п. д. воздушного цикла (fc=l,4)l)f Идеальный индикаторный к. п. д. т;г абс. в % . » механический к. п. д. в % т11й . . . » эффективный к. п. д. в % т1й . . . . » расход горюч, л/л. с. ч Предположенная Рикардо температура смеси ° Ц абс. в конце всасывания Плотность смеси в конце всасывания по отно- шению к наружной плотности Коэфициент подачи при давлении в конце всасы- вания ра= 1,033кг/см2 в % Идеальный коэфиц. подачи при давлении в конце всасывания ра = 1 кг/см2 Идеальная энергия 1 см3 смеси (бензин CgH18) кгм/см3 смеси q То же засосанной смеси по коэфициенту напол- нения q.riv То же обращенная в индикаторную работу q-r^.r^ То же обращенная в механич. работу q.r^ Идеальное среднее индикаторное давление 100кг/<ш2 То же эффективное давление в кг/см2 Гипотетическое среднее эффективное давление ре= 1,4-8 АЗ/СЛГ2 Идеальная индикаторная мощность=-т^— * . . 1 оии pz 7Z Идеальная эффективная мощность ‘ ’ • Нарастание к. и. д. в % 16 15 2 1 66 42,6 28,2 90 . 25,4 0,335 330 0,827 82,7 80,5 0,381 0,306 0,0865 0,0779 8,65 7,79 5,6 9,61 8,66 16 15 2 1 66 47,5 31,3 89,5 28,0 0,308 330 0,327 82,7 80,5 0,381 0,306 0,096 0,0858 9,60 8,58 7,0 10,65 9,54 11,5 16 15 2 1 66 51,1 33,8 89 30,1 0,284 330 0,827 82,7 80,5 0,381 0,306 0,1035 0,0923 10,35 9,23 8,4 11,5 Г,25 7,8 54,0 5,5
Из таблицы видно, что нарастание к. п. д. при высоких степенях сжа-
тия значительно меньше, чем при низких а если принять во внимание что
максимальные давления вспышки для этих степеней сжатия, будут соответ-
ственно 25,3, 34,0, 44,0, 54,2 и 65,5 кг/см1, то станет очевидным, что,
скажем, при увеличении степени сжатия от 7 до 8 мы выигрываем в к. п. д.
лишь 4,6°/0, тогда как давление вспышки увеличивается с 54,2 до 65,5 кг/см*,
т. е. на 2О°/о.
А так как максимальное давление определяет размеры деталей двигателя,
то отсюда следует, что двигатели с высокой степенью сжатия должны
строиться относительно более тяжелыми ради небольшого выигрыша в к. и. д
и мощности. Следовательно, на практике необходимо итти на компро.
* — литраж двигателя в литрах; п —число оборотов в минуту.
148
мисс между степенью сжатия и к. п. д., так чтобы двигатель был не слиш-
ком тяжел и работал при больших скоростях с достаточно высоким к. п. д.
Облегчение поступательно движущихся частей применением сплавов,
обладающих максимальной прочностью, улучшения в системе смазки двига-
теля и в охлаждении цилиндров позволят конструкторам применять значи-
тельно большие степени сжатия, чем до сих пор.
Для современных производственных возможностей Рикардо * дает следу-
ющие. величины максимальных, выгодных степеней сжатия при работе на
горючем, не детонирующем при всяких обстоятельствах.
ТАБЛИЦА 37
Степень сжатия ..... 6,5 7 7,5 8
Диаметр цилиндра в мм . от 100 до 140 от 76 до 100 от 66 до 76 от 50 до 66
В специальных типах авиационных и гоночных двигателей, где вопросы
срока службы и стоимость не столь существенны, возможно применять
более высокие степени сжатия с соответственно лучшими результатами за
счет большего облегчения частей и лучшей их обработки.
Влияние топлива на к. и. д.
В настоящее время хорошо известен факт, что каждое горючее при при-
менении его в бензиновых двигателях имеет свою предельную степень сжа-
тия, при превышении которой начинается детонация.
В дальнейшем приводятся данные различных горючих, применяемых в двига-
телях, с указанием предельных степеней сжатия, свойственных каждому из них.
Известно, что прибавление к бензину определенных химических про-
дуктов, так называемых антидетонаторов, например тетраэтилового свинца,
позволяет значительно повысить степень сжатия. Смеси различных горючих
также дают возможность работать на больших степенях сжатия, чем это
допускает- чистый бензин.
ТАБЛИЦА 38
Индикаторный к. п. д. для различных горючих
Горючее Максимальная выгодная сте- пень сжатия Соответств. индикат. к. п. д. в % Минимальный расход при м. в. с. с. л/ л. с. ч.
Бензин Бензол (98%) Спирт этил. (98%) Метиловый спирт 4,55 до 6,0 6,9 7,5** 6,5** 30,2 до 34,9 37,2 40,4 38,5 0,228 до 0,275 0,202 0,306 0,346
Поэтому очевидно, что прибавление к горючему антидетонатора или
применение смесей, допускающих повышенную степень сжатия, дает выиг-
рыш в к. п. д.
В табл. 38 приведены результаты сравнительных испытаний различных
горючих, проведенных Рикардо на двигателе с переменной степенью сжатия ***,
изменяющейся от 3,7 до 8. т
* Mechanical Design in Relation to Detonation «Proc. Inst. Petrol tch». Dec. 1927.
** Детонация не достигнута.
'** Описан в «The Testing of High Speed Cornbustion Engines» A. W. Judge.
149
ГЛАВА ПЯТАЯ
ТЕПЛОПРОВОДНОСТЬ, РАДИАЦИЯ И ОХЛАЖДЕНИЕ
Тепловой поток при теплопроводности
Кроме лучеиспускания тепло от массы горящего или сгоревшего газ1
отводится (или во всяком случае обменивается между содержимым цилиндра
и стенками) процессом теплопроводности через собственно газы и через
металлические стенки цилиндра к воде или к окружающему воздуху.
Процессы теплопроводности в пределах цилиндра не так просты, ибо на
стенках камеры сгорания всегда имеется прилипший к ним слой (пленка)
газа, и часто слой нагара или пленка смазки, находящиеся между газами
и металлом стенок цилиндра. На прилипшую к стенкам камеры сгорания
пленку газа не действует ни конвекционный поток ни завихрения газов,
и она представляет значительное препятствие отводу тепла от газа к
стенкам.
Подобно этому и с другой стороны цилиндра имеется водяная пленка,
которая более или менее не подвергается действию движения главной массы
воды, циркулирующей в водяных рубашках, и которая также представляет
препятствие передаче тепла от стенок в воду (но в значительно меньшей
степени, чем газовая пленка).
Если охлаждающей средой является воздух, то совершенно резонно пред-
положить, что и здесь имеется прилипшая к наружным стенкам воздушная
пленка, которая представляет подобное же препятствие, как и внутренняя
газовая пленка.
Таким образом тепловой поток проходит через следующие поверхности:
а) поверхность между главной массой газа и газовой пленкой;
в) поверхность между газовой пленкой и металлической стенкой цилиндра;
с) поверхность между стенкой и водяной (или воздушной) пленкой и
д) поверхность раздела водяной (воздушной) пленки и главной массы
воды (или воздуха).
Если, кроме того, стенки цилиндра будут покрыты нагаром или маслом,
а внешняя поверхность покрыта накипью или грязью, то создаются доба®
вочные сопротивления тепловому потоку. Эти сопротивления общеизвестны
в двигателях внутреннего сгорания.
Температурный градиент (который в значительной степени управляет
тепловым потоком), при передаче тепла от главной массы газа к газовой
пденке сравнительно мал, так что все попытки вычислить количество
тепла, проводимого через собственно горячие газы, дают ничтожные ре*
зультаты,
isd
Если мы теп рь рассмотрим температуру горячих газов на некотором
интервале во время горения или расширения, то получим представление
об относительных величинах сопротивлений, создаваемых промежуточными
слоями.
Тепловые сопротивления различных тел с различными толщинами изме-
няются обратно-пропорционально их проводимости и прямо-пропорционально
их толщине, что можно представить в следующем виде:
где k — проводимость в соответственных единицах;
t — толщина среды,
с -— постоянная,
RT—сопротивление тепловому потоку.
Разность температур между двумя сторонами пластинки данной толщины
какого-нибудь тела есть мера тепла, протекающего через это тело в еди-
ницу времени.
Далее падение температуры в различных толщинах разных тел при
данном тепловом потоке будет пропорционально «тепловому сопротивле-
нию» тела, как определено вцнне. Если на соответственной диаграмме изоб-
разить ординатами изменение температуры по толщине тела, то эти же
ординаты изобразят и относительные величины сопротивлений тепловому
потоку; чем больше падение температуры для данной толщины (или
глубины), тем больше и сопротивление, встречаемое теплом при его
проходе.
В бензиновом двигателе стенки делаются сравнительно тонкими и распре-
деление температуры поперек их является практически постоянным, так что
общее выражение, данное ниже, может быть значительно упрощено.
Так для приблизительных вычислений, если То и суть температуры
внутренней и наружной поверхностей стенки цилиндра, толщиною L и k —
проводимость, тогда тепловой поток в единицу времени на единицу площа-
(То— T^-k
ди стенки равняется --—------
Большинство опубликованных данных о величине постоянной к, назы-
ваемой коэфициентом теплопроводности, даны в CGS единицах, т. е. пло-
щади в см\ толщины в сантиметрах и температуры в °Ц.
Определение. Коэфициенттеплопроводности k есть количество грамм-
калорий тепла, проводимого в секунду через 1 с л? площади пластинки
какого-нибудь тела толщиною в 1 см при температурном градиенте (пере-
паде) в 1°Ц на 1 см толщины.
Для чистых металлов величина k уменьшается с увеличением темпера-
туры, т. е. металл становится лучшим проводником при падении темпе-
ратуры.
Таблица 39 дает величины к для различных металлов и других мате-
риалов. Для большинства сплавов величина к увеличивается с возраста-
нием температуры.
Действительный тепловой поток более сложен, потому что температура
внутренних стенок сосуда или цилиндра, в коем происходит сгорание,
постоянно меняется, причем с очень большой скоростью.
151
152
Отвлекаясь от потерь тепла во внешнюю охлаждающую среду, мы можем
температурные градиенты при незначительных пленках и толщинах изо-
бразить прямыми линиями и, зная проводимость рассматриваемых тел, мы
можем для установившихся условий найти соответственные тепловые по-
ТОКИ.
Для иллюстрации относительных сопротивлений передача тепла в цилиндре
вигателя внутреннего сгорания предполагается по фиг. 113.
На этой фигуре дмно количественное изображение относительных тем-
пературных градиентов, которые дают представление и о сопротивлении
тепловому потоку.
Из диаграммы видно, что сопротивление газовой пленки очень велико
по сравнению с жидкостными пленками. Падение температуры происходит
вероятно вследствие изменения поверхности соприкосновения аналогично
разности электрических потенциалов между поверхностями соприкоснове-
ния двух различных металлов.
Фиг. 113. Температурные градиенты в цилиндре бензинового двигателя.
Падение температуры в самом металле сравнит льно мало; .-атем следует
падение температуры в водяной пленке и, наконец, перепад в основной
массе воды, который также очень мал. Общее сопротивление тепловому
потоку выражается суммой указанных сопротивлений.
Выше было указано, что газовая пленка представляет чрезвычайно высо-
кое сопротивление тепловому потоку; для иллю трации этого стоит лишь
указать, что сопротивление газовой пленки в паровом котле оценивается
в 98% общего сопротивления *, и только 2% остаются на долю остальных
сопротивлений.
В упомянутой статье указано, что для листа металлической топки, с
одной стороны подверженного действию горячих топочных газов, а с дру-
гой — соприкасающегося с водяной пленкой и водой при t= 10 °Ц, горя-
чая сторона имела температуру лишь на 22° выше другой, находящейся
в соприкосновении с водой.
* «The Engineer» vol- XX, р 523 (Hunsoq).
153
При покрытии водяной стороны поверхности нагрева жировым слоем
толщиною в 2,5 мм разность температуры возросла до 305°Ц— что экви-
валентно увеличению теплового сопротивления почти в четырнадцать раз
по сравнению с чистой поверхностью
То же самое вероятно происходит в цилиндре и рубашках двигателя
внутреннего сгорания: слой нагара и масла внутри цилиндра, а так же на-
кипь и грязные поверхности водяной рубашки создают большие сопротив-
ления тепловому потоку.
Пример приблизительных температурных градиентов
100
il
Рассмотрим как дальнейшую количественную иллюстрацию температурных
градиентов случай железной плиты толщиною в 25 мм, с одной стороны
которой находится вода, а с другой — воздух. Воздушная и газовая пленки
толщиной порядка 0,25 мм.
Тепловое сопротивление чу-
гунной плиты принято за еди-
ницу; тогда относительное со-
противление воздушной пленки
3500
будет -joy- =35 и водяной
80 по
пленки = 0,8.
Величины относительных
проводимостей воздуха, воды
и чугуна взяты из вычислений
Кельвина (Kelvin) *, который
дает проводимость железа в 80
раз и меди — в 500 раз боль-
шую, чем проводимость воды.
Проводимость железа дана в
3500 раз, а меди — в 20 000 раз
большей проводимости воздуха.
Таким образом сопротивления
воздушной пленки, железа и водяной пленки будут относиться как 35:1:0,8.
На фиг. 114 изображены соответственные температурные градиенты
теплового потока этого случая.
Из вышеприведенных данных следует, что, примерно, 95% общего
противления тепловому потоку приходится на долю газовой пленки;
на железную плиту и 2% на водяную пленку.
Для чугунных стенок цилиндра двигателя сопротивление тепловому
току будет на 25% выше величины, данной для железа, что меньше
общего сопротивления.
§
1
Железная стенка 25 мм
0.8— j I _______ ____________N._______
Газовая J J ^Водяная
пленка пленка
Примечание: Толщина пленок показана увеличенной.
Фиг. 114. Сопротивление тепловому потоку.
для
co-
3%
no-
fl
3. Сопротивление коррозийного слоя
Большинство теоретических исследований о прохождении теплового
тока через металл стенок цилиндров, радиаторов, котлов и т. д. предпо-
no-
» Heat «Encg. Britt» 9-th Edition, p. 577.
154
лагают, что омываемые водой стенки совершенно чисты, тогда как практи-
чески в большей или меньшей степени они покрыты коррозийным слоем.
Коррозийный слой, как показано на фиг. 115, представляет большое со-
противление тепловому потоку вследствие своей незначительной теплопро-
водности, это влияние показано на диаграмме относительной крутизной жир-
ной линии со стрелкой.
Отсюда вывод, что везде, где возможно, нужно для стенок применять не-
коррозирующий металл.
Тепловой лотон
Фиг. 115. Сопротивление коррозийного слоя тепловому потоку.
Между прочим можно указать, что для многих целей передачи тепла
можно применять не коррозирующий, так называемый Monel-металл—один
из сплавов никеля высокой крепости. Monel-металл имеет относительную
проводимость, равную 6* по сравнению с медью, проводимость которой при-
нята за 100. Сопротивление коррозийного слоя, примерно, равно 20 000, га-
зовой пленки 100 000 и жидкостной пленки 10 000 по одной и той же шкале.
Тепловой поток в бензиновых и газовых двигателях
Интересные данные были получены из серии испытаний двигателей, про-
веденных Хопкинсоном. Результаты этих испытаний даны полностью в до-
кладе**, прочитанном в Институте автомобильных инженеров в 1909 г.
Из результатов этих испытаний видно, что от 30 до 50°/Л тепла сгорев-
ших газов в конечном итоге отдается в стенки цилиндра. Это тепло дол-
жно быть отведено водой, циркулирующей в рубашках цилиндра.
Температурные градиенты (перепады), которые должны существовать для
того, чтобы тепло в цилиндре могло быть передано со стороны камеры сго-
рания к стороне омываемой водой, дают довольно высокие разности тем-
ператур между отдельными частями металла и высокие местные температуры
в таких местах, как центр поршня и клапана, удаленных от водяной рубашки.
—-------------- с
* «Heat Conductivity of Metals as a «Factor in Heat Transfer» R Worthington «Chem.
and Met. Eng.» Aug., 1928.
* * The Effect of Size and «Speed upon the Performance of on Internal Combustion Engine,
«Prpc. Jnrt, Autom. «Engs. February, 1909,
155
Эти разности температур ведут к неодинаковому расширению и создают
соответствующие напряжения; кроме того, высокие местные температуры мо-
гут быть причиной преждевременных вспышек.
Факторами, определяющими температуру металла в какой-нибудь точке
внутренней поверхности стенки, являются средние скорости теплового потока
на единицу поверхности в этой точке и толщина стенки в той же самой
точке.
Действительный тепловой поток будет зависеть, как было указано в связи
С лучеиспусканием, от плотности, температуры и завихрения газов. Влия-
ние завихрения будет рассмотрено ниже.
Температура металлической стенки будет зависеть от толщины и прово-
димости поверхностных пленок и металла самой стенки. Размеры и конст-
рукция двигателя также в значительной степени влияют на распределение
температуры.
Хопкинсон свои опыты по выяснению теплового потока проводил на га-
зовом двигателе Крослей, имеющем диаметр 292 мм и ход-—533 мм,
и на четырехцилиндровом бензиновом двигателе Сидлей (Sidley) с диамет-
ром и ходом в 116,8 мм и 129,5 мм соответственно. Он принимает ско-
рость теплового потока на единицу площади как частное от деления об-
щего тепла, отданного воде, и отведенного лучеиспусканием, на среднюю
площадь, омываемую горячими газами.
Такое исчисление дает общее представление о среднем тепловом потоке,
но не учитывает равномерности температуры по цилиндру, стенкам, пор-
шню и т. д.
В табл. 40 приведены результаты, полученные в этих испытаниях. Можно
видеть, что тепловой поток на единицу площади с генки цилиндра бензино-
вого двигателя почти в два раза больше, чем для газового двигателя й'
среднее числовое значение скоростей потока равно поч’И пяти тепловым
единицам на 1 дм* в минуту.
ТАБЛИЦА 40
Крослей Сидлей Отноше- ние
Поверхность камеры сгорания в дм2 ...... Общая поверхность цилиндра при положении 40Э 82 4,9
поршня в нижней Мертвой точке 1161 156 7,4
Средняя поверхность в нижней мертвой точке 780 119 5,5
Средняя поверхность: общий объем цилиндра 0,30 1,06 0,28
Процент отдачи тепла в воду и т. д 40,5 34 1,2
Общая потеря тепла в минуту 2250 231) —
Средняя потеря тепла: Средняя поверхность 2,9 4,85 1,7
По Гопкинсону температурный градиент, необходимый для данного теп-
лового потока через чугун, равен 100° Ц на 1 дм толщины, или для обычных
толщин стенок цилиндров бензиновых двигателей разность температур бу-
дет около 20° Ц.
156
Если мы примем во внимание наличие газовой, жидкостной или твердой
пленок, то температурный градиент через собственно металл будет значи-
тельно меньше, чем вышеприведенное его значение.
При всех обстоятельствах можно принять с достаточной степенью точно-
сти температуру части цилиндра, омываемой водой, такой же, как и тем-
пература воды в рубашке.
Те же общие результаты можно отнести и к газовому двигателю, у
которого стенки цилиндра почти в четыре раза толще стенок бензинового
двигателя.
В некоторых опытах при определении температур цилиндров газового
двигателя внутренность камеры сгорания частично была покрыта фольгой,
точка плавления коей около 230° Ц Фольга не расплавилась, т. е. темпера-
тура внутренней стенки была ниже 230° Ц.
Если принять во внимание слой нагара, теплопроводность которого со-
ставляет, вероятно, около 1/,м теплопроводности железа, то на основании
вышеприведенных величин можно заключить, что для данного теплового
потока на один дм* слой нагара толщиною 1,25 мм имел бы температуру
около 350° Ц, а слой в два раза толще имел бы 700° Ц. Эта температура
была бы вполне достаточна, чтобы вызвать преждевременную вспышку сжа-
той смеси.
В реферируемой статье приведены интересные данные по вопросам тем-
ператур поршня и клапанов и напряжений, вызванных в металле поршня
высокими температурами.
Математическое исследование теплового потока
Для того чтобы получить правильное представление о тепловом потоке
в массе тела при данных условиях температуры и времени, рассмотрим
поток тепла гнутри тела бесконечного
объема, с одной стороны ограниченного
плоскостью. Полученные результаты мо-
гут быть видоизменены применительно
к конкретным случаям, встречающимся в
практике.
Обращаясь к фиг. 116, представим
себе часть массы тела теплопроводностью
k, теплоемкостью s, плотностью р при
температуре Т.
Пусть расстояние в направлении тепло-
вого потока по линии MN будет х. Рас-
смотрим элементарный объем толщиною
dx и площадью А. Тогда поток тепла
через сечение АВ в единицу времени
будет равен
dx
Фиг. 116.
Поток тепла через сечение А'В' на расстоянии х -|- dx будет равен
— kA^-(T-l-^dx).
dx\ 1 dx )
157
Таким образом прирост тепла в элементе АА'В'В в пределе
, . rf27’ , , ,
равен kA --^dx. (а)
Это является общим выражением для тепла, поглощаемого каким-нибуд!
элементарным объемом. Это тепло будет повышать температуру элемента.
Если мы хотим знать скорость повышения температуры элемента, то для
этого выразим прирост тепла как массу X|1а теплоемкость X на скорость
повышения температуры, т. е.:
(pA7x)-s-^. (Ъ)
Этот прирост тепла, очевидно, должен быть таким же, как и ранее по-
лученный (а).
Приравнивая эти выражения, мы имеем:
kA dx-=— pA-s-.. -dx
dx* r dt
или:
(PT p-s dT . 4
d#=kdf
Зная условие каждого конкретного случая и полагая теплоемкость по-
стоянной, из атого диференциального уравнения можно получить соотно-
шение между температурой, временем и расстоянием. Затем, если мы до-
пустим, что тепло, проводимое элементом, будет излучено с его поверх-
ности, то получим дальнейшее соотношение.
Обозначим количество тепла, излученного единицей площади на единицу
разности температур в единицу времени через Е, тогда потеря тепла,
отданного элементом АА'В'В в единицу времени, равна
E-pT.dx,
где р — периме р.
Мы имеем из (а):
(РТ
kA ——dx — E-p-T-dx,
dx* '
или:
(PT Ep T .,
dx^lTAT-
Решение этого уравнения будет:
Г- Тй<Пх, (f)
где
Этот результат указывает, что температура падает от начальной вели-
чины в зависимости о/ расстояния от ограничительной плоскости тела по
закону показателей.
158
Соединением (b) с (d) мы имеем:
г' -г л dT
E-p-T=-A.S.p — ,
из которого
Г=7й-гГ“-‘,
т. е. температура изменяется во времени в какой-нибудь данной точке тела
согласно закона показателей.
Для того чтобы узнать температуру поверхности металла, нужно поло-
жить х — 0 в уравнении (/), тогда мы получим следующее выражение для
поверхностной температуры Тв:
Т0 = Д sin2nn-Z.
Это выражение показывает, что температура на поверхности изменяется
как' простая гармоническая функция времени. Общая амплитуда изменения
температуры есть 2А.
Тепловой поток для циклических изменений температуры
В двигателях паровых и внутреннего сгорания температура металлических
стенок, подверженных действию пара или горячих газов, беспрерывно
изменяется во времени, и эти изменения во времени являются циклическими.
Это циклическое изменение температуры создает тепловые волны, вос-
принимаемые металлическими стенками.
Простейшая форма температурных колебаний, применимая в таких случаях,
может быть представлена синусоидальным законом изменений.
Предположим, что уравнение
То = a sin 2г nt
является выражением такого закона изменений, где п— частота темпера-
турного цикла и а—постоянная. Это выражение показывает, что Ть есть
температура поверхности металла, где х = 0 во всякое время t.
Действительное значение постоянной а может быть получено из дифе-
ренциального уравнения (с) путем диференцирования и приравнивания
коэфициентов обычным путем.
Эти результаты, однако, могут быть получены и обратным путем из
уравнения (с):
d2T p.s dT
dx2 k dt'
Решение этого хорошо известного типа уравнения в простейшей форме
будет:
где при * Т АСаз> sin (gt — ух), . / К-П’О-S с —— J/ у—. х = оо; Z —0, (е)
159
г. е. температура в бесконечности равна нулю. При циклическом изменении
температуры на поверхности мы можем переписать (е) как:
Т=Аг ttx sin (2к • nt — ах). (f)
Этот результат дает температуру на какой-нибудь глубине х твердой
бесконечной массы материала с ограничительной плоскостью, подверженной
синусоидальному закону изменений температуры с частотой и.
Этот результат для приблизительных вычислений может быть приложим
к толстым стенкам цилиндров.
Если температура внешней поверхности стенки Те и d — толщина стенки,
а средняя температура внутренней поверхности стенки будет Т,, тогда вы-
ражение
Т = Де_<ю sin (2я • nt— ах) -j- Tt -|- -* ~ • х
дает температуру на какой-нибудь глубине х стенки при данных условиях.
Приложение математических результатов
Из общего решения диференциального уравнения (с) следует, что если
температурные изменения на внутренней поверхности стенки приближаются
к простому гармоническому закону, то амплитуда температурных изменений
(Дг-аз:) и сама температура уменьшаются при движении к наружной по-
верхности стенки.
Можно легко показать путем подстановки соответственных величин (как
плотность, теплоемкость, проводимость и циклическая частота), что в случае
толщины стенки цилиндра, равной 6 мл, колебание температуры, создаю-
щееся внутри цилиндра, затухает прежде чем достигает наружной поверх-
ности стенки.
Математические исследования показывают, что при передаче тепла внутри
стенки имеется определенный температурный градиент (перепад) и что этот
градиент в малой степени зависит от температурных колебаний па поверх-
ности.
Действительная температурная кривая будет представлена более или ме-
нее волнистой линией температурного градиента. Эта мелкая волнистость
или «рябь» представляет влияние температурных колебаний.
Проф. Каллендер (Calledar) проведены эксперименты по определению
температур стенок цилиндра парового двигателя. Он нашел, что при
100 об/мин при перепаде температуры пара в 46° изменение температуры
на глубине 0,25 мм стенки цилиндра было лишь 4°, тогда как теоретически
подсчитанное изменение должно было быть 5°.
Действительные измерения температур стенок цилиндра газового двига-
теля, произведенные проф. Кокер (СокеГ), подтверждают правильность
вышеприведенных выводов. Он нашел, что максимальная температура стенок
цилиндра лишь на 4°Ц выше средней температуры и на глубине 10 мл
от внутренней поверхности цилиндра амплитуда температурного колебания
составляла лишь 1/500 амплитуды на внутренней поверхности, обращенной
к газам.
160
Вимперс (Wimperis), беря циклическую частоту, эквивалентную ско-
рости 300 об/мин, вычислил температурные амплитуды на различных глу-
бинах чугунной стенки.
На фиг. 117 представлены результаты этих вычислений графически.
Из этой кривой можно видеть, что амплитуда температурных волн быстро
уменьшается при движении наружу и на глубине 6 мм температурные ко-
лебания практически затухают.
Проф. Кокер в более поздней своей работе рассматривает поток тепла
и температуры стенок цилиндра газового двигателя.
К двигателю подводилось около 353 б. кал тепла в минуту, из которых
126 б.кал были потеряны или отданы в охлаждающую воду (он указывает
на один исключительный случай, в котором отдача тепла в воду рубашки
доходила до 190 б.кал).
Общая поверхность, включая донышко поршня, через которую отводи-
лось тепло из цилиндра, была около 0,325 м* и поверхность камеры сжа-
тия— около 0, 093 лг, что дает средний поток тепла около 783 б.кал!м
или, примерно, 0,08 б. кал/см? по- >з
верхности. |
Максимальный тепловой поток до- f
ходил до величины 0,2 б. кал на 1 см', *
и эти величины (согласующиеся с ре- |
зультатами Хопкинсона, полученными §
на газовом двигателе), показывают, что L
средняя разность температур между g
внутренней и внешней стенками ни-
линдра меньше, чем 40°Ц, и средняя |
температура в центре стенки должна |
быть достаточно низка, если цикли- фиг ц? Амплитуда температурных ко-
ческие изменения не будут чрезмерно лобаний,
большими.
Было вычислено также, при предположении изменения температуры около
стенок по простому гармоническому или синусоидальному закону, что тем-
пературные колебания на глубине около 10 мм меньше, чем 0,2°Ц.
Так как предположенное выше изменение температуры на поверхности
в 100°Ц больше, чем установленное экспериментами, то очевидно, что
колебания температуры в стенках цилиндра будут значительно меньше, а
следовательно, и средняя температура стенок цилиндра будет достаточно
низка.
Измерение средних температур стенок в подобных случаях с достаточной
степенью точности может быть произведено обычными ртутными термомет-
рами.
Из рассмотренного выше следует, что тепловой поток, который имеет
место в бензиновом двигателе, сходен с потоком в газовых двигателях,
работающих по одному и тому же циклу (Отто). Для передачи обычного
количества тепла (при нормальных рабочих условиях) достаточен сравни-
тельно малый температурный градиент, примерно, порядка 80°Ц на 25 мм
толщины слоя металла.
Этот средний температурный градиент незначительно подвержен влиянию
температурных изменений стенок.
11 Д ж о д ж. Автом. и авиац. двигатели.
161
Действительные потери тепла в двигателях
Общее количество тепла, отданное стенкам цилиндра, не остается постоян-
ным при различных числах оборотов двигателя и не постоянно по отно-
шению к общему теплу, введенному в двигатель.
Тепловые потери в стенки можно рассматривать состоящими из: а) потерь
постоянной величины, примерно, 10% общего введенного в цилиндр тепла
и б) переменной части, зависящей от размеров цилиндра и скорости поршня.
Общая же потеря, конечно, будет суммой этих д ух.
Для газового двигателя, работающего при отношении газа к воздуху,
равном %, второе слагаемое б будет, примерно, равно постоянной, если
диаметр цилиндра в метрах, будучи умножен на скорость поршня в м/сек,
достигает величины около 0,75.
Так газовый двигатель диаметром 300 мм, работающий на составе смеси
%, будет иметь потери б равные, примерно, 10°/„ общего тепла рас-
ходуемого газа при сред-
газ
воздух
ней скорости поршня равной
2,5 м/сск, что для хода в
470 мм соответствует 160
об/мин.
На фиг. 118 приведен
график потер., тепла в ру-
башку по данным Ланчес-
тера (Lanchester)*, где орди-
наты представляют потерю
тепла, выраженную в Про-
центах от общего тепла
горючего, а по абсциссам
Фиг. 118. Потеря тепла в рубашку. отложены произведения
диаметра цилиндра-в метрах
на среднюю скорость поршня в м/сек. Потери тепла в стенки, выраженные
в процен,ах, изменяются, примерно, пропорционально составу смеси.
Тепловые потери больше при раннем зажигании, чем при позднем; по
этой причине лучше уменьшать опережение зажигания, когда автомобиль
движется по длинному подъему для того, чтобы вода не так быстро нагре-
валась.
Тепловые потери в стенки цилиндра зависят частично от разности тем-
ператур между газом и стенками и также от скорости движения газов внутри
цилиндра. Приблизительно можно принять, что тепловые потери изменяются
пропорционально скорости газа и квадрату разности температур.
Скорость газа зависит в некоторой степени от формы камеры сгорания
и от конструкции клапанов и клапанных коробок.
В нормальном быстроходном двигателе внутреннего сгорания потеря тепла
в стенки может быть принята около 16°/0 общего тепла, введенного в дви-
гатель при скоростях выше 1200 об/мин при богатой смеси, и падает до
14°/0 при более бедной смеси. Если смесь пер обеднена, то сгорание замед-
ляется, и потери в стенки снова возрастают.
* «The Cylinder Cooling oflntemal Combustion Engines» by F. W. Lanchester. «Proc.
Inst. Ant. Eng.»
162
На фиг. 119 нанесена кривая средних тепловых потерь в стенки быстро-
ходных двигателей при различных оборотах.
Эта кривая дана Рикардо * и пре 1Ставляет средние значения, вы-
численные по данным надежных экспериментов, проведенных на быстро-
ходных двигателях, включая двигатели с верхними клапанами, с клапанами
в боковых карманах и с золотниковыми клапанами.
Имеется и другой ис-
точник тепловых потерь
в двигателях внутреннего
сгорания, именно, очень
раннее открытие выпуск-
ного клапана, что ведет
к потере части работы
расширения; ибо тепло,
которое могло бы быть
использовано, уносится с
выхлопными газами.
В быстроходных дви-
гателях эти потери изме-
няются от 3 до 6°/0 общего
ввеленного в дв игатель
тепла, и эти потери не
могут быть сколько-нибудь заметно уменьшены без того, чтобы не по-
влиять на остаточные сгоревшие газы и на коэфициент подачи двигателя.
Фиг. 119. Тепловые потери в рубашки в зависимости
от числа оборотов для новейших двигателей.
Теплопередача и плотность газа
На одноцилиндровом двигателе Бенц было произведено несколько опытов
по определению соотношения между теплопередачей и плотностью газа в
вихревых (турбулентных) условиях. Двигатель вращался электромотором при
скоростях от 600 до 1400 об/мин с давлением hi всасывании от половины
до удвоенного нормального атмосферного давления при температурах от 15
до 90°Ц, соответствующим максимальным температурам сжатия от 320 до
450°Ц.
При испытаниях тепло отводилось водой, протекающей по трубе через
камеру сжатия. Kj оме того, производились измерения тепла, приобретенного
и потерянного воздухом, проходящим через двигатель, предполагая, что
потери тепла воздухом ведут к увеличению тепла стенок и воды в рубашках.
Тепло, приобретенное воздухом во врем i всасывания, определялось по
коэфициенту наполнения; а по этим определениям делалось заключ< ние и
о теплопередаче за остальные ходы. Этими опытами было установлено, что
теплопередача в единицу времени пропорциональна разности температур газа
и стенки и корню квадратному из плотности газа.
До 1200 об/мин теплопередача пропорциональна корню квадратному из
скорости, а для больших скоростей пропорциональна 1g (1 —Czz), где
С—постоянная. Коэфициент теплопередачи был значительно выше для хода
всасывания, чем для остальной части цикла.
*11. К Ricardo, Engines of High Output.
U‘ 163
Путем экстраполирования было найдено, что при работающем двигателе
передача тепла от газа в стенки составляет лишь около половины общих
тепловых потерь; остальная часть теряется лучеиспусканием.
Общие тепловые потери также пропорциональны корню квадрат ему из
плотности. Увеличение температурных градиентов в металле, когда двига-
тель работает с наддувом, незначительно и увеличение температуры клапа-
нов мело.
Ошибка при установке фаз индикаторов при вращении двигателя электро-
мотором была меньше чем % градуса угла поворота коленчатого вала.
Вопрос охлаждения или отвода определенной части тепла сгорания для
всех типов двигателей внутреннего сгорания является наиболее важным
с точки зрения конструирования цилиндров двигателей, радиаторов и системы
охлаждения.
Конструирование двигателей и р-адиаторов в настоящее время в результа.е
совместных усилий и теории и практики имеет более или менее твердое
основание; сейчас уже есть возможность соразмерить почти в якую необхо-
димую систему охлаждения.
При рассмотрении теплового баланса можно видеть, что для среднего
бензинового двигателя система охлаждения отводит около 24 — 28% ебщей
тепловой энергии топлива, а прямым лучеиспусканием отводится 4 или 5°/0;
если не учитывать других небольших потерь от лучеиспускания, кои могут
быть рассмотрены отдел ьн •;
Количества тепла, отдаваемого системе охлаждения
Если обозначим через Нп теплотворную способность топлива в б.кал/кг
и через Се удельный расход бензина в лг/л. с., тогда общее тепло эквива-
лентг ое । а' Ходуемому в час топливу:
Q~Ce-Ne-IIu кал!час.
Количество тепла, отдаваемое системе охлаждения, будет:
0ох=(\24 —0,28) CeNeHu кал/час.
Для бензина с удельным весом 0,7 величину Ни можно приня.ь равной
10 400 кг/кал. Если принять, что в среднем тепло, отданное системе охлаж-
дения, будет 0,26 от общего числа, тогда
QOX=2700 CeNe кал/час.
Для хорошо сконструированного авиационного или автомобильного двига-
теля средний расход горючего, примерно, равен 230 г/л. с. ч. Система охла-
ждения такого двигателя тогда должна Отводить 620 Ne кал/час.
Для ротатив ого двигателя воздушного охлаждения средний удельный
расход равен 270 г/л. с. ч.; еле ователызо, охлаждающий воздух должен
отвести 730 % кал/час.
В случае стационарного радиального двигателя воздушного ох >аждения
средний удельный расход горючего равен 250 г/л. с. ч; так что охлаждением
должно быть отведено около 675 Ne кал/час.
164
Методы охлаждения
Дл1 охлаждения двигателей внутреннего сгорания применяются дза основ-
ных метода, а именно: охлаждение воздушное и водяное.
При воздушном охлаждении цилиндр двигателя обычно снабжается реб-
рами, обдуваемыми потоком воздуха, который уносит, таким образом,
избыток тепла, проводимого через стенки. Количество отводимого тепла
зависит от скорости и количества протекающего воздуха и от совершенства
«трущихся» действий воздуха о нагретые поверхности, что в свою очередь
зависит от конструкции двигателя.
При водяном охлаждении цилиндр окружен камерой или, как ее приняло
называть, рубашкой, содержащей воду. Вода в рубашке находится в постоян-
ном движении, которое создается или специальной помпой или благодаря
конвекционному процессу, состоящему, как известно, в том, что нагретая
в рубашке цилиндра вода в силу уменьшившейся плотности поднимается
кверху, а более тяжелая холодная вода занимает ее место. При водяном
охлаждении при применении одного и того же количества воды необходим
радиатор для рассеивания тепла, получаемого охлаждающей водой.
Так как воздух, обдувающий ребра при воздушном охлаждении, или
соты радиатора при водяном охлаждении, является и в том и в другом слу-
чае теплоотводящей средой, то и водяную систему можно отнести в конечном
счете к системе воздушного охлаждения.
В практике газовых двигателей с успехом применяется впрыскивание воды
в цилиндр как способ охлаждения. Этот метод будет рассмотрен более
подробно ниже.
Метод применения вспомогательной помпы для продувки цилиндра тоже
до некоторой степени можно рассматривать как средство охлаждения, и
без сомнения успех средних и крупных двухтактных двигателей воздушного
охлаждения будет зависеть частично от эффективности продувочного воз-
духа как средства охлаждения.
Воздушное охлаждение двигателей и радиаторы
Найдено*, что между трением охлаждающей среды о поверхность охла-
ждаемого тела и количеством тепла, отданного поверхностью, существует
простое соотношение.
На переход тепла от твердого тела к окружающей его жидкости кроме
разности температур имеют влияние еще следующие четыре фактора:
1) теплопроводность газа;
2) относительная скорость газа около твердого тела;
3) местная конвекция;
4) лучеиспускание.
Первые два фактора имеют доминирующее значение и могут быть рас-
смотрены отдельно от двух остальных. Влияние местной конвекции ничтожно,
а потери лучеиспусканием представляют лишь часть (обычно от */, до */1в)
тепла, отводимого в силу влияния первых двух факторов.
* F. W. L a n с h е s t е г, «Surface Cooling and Skin Friction» Report № 94 г March, 1913)»
Advisory Committe for Aeronoutics. «The Cylinder Coo'ing of Internal Combustion
Engines, F. W. Lane.h ester; «Proc. Inst, of Autim. Engineers», 1915.
16»
Применяя обозначения Манчестера, допустим, что а — площ дь сечения,
эквивалентная слою вэздуха, непосредственно участвующему в поверхностом
трении.
Пусть V—скорость потока воздха в м[сек,
у — удельный вес воздуха,
А — площадь охлаждаемой поверхности,
С — коэфициент сопротивления перпендикулярной потоку пластинки;
тогда поверхностное трение=$С-у\А-А, где В — удвоенный коэфициент
поверхностного трения.
Масса воздуха, действующая на поверхность в секунду, р.вна a.y.V. Се-
кундная масса воздуха М на единицу площади будет:
7H = SC-y-V.
Если t — разность температур между телом и воздухом и Ср— удельная
теплоемкость при постоянном давлении, то количество тепла, отводимого
с 1 м1 поверхности Q~M-Cp't в секунду,
Q — — — 7 % Ср кал/сек.
Пример.
Для автомобильного радиатора:
С = 0,6; £ = 0,008; Ср=0,24;
7 = 1 25 кг/м3.
Тогда количество тепла, отводимого с 1 м' в секунду, будет:
Q = 2.6-№h25.0,24V- t==n. 10_3>
Это выражение должно быть равно количеству тепла, отданному в стенкй
в 1 секунду;
„ 2700 „ ..
3600 CeNf
т. е.
?-709. G N 72 • 10~s Vt-
3660 е й ’
откуда
2700
Vt
ON~ = 3600-72T1J-® = 1 °40-
Если в этом примере принять скорость равной 15 лт/сек и разность
температур 67°Ц, то количество отводимого тепла с 1л? площади будет
0,724 кал[сек.
Эквивалент мощности для этого количества тепла будет ревен
Таким образом каждый квадратный метр поверхности охлаждения отво-
дит 4 12 л. с. в секунду; для отвода тепла, эквивалентного одной лоша-
диной силе, необходимо 0,24 м~ поверхности радиатора.
Эта величина хорошо согласуется с практикой автомобильных радиа-
торов.
Поверхность охлаждения цилиндров двигателей воздушного
охлаждения
Для цилиндров авиационных двигателей воздушного охлаждения приме-
няется с большим успехом алюминиевый сплав. Были проведены достаточно
полные испытания двигателей RAE с диаметрами в 100 и 114 мм и
ходом в 140.и.и.
Фиг. 120. Цилиндры авиационных двигателей воздушного охлаждения.
Применяемый для цилиндров сплав в этом случае состоял из 91%
алюминия, 7°/0 меди, 1°/0 цинка и 1°/о олова. Разрезы типичных цилин-
дров показаны на фиг. 120.
В цилиндры вставлены стальные гильзы без дна, так что газы находятся
в непосредственном соприкосновении с алюминиевым сплавом камеры сго-
рания. Очень важно дать достаточное охлаждение головке, особенно вблизи
клапанных коробок, так как перегрев в этих частях неизбежно ведет
к расстройству цилиндра и трещинам на коробках или перемычках между
167
клапанами. Испытания, проведенные на двигателях RAE, показали, что,
когда температура была около 300° Ц, цилиндр дал трещину поперек
коробки выхлопного клапана. Таким образом максимально допустимая тем-
пература не должна превышать 300° Ц и площадь охлаждения должна
бы гь сконструирована соответственно.
Для трех авиационных двигателей, сконструированных в RAE, пло-
щ.ди охлаждения и расстояния (шаги) между ребрами были следующие.
Цилиндр (диаметр, ход, материал) Поверхность охлаждения в л/2 Шаг ребер в мм
100 X 140 мм, алюминиевый сплав .... 114X140 .«ж, » 100X140 м м, чугун 0,57 0,78 0,436 12 9 8 ‘
Поверхность охлаждения в первых двух случаях составляет, примерно,
0,0165 ж8 на эффективную лошадиную силу при работе на нормальном
режиме. Скорость охлаждающего воздуха была 93 км/час и температура
воздуха 15° Ц. Максимальные температуры цилиндра были 175° Ц для алю-
миниевого цилиндра и 268°Ц для чугунного. Соответственные минимальные
температуры были 121 и 175°Ц.
Индикаторные к. п. д., полученные при алюминиевых и чугунных цилиндрах
одинакового размера и при одинаковом числе оборотов, относились между
собой как 1,34: 1,00, совершенно ясно показывая превосходство алюминиевых
цилиндров.
В случае хорошо сконструированного цилиндра с клапанами, распо-
ложенными в головке, при скорости воздуха 1GG км/час результаты испы-
таний в заключение показали, что площадь охлаждения должна быть от
0,026 до 0,0325 мй на каждую лошадиную силу мощности двигателя; эти
результаты относятся к цилиндрам с диаметром от 100 до 150 мм, при-
меняемым в авиационных двигателях.
В случае чугунных или стальных цилиндров эта площадь должна быть
увеличена на 50°/о, а для ^чугунных цилиндров с L-образной головкой
увеличение должно быть сделано на 1ОО"/о.
Скорость охлаждения
Для других скоростей воздуха площадь охлаждения для данной мощ-
ности и температуры цилиндра будет обратно пропорциональна скорости
воздуха в степени 0,73.
Для меньших диаметров необходимая скорость воздуха для одной и той
же температуры будет меньше. Опыты показывают, что скорость воздуха,
примерно, пропорциональна диаметру в степени 0,82.
Минимал' ные скорости охлаждения воздуха при -диаметрах цилиндров
50, 75, 100, 150 и 200 мм были соответственно 48, 64, 80, 112 и км/час
при работе на полной мощности.
168
Для чугу ~:ых цилиндров с L образной голов'ой максимальна, скорость
воздуха должна быть величена на 50°/0.
В случае трехцилиндрсвэго радиального автомобильного двигателя мощ-
ностью, примерно, в 12 л. с. (номинальных) вентилятор давал скорость
^Акл/час при 2 000 об/мин двигателя и поглощал около 1 л. с.
Поверхность охлаждения в этом случае была 0,06 м" на 1 л. с.
В авиационной практике при применении обычного сотового радиатора
количество отводимого тепла при скорости воздуха 145 км/час равно,
примерно, в среднем от 6000 до 7000/сал/л? поверхности j адиатора
в час.
Количество отводимого тепла при какой-нибудь скорости Vкм/час при-
близительно можно получить:
(от 6000 до7000)^л/л?
в пределах обычных скоростей полета.
169
Результаты .Панчестера”могут быть коротко выражены следующе 1 формулой;
пусть t — разность температур между горячей поверхностью и < кружаю-
щим воздухом в градусах Ц,
,, / vt
V—скорость охлаждающего воздуха в м/сек-, тогда равно
мощности в лошадиных си ах, эквивалентной теплу, рассеиваемому 1м2
35,3. Кз
поверхности и —— равно мощности, затрачиваемой на поверхностное
трение на площди в 1 м2. Последнее выражение дает величину минималь-
ной работы при охлаждении.
Таким образом подсчитаны кривые графика фиг. 121, взятого из статьи
Ланчестера. График дает мощность, эквивалентную теплу, рассеиваемому
с I м2, и мощность, затрачиваемую на поверхностные трения при различных
скоростях и разностях температур.
Ниже мы приводим эмпирическую формулу для подсчета потребной пло-
щади радиатора. Эта формула * ** базируется на опытных данных, полученных
в английских условиях при испытании стандартных радиаторных трубок
воздушного министерства.
п л 13,4 Ne о
Лобовая площадь радиатора — в м,
где V—скорость подъема в км/час. Эта формула предполагает; что дви-
гатель нормально закапотирован и радиатор находится в потоке винта и
что вода циркулирует со скоростью 45,5 л/мин на 100 л. с.
Для гидропланов площадь обычно увеличивается на 5°/0.
Мощность, поглощаемая при охлаждении
Выражение для поверхностного сопротивления плоской поверхности сле-
дующее:
К 2
мощность, затрачиваемая на поверхностное трение, тогда получается из
формулы:
где V—скорость в м/сек.
Таким образом для данной площади мощность, расходуемая на поверх-
ностное трение, изменяется пропорционально кубу скорости.
Из выражения для количества тепла, отдаваемого данной площадью в
секунду, видно, что поверхность охлаждения, необходимая для данной раз-
ности температур, изменяется обратно-пропорционально скорости или
где в — постоянная.
* F. W. Lanchester, The Cylinder Cooling of Internal Combustion Ergins
«Proc. Inst. Ant. Eng.» Dec. 1915.
** «The Design ot Radiators» by R. N L i p t г о t. «Proc. Inst. Aeron Engineers» Ap-
ril 1920.
J70
Таким образом мощность, ~асходуемая на охлаждение данного двигателя,
т. е. мощность, расходуемая на охлаждение данного двигателя, предполагая,
что сопротивлением является одно лишь поверхностное трение, изменяется
пропорционально квадрату скорости охлаждающего воздуха.
В действительности же будет некоторая величина лобового сопротивления,
сопровождаемого завихрениями, так что мощность, расходуемая на охлаж-
дение, будет больше, чем при предположении существования одного лишь
поверхностного трения.
Очевидно, что расходуемая мощность изменяется в большей степени,
чем квадрат скорости; показатель скорости лежит где-то между 2 и 3.
Пример. Определить мощность, расходуемую на охлаждение 1 м2,
поверхности при скорости воздуха 48 клцчас (13,4 м/сек).
Сопротивление, созданное поверхностным трением
* 2
R = о,008-0,6.1.2-413,42); = Qj4g6 кг
при 48 км/час (13,4 м/сек) мощность, расходуемая на охлаждение 1 м'1/сек
w = ^=»^!M = o,os9»c.
75 75
В примере, рассмотренном выше, мы получили, что мощность, эквива-
лентная теплу, отводимому с 1 л? поверхности охлаждения, при перепаде
температур в 67° Ц и скорости 15 м/сек, равна 4,12 л. с.; а в данном
случае при 17= 13,4 м/сек мощность, эквивалентная теплу, отводимому
с 1 в сехунду, будет равна • 4,12 = 3,68 л. с.
Таким образом при скорости воздуха, равной 13,4 м/сек, мощность, затра-
ченная на охлаждение бензинового двигателя (мощность поверхностного
трения), равна 0,089 л. с., а мощность, эквивалентная отводимому теплу,
равна 3,68 л. с. (та и другая отнесены к 1 м*), так что на каждую лоша-
диную силу отводимого с 1 м1/сек тепла затрачивается =0,0242 л. с.
на поверхностное трение. Для других скоростей затрачиваемая мощность
будет изменяться пропорционально квадрату скорости.
Действительная затрата мощности будет больше, чем подсчитанная вели-
чина вследствие добавочного лобового сопротивления.
Для самолета, где радиатор помещен в носовой части фюзеляжа или,
еще лучше, в крыле, лобовое сопротивление нужно относить к самолету
в целом, а не к системе охлаждения.
Воздушное охлаждение автомобильных и авиационных двигателей
Непосредственное воздушное охлаждение двигателей внутреннего сгора-
ния зависит от двух главных факторов: 1) теплопроводности через стенки
и ребра охлаждения цилиндров и 2) теплопередачи от ребер воздуху.
171
' Рассматривая эти факторы в указанном порядке, видим, что так как тем-
пературный градиент определяет разность температур между внутренней
и наружной стенками, то максимальная разность температур будет зависеть
от количества тепловых единиц переданных газом, заключенным в цилиндре,
к стенкам, а также и от тол-
щины стенок.
Для данной проводимости мак-
симальные размеры цилиндра бу-
дут ограничены пределом до-
пустимых телшературных напря-
жений, создаваемых разностью
температур между внутренней и
наружной сторонами стенок.
Ланчестер показал, что при
изменении размеров цилиндра
для того, чтобы относительные
условия остались постоянными,
необходимо, чтобы теплопровод-
ность материала увеличилась про-
порционально линейным разме-
Фиг. 122. Температурные градиенты
для параллельных и конусных ребер.
рам; но это практически не осуществимо. Температурный градиент в
стенке цилиндра при среднем тепловом потоке в 2,5 кал/см~ в 1 сек. для
чугуна будет, примерно, 23° Ц на 1 см толщины.
Ребра служат для рассеивания или передачи охлаждающему воздуху
тепла, проводимого через стенки
цилиндра, и должны быть так
сконструированы, чтобы темпера-
турный градиент был не слишком
высоким; другими словами, сече-
ние металла, перпендикулярное
тепловому потоку, должно быть
таким, чтобы разность темпера-
тур снижалась до необходимого
Фиг. 123. Тепловой поток и рассеивание
через ребро цилиндра.
предела.
Конструкция ребер затем зави-
сит от проводимости ими тепла,
полученного от стенок, и от по-
верхностной передачи этого тепла
охлаждающему воздуху, что мо-
жет быть определено уже изложенным аналитическим методом. Кривые
температурных градиентов, изображенные на фиг. 122 для прямоугольной
и треугольной формы ребер, при отводе данного количества тепла, в теп-
ловых единицах на единицу площади, полученного от газа через стенки,
ясно показывают преимущество последней формы ребер, так как в этом
случае разность температур для одних и тех же радиусов значительно
меньше.
На фиг. 123 схематически показан тепловой поток и поверхностное
рассеивание для ребра треугольной формы, что служит хорошей иллюс тр -
цией качества этой формы.
Шаг ребер и толщина ребра у основания дают отношение поперечного
172
сечения металла, действующего как проводник в стенке цилиндра, к по-
перечному сечению металла, проводящего то же тепло при переходе по-
следнего в металл ребра, так что если стенка и ребра сделаны из одного
материала, то Температурный градиент у основания ребра будет относиться
к градиенту в толще стенки цилиндра так же, как шаг ребер к толщине
ребра у основания.
Размеры ребер охлаждения
Зная количество тепла (или эквивалентную ему мощность), приходящееся
на единицу площади стенки цилиндра, можно вычислить скорость отдачи
тепла с единицы поверхности ребер.
Прямей;я формулу Ланчестера: мощность, эквивалентная теплу, рас-
1 2 У-Z х ♦
сбиваемому с 1 м‘, равна , где t — разность температур между по-
верхностью и воздухом в градусах Ц и V—скорость воздуха в м/сек, и,
принимая для нормальных условий величину мощности, эквивалентной теплу,
рассеиваемому с 1 л/2 площааи ребер, можно вычислить общую площадь
ребер для данного случая.
Если Л — высота ребра (по радиусу) и S—шаг ребер, то отношение
внешняя поверхность охлаждения_‘2h-\-s
внутренняя поверхность s
Отношение между высотой, шагом ребер и диаметром цилиндра можно
принять равным 0,32 0, где D-—дисметр цилиндра.
Толщину ребра у основания нельзя выразить в зависимости от диаметра,
поскольку она зависит от температурного градиента.
Приблизительно толщина ребра у основания будет изменяться пропор-
ционально квадрату диаметра. Фиг. 124 лает соотношение между размерами
и весом р.бер охлаждения и диаметром цилиндра, выведенное на основании
опытов.
Гибсон, который занимался исследованием двигателей воздушного охла-
ждения, нашел, что тепловые потери пропорциональны разности средних
температур между поверхностью ребер и воздуха и скорости потока в
степени 0,73.
Лля данного материала он нашел, что количество рассеиваемого тепла
почти не зависит от вида поверхности ребер) при стальной поверхности
он получил большее рассеивание тепла, чем для алюминиевой и медной
поверхности; разность составляла 5—1О°/о.
Отдача тепла литыми алюминиевыми ребрами улучшалась путем покры-
тия ребер соответственно жароустойчивой краской. Разность отдачи у окра-
шенных и неокрашенных ребер доходит до 1О°/о.
Из результатов большого количества испытаний ребристых цилиндров
при параллельном воздушном потоке Гибсон вывел следующую формулу
для тепла, рассеиваемого медными ребрами:
Q = [0,085 — 0,0128 Рг’73,
173
где q — количество тепла (в калориях), отдаваемое в минуту с 1 м* охла-
ждаемой поверхност и при разности температур ребер и воздуха в 1° Ц,
/ — длина ребер в сантиметрах, :
р— расстояние между ре рами в сантиметрах,
V — скорость потока воздуха в км/час.
Эта формула выведена на осно ании испытаний цилиндров имеющих
диаметры от 32 до 95 мм
с ребрами длиною от 16
до 41 мм и расстоянием
между ребрами от 4 до
19 мм.
Наилучшей формой ре-
бра для данного макси-
мального количества от-
водимого тепла и при
данном весе будет тре) -
сольная, имеющая слегка
вогнутые поверхности.
Однако простые треу-
гольные ребра лишь
слегка уступают вогну-
тым.
Наивыгоднейшие раз-
меры ребер зависят так-
же от теплопроводности
материала и от скорс-
сти охлаждающего воз-
духа.
Таблица 41 даег наи-
выгоднейшее соотноше-
ние размеров для алюми-
ниевых, стальных и мед-
ных ребер.
Для выбора правиль-
ной длины и шага (рас-
стояния между ребрами)
Фиг. 124. Размеры ребер охлаждения в зависимости ребер нужно и еть в
от диаметра цилиндра (по Ланчестеру). виду, что так как коли-
чества тепла, отдаваемого
ребрами дан! ой формы, изменяется пропорционально длине ребер, тогда
как вес ребер изменяется пропорционально квадрату длины при прочих
равных условиях, то большое число коротких ребер будет самым легким
охлаждающим устройством. С точки зрения охлаждения, однако, не сле-
дует слишком уменьшать шаг ребер, так как при малом шаге воздушны!
поток, протекающий между ребрами, будет не эффективен и охлаждение
будет недостаточным. Кроме того, сравнительно глубокие и тяжелые ребра
будут иметь большую прочность и сопротивляемость деформированию,
чем тонкие и короткие ребра.
171
Для литых ребер литейные трудности ограничивают м нимальные размеры
шага и сечения ребер; практически минимальный шаг ребер чугунных
или алюминиевых цилиндров для диаметра от 100 до 150 мм берется
около 8 мм, тогда как минимальная толщина у конца принимается
около 0,5 мм.
ТАБЛИЦА И
Размеры ребер охлаждения
Ширина основа- ния В в см Длина в см Теплопроводность в CGS единицах
Алюми- ний Сталь Медь Алюми- ний Сталь Медь
0,025 1,6' __ —
0,05 — — 2,3 —- — —
' Л 2,0 ' 1,1 3,3 — — —
0,2 2,9 1,5 4,8 0,38 0,10 0.90
0,3 3,5 1,8 — — — —
0,4 4,1 2,1 — — — —
0,5 4,5 2,3 — — — -— 1
Наименьшая допустимая толщина ребра у основания будет около одной
десятой длины ребра, так что для алюминиевого ребра длиною в 25 мм
толщина у основания будет 2,5 мм.
В стальном цилиндре, обрабатываемом из болванки, шаг с успехом может
быть сокращен до 6 мм при диаметре цилиндра в 75 мм.
Применяемые материалы
Чугунные цилиндры воздушного охлаждения теперь заменены стальными
с коэфициентом крепости в 60—70 кг/мм\ хромоникелевой сталью и алю-
миниевыми сплавами. В последнем случае стальная или чугунная букса
ввертывается или запрессовывается в алюминий, образуя, таким образом,
рабочую поверхность цилиндра, а клапанные седла и направляющие кла-
панов, выполняемые из чугуна или бронзы, или запрессогываются или за-
ливаются непосредственно в отливку.
Применение в стальных или чугунных цилиндрах отъемной алюминиевой
головки имеет большее выгоды, так как отвод тепла значительно улуч-
шается; производство стакана цилиндра значительно облегчается и упро-
щается'удаление нагара.
Алюминиевый сплав, содержащий от 8 до 12°/0 меди, был найден наи-
более подходящим для цилиндров воздушного охлаждения Коэфициент
крепости для литья этого сплава около 19 кг/мм* при нормальной темпе-
ратуре и падает, примерно, до половины этой величины при 180° Ц.
* D--. F. С. Lea, Aluminium AUovs For Aeroplane Engines, «Proc, Aeron. Society»
Nov. 1919.
175,.
Практическое применение воздушного охлаждения
развитию воздушного охлаждения бензиновых двигателей было уделено
много внимания благодаря широкому его Применению для авиационных,
мотоциклетных и (в меньшей степени) для автомобильных двигателей) про-
гресс развития двигателей воздушного охлаждения для автомобилей в
ближайшие годы вне сомнения.
В мотоциклах литраж одного цилиндра редко превосходит величину в
500 см3 для четырехтактного двигателя и 400 ел® для обычного двухтакт-
ного типа. Естественный обдув благодаря поступательной скорости машины
в большинстве случаев достаточен для охлаждения двигателя, но при не-
которых обстоятельствах, как например длительный подъем в гору на первой
скорости, естественное охлаждение может оказаться и недостаточным; при-
менение более мощных двигателей выявило недостатки естественного ох-
лаждения. Кроме того, новейшие двигатели имеют лучшую конструкцию
ребер охлаждения, чем до сих пор.
Еще в J.904 г. были сделаны успешные попытки применения вентилятор-
ного охлаждения мотоциклетных двигателей; для этого устанавливался вен-
тилятор на прилив картера и поток воздуха направлялся на наиболее на-
гретые части цилиндра, который в большинстве случаев был снабжен
ребрами. Воздух направлялся к головке цилиндра через воздухопровод
соответствующей формы.
Вероятно путем применения более эффективного вентилятора можно по-
лучить лучший результат на двухтактном двигателе, чем применяя только
большую поверхность ребер.
Другой метод для охлаждения небольших мотоциклетных двигателей со-
стоит в использовании энергии выхлопных газов инжекционным действием,
которым поток охлаждающего воздуха прогоняется с верха цилиндра вниз
чецез концентрическую внешнюю алюминиевую втулку. В этом случае вы-
хлопная труба располагается около узкого сечения насадка Вентури, соеди-
ненного с концентрической втулкой вокруг цилиндра.
Двигатели воздушного охлаждения больших размеров охлаждаются по-
средством вентиляторов или импеллеров, причем вокруг цилиндров для
соответственного направления воздуха устраиваются дефлекторы и направ-
ляющие. Вентил;тор может быть расположен спереди; в этом случае ци-
линдры будут находиться в потоке вентилятора, что является наиболее
выгодным.
Однако этим способом очень трудно получить равномерное охлаждение
цилиндров четырех- и шестици шндровых однорядных двигателей, так как
каждый цилиндр в этом случае заслоняет собой другой, сзади него нахо-
дящийся.
На V-образных 12-цилиндровых двигателях воздушного охлаждения с
шестью цилиндрами в ряд применяется система обтекателей и дефлекторов
с целью получения равномерного охлаждения всех цилиндров от потока
виата; несомненно, этот метод может быть применен и к меньшим автомо-
бильным двигателям.
Вентилятор может быть расположен и сзади двигателя на коленчатом
валу или вделан в маховик, так что воздух будет подсасываться через на-
правляющие соответственной формы, обдувая сначала наиболее нагретые
части ци шнпра.
176
Фиг. 125. Принцип охлаждений двигателя Франклин:
а—сечение цилиндра показывает радиальные ребра охлаждения в направляющей воздух втулке, Ь -
щит, с—диафрагма, d—верхний кожух, е—рама, /—вентилятор и нижний кожух.
Фиг. 126. ЧетырехцилиндровыН двигатель воздушною охлаждения.
12 Джоди, Автом. и авиац. двигатели.
177
Этот метод применен для охлаждения двигателя автомобиля Франклин.
Двигатель Франклин шестицилиндровый с диаметром цилиндра в 92 мм и
ходом 101,6 мм.
Каждый цилиндр этого двигателя имеет 56 стальных ребер, параллельных
оси цилиндра толщиною 1,6мм, глубиною 20 мм и длиною 204 мм. Каж-
дый цилиндр окружен обтекателем, тесно охватывающим концы ребер, как
показано на фиг. 125; и воздух прогоняется внутри обтекателя сверху
вниз вентилятором, диаметр которого равен 508 мм и ширина 100 мм. Вен-
тилятор расположен сзади двигателя. Средняя скорость охлаждающего воз-
духа между ребрами равна 29 км/час при 1200 об/мин и 37 км/час при
1800 об/мин двигателя.
На испытании, проведенном Гибсоном, этот двигатель дал 26,7 л. с. при
1200 об/мин с соответствующим Рв = 4,9 кг/см1", максимальная температура
цилиндра была 88° Ц. При 1400 об/мин двигатель развивал на короткий
период 30,3 л. с.
Интересно отметить, что в 1919 г. четырехместный автомобиль с двига-
телем Франклин совершил поездку на расстояние в 157 км на первой ско-
рости со средней скоростью 17,9 км/час. Автомобиль поднялся на гору
высотою 1917 м, имевшую конечный наклон в 27°/0.
Во время подъема двигатель не перегревался и после испытания чрез-
мерных износов или поломок обнаружено не было.
Фигура 126 иллюстрирует другой американский автомобильный двигатель,
охлаждаемый таким же способом, но в этом случае вместо вертикальных
ребер применялись медные шпильки.
Охлаждение мощных двигателей
Преимущества воздушного охлаждения над водяным заключаются в мень-
шем весе, в меньшей стоимости производства и свободе от замерзания. Эти
преимущества и являются причиной в применении воздушного охлаждения,
все больше и больше вытесняющего водяное охлаждение. Уже имеются
очень хорошо работающие автомобильные двигатели воздушного охлажде-
ния мощностью от 20 до 30 л. с.
Энергию выхлопных газов можно использовать на вращение турбины,
например типа Рато, которая в свою очередь будет вращать центробежный
вентилятор для охлаждающего воздуха; может быть применен и инжекци-
онный способ, о котором говорилось выше.
На фиг. 120 изображены типичные образцы алюминиевых цилиндров
воздушного охлаждения сравнительно больших размеров. Построенный одно-
цилиндровый двигатель воздушного охлаждения с диаметром в 178 мм и
ходом в 254 мм работал успешно.
На фиг. 127 и 128 даны изображения цилиндров авиационных двигате-
лей, сделанных один из стали с коэфициентом крепости 60 кг/мм1, а дру-
гой — из чугуна. Из этих изображений можно получить представление об
относительных размерах ребер охлаждения.
Охлаждение с помощью вентилятора
Объем воздуха, подаваемого вентилятором или пропеллером, почти
пропорционален скорости вращения если на пути нет никаких пре-
пятствий.
178
Фиг. 127. Стальной цилиндр ро-
тативного авиационного двига-
Фиг. 128. Чугунный цилиндр авиацион-
ного двигателя воздушного охлаждения.
Фиг. 129. Типичные стальные цилиндры.
12*
179
Однако, если рассмотрим охлаждение двигателя с помощью вентилятора,
то увидим, что ребра и направляющие воздух втулки тормозят протекание
воздуха, и испытания показали, что объем протекаемого воздуха пропор-
ционален числу оборотов в степени 0,85, тогда как отводимое количество
тепла пропорционально числу оборотов в степени 0,62.
Воздух, подаваемый вентилятором, должен быть так распределен, чтобы
максимальная температура цилиндра не превосходила 250—260° Ц; но на
короткий период наиболь-
шая допустимая температу-
ра может быть 280° Ц.
Скорость потока, давае-
мого вентилятором на пол-
ных оборотах двигателя
в спокойном воздухе для
цилиндров диаметром 50,
75 и 100 мм, соответствен-
но должна быть 32, 40 и
53 км/час, предполагая, что
цилиндры хорошо скон-
струированы, смазка до-
статочна и каждый цилиндр
свободно омывается пото-
ком воздуха.
Вопрос мощности, тео-
ретически необходимой для
охлаждения двигателя, рас-
смотрен выше в этой
главе; практически потреб-
ная мощность будет больше
теоретически определяемой
величины за счет сопро-
тивлений, ударов и других
вредных потерь.
Допустим, что 10,6 кал
тепла отдается в минуту
с поверхности, приходя-
щейся на 1 э. л. с., раз-
виваемую двигателем, и что
температура охлаждающе-
го воздуха увеличивается
на 15° Ц при проходе над
поверхностью цилиндров,
тогда легко вычислить, что
Фиг. 130. Разрез стального цилиндра ротативного
двигателя.
для охлаждения мотора на 1 л. с. в минуту необходимо 8 л/3 воздуха.
Теоретически необходимая мощность для скорости потока 48 км/час
будет 0,006 л. с. на 1 л. с. мощности двигателя; а если принять к. п. д.
вентилятора 0,4, то потребная мощность будет около 0,115 л. с. на
1 л. с. мощности двигателя.
* Не принимая во .нимапие к. п. д. вевтилятора.
180
Принимая же во внимание потери, о которых говорилось выше, получим,
что действительно потребная мощность будет составлять от 1/за до l/in
мощности двигателя и будет изменяться пропорционально квадрату
скорости охлаждающего воздуха. Например, при 96 км/час мощность, за-
трачиваемая на вентилятор, будет в 4 раза больше, чем при скорости в
48 км/час, или от 1’/5 до 1/19 л. с. на 1 л. с. мощности двигателя при
одном и том же перепаде температур.
Замеры мощности, поглощаемой вентиляторами, были сделаны Гибсоном
на 12-цилиндровом V-образном авиационном двигателе, имеющем чугун-
ные цилиндры с L-образной головкой. "<
При мощности двигателя в 140 л. с. скорость потека была 96 км/час,
и мощность, потребляемая вентилятором, была 9,25 л. с., т. е. около 1/1й
общей мощности двигателя.
При испытании пятицилиндрового радиального двигателя воздушного
охлаждения Enfield — Allday вокруг стальных цилиндров были устроены
обтекатели, которые давали возможность прогонять воздух в четырех на-
правлениях вокруг каждого цилиндра.
Благодаря такому устройству температура охлаждающего воздуха под-
нималась незначительно, так как воздух омывал лишь четверть окружности
цилиндра и в силу этого же вентилятор работал с большей отдачей.
При 1000 об/мин двигателя скорость обдува была 33 км/час и среднее
эффективное давление было 7,85 — 8,1 кг/см2’, максимальная мощность, по-
глощаемая вентилятором, была 0,6 л. с. (около */18 мощности двигателя
при этой скорости). Максимальная температура головки цилиндра была
216° Ц.
В случае трех цилиндрового радиального двигателя «Космос» воздушного
охлаждения, номинальная мощность которого около 12 л. с., — скорость
охлаждающего воздуха при 2000 об/мин была 64 км/час, и мощность, по-
глощаемая вентилятором, 0,95 л. с. Поверхность охлаждения этого двига-
теля была лишь 0,06 м/ на лошадиную силу, главным образом, за счет
верхнего расположения клапанов и более эффективного охлаждения.
Данные по охлаждению бензиновых двигателей
Суммируя данные, полученные ранее из теоретических рассмотрений по-
верхностного трения, мы имеем:
1) При скорости 15,2 м/сек и при разности температур 67° Ц на одну
лошадиную силу, эквивалентную отводимому теплу, необходимо 0,29 м*
поверхности охлаждения.
Для какой-нибудь другой скорости V м/сек и разности температур t° Ц
площадь радиатора А в м* будет:
2) Для обычных автомобильных двигателей естественный об.чув при
скоростях от 48 до 64 км/час вполне достаточен для охлаждения. Беря
15 м/сек как скорость естественного охлаждения, увидим, что на 1 л. с.
потребуется около 0,23 л2 поверхности радиатора. Эта величина согласуется
и с практическими результатами.
181
3) Мощность, поглощаемая (поверхностным трением) в охлаждении,-будет
около 0,0028 л. с. на 1 л. с. мощности двигателя.
Нижеприводимые данные получены из опытов и практики и собраны из
различных надежных источников.
Сопоставтение их с вышерассмотренными теоретическими данными даст
возможность, хотя бы и приближенно, разрешить некоторые проблемы по
отношению к новым типам двигателей внутреннего сгорания.
4) Количество отводимого тепла для авиационных и автомобильных дви-
гателей дано в табл. 42.
ТАБЛИЦА 42
Тип двигателя Количество калорий на 1 л. с., отводимых системой охлаждения в час Примечание
Водяного охлаждения Воздушного охлаждения рота- 630 Эти цифры велики. Нужно считать от-
тивный Воздушного охлаждения стацио- 730 дачу тепла в воду 16—17%, а не 24, как
нарный 685 в этом случае
5) Сопротивление обычного сотового радиатора по данным испытаний
в аэродинамической трубе:
Я = 0,003 Л У2,
где /? —сопротивление в килограммах для нормальной площади Ам? и
V — скорость потока в км/час.
Если У принято в м/сек, то
/? = 0,0388 Л У2.
Эти результаты справедливы для сотового радиатора, 75°/0 нормальной
площади которого открыты для прохода воздуха и сопротивление кото-
рого составляет; примерно, половину сопротивления нормальной пластинки,
равновеликой площади радиатора.
Испытания радиаторов глубиною 75— 125 мм дают формулу:
А“ = 0,0341 Л У2, где У—скорость в м/сек.
6) Действительная мощность, затрачиваемая на сопротивление радиатора,
вычисленная по последней формуле:
N=0,000455 Л У3,
т. е. действительная мощность, вычисленная по этой формуле в 7—10 раз
больше, чем мощность, вычисленная в предположении одного лишь поверх-
ностного трения.
7) Лобовое сопротивление радиатора зависит от его конструкции и его
положения на самолете. Хорошо сконструированный радиатор, помещенный
на носу фюзеляжа, дает почти вдвое больше сопротивления по сравнению
с радиатором со свободным выходом воздуха; по этой причине в скорост-
ных самолетах с моторами водяного охлаждения радиаторы помещаются
сбоку фюзеляжа или в центре крыла.
По мере открытия жалюзи носовой радиатор становится сравнительно все
хуже, так как количество протекающего воздуха увеличивается.
Автомобильные радиаторы
Проф. Дельби * провел испытания автомобильных радиаторов в аэродинами-
ческой трубе и на шасси, получив интересные результаты и практические
данные.
Перед ознакомлением с этими
результатами полезно будет крат-
ко рассмотреть примененный им
математический метод.
Вес воздуха W кг, протекаю-
щий через радиаторные трубки,
в секунду, будет:
W = у • А • V кг,
где у — плотность воздуха ъкг/м\
А — площадь прохода воздуха
через радиатор в л?,
V—средняя скорость в м/сек.
Тепло, уносимое воздухом при
проходе его через трубки ра-
диатора
Q, = Ср-'{-A-V'dT. кал/кг
в секунду,
где Ср — теплоемкость при по-
стоянном давлении, которую мож-
но принять равной 0,24.
Так как тепло Qlt уносимое
воздухом, должно быть равно
теплу Q2, отданному водой, на-
ходящейся между трубок, то мы
имеем:
.*----—Около 125мм->1
ХСЮСЖЖЖЖЖЖХЮО
-ОПОООООЮОООР'
схжхжюоооииооо
Фиг. 131. Секция испытанного радиатора.
Q^Q^G-dt^C^l-A-V-dT,
где G —вес воды, подаваемой помпой в секунду, и dt — перепад темпера-
туры воды.
При испытании dt и dT замерялись термопарами, Ср, ]',G и А — изве-
стны; следовательно, можно определить и V.
* «W. Е. Dal by, Heat Transmission and the motor Gar Radiator. «Proc, J. С. Е.»
1926—1927.
183
’ Результаты испытаний радиатора автомобиля Брукландс, имеющего пло-
щадь А = 0,154 ж'3, приведены на фиг. 132.
Ординаты между кривыми D и Е дают перепад температуры воздуха при
проходе его через радиатор.
Перепад температуры, прогоняемой через радиатор воды, был 4° Ц и оста-
вался почти постоянным в диапазоне скоростей автомобиля от 32 до 80 км/час.
Перепад температуры воздуха, проходящего через радиатор, оставался также
почти постоянным для того же диапазона скоростей и равен 9° Ц.
По этим данным можно вычислить тепло, отводимое при любой ско-
рости.
Так при
скорости 40 км/час число оборотов помпы было равно 1200
П00
ЮОО
900
800
700
600
70
60
50
40
30
20
10
число оборотов мотора С мин.
1135 1510
30 36.4 40 42 7 .50 53.6
66.8 70 76.3 80
скорости автомобиля в км/час.
Фиг. 132. Результаты испытаний автомобильного
радиатора.
и количество подавае-
мой воды равно 34,6 кг
в минуту. Плотность возду-
ха была равна 1,22 кг/л3.
Соответствующая сред-
няя скорость воздуха, про-
ходящего через трубки, вы-
численная по данной фор-
муле, равна 20,4 км/час.
Тепло, отводимое при этой
скорости, равно 139 кал
в минуту, или 13,2 л. с. в
секунду. Это эквивалентно
59,2 л. с. на 1 ла лобовой
площади радиатора при
скорости автомобиля в 40
км/час.
Для проверки были про-
изведены испытания радиа-
торов в аэродинамической
трубе, причем -испытыва-
лись как закапотированные
(сзади), так и открытые ра-
диаторы,
В аэродинамической тру-
бе рассеивание тепла ради-
атором было выше при
малых скоростях; но с уве-
личением скорости потока
разница уменьшалась и при 82 км/час результаты испытаний и в трубе
и на автомобиле были одинаковы.
В табл. 43 приведены величины отдаваемого тепла, полученные при
указанных скоростях.
Капот уменьшил отдачу тепла, примерно, на 50°/в при скорости в 32 км/час
и на ЗО°/о при 64 км/час по сравнению с открытым радиатором.
Отдача тепла с единицы лобовой площади быстро увеличивается при
увеличении количества циркулирующей воды до величины, примерно, 73 кг
в минуту на 1л'2 площади радиатора, при дальнейшем увеличении коли-
чества воды отдача тепла- увеличивается очень медленно.
184
ТАБЛИЦА 43
Результаты испытания радиаторов (Дельби)
Отдаваемое тепло с 1 м2 лобовой площади радиатора в л. с.
Скорость в км/час 20,4 40,2 48,3 64,4 82,0
Испытание на автомобиле Испытание в трубе закапотированного 23,7 72,2 88,3 134,5 180
радиатора 60,3 98 108,7 142 180
Так для скорости потока в 64 км/час отдача тепла быстро возрастает
до величины 17 л. с. при увеличении количества воды до 73 кг в минуту,
после чего отдача увеличивается лишь до 18 л. с. при увеличении коли-
чества воды до 975 кг на 1 м? площади радиатора в минуту.
Увеличение скорости воздуха увеличивает отдачу тепла при данном ко-
личестве протекающей воды.
Если при количестве циркулирующей воды в пределах от 73 до 975 кг
на 1 л2 лобовой площади радиатора в минуту отдача тепла изменяется очень
незначительно для данной скорости воздуха, то результаты, приведенные
в табл, 44, правильны лишь в этих пределах.
ТАБЛИЦА 44
Влияние скорости воздуха на отдачу тепла
Отвод тепла с 1м2 лобовой площади открытого
радиатора в аэродинамической трубе в л. с. . 107 140 183 537
Скорость воздуха в км/час ......... . 32 48 64 80
Сравнение различных радиаторов. Дельби испытал восемь раз-
личных типов радиаторов. На фиг. 133 показаны соответственно занумеро-
ванные секции этих радиаторов. Каждый из восьми радиаторов имел, пло-
щадь 0,093 л2 и глубину—120 мм. Количество прогоняемой через радиа-
тор воды поддерживалось постоянным в 72,5 кг в минуту и все результаты
были приведены к средней разности температур в 50° Ц. Температура вхо-
дящей в радиатор воды поддерживалось в 80° Ц.
На фиг. 134 приведены результаты этих испытаний, где отвод тепла
с единицы лобовой площади в лошадиных силах нанесен по скорости про-
ходящего через радиатор воздуха в км/час.
Кривые фиг. 134 ясно показывают превосходство типов радиаторов 1,
2, 3 и 4, т. е. сотовых и ленточных по сравнению с ребристо-трубчатами.
Простая шахматно-трубчатая система, показанная под № 8, очень плохо
отводит тепло и ее емкость составляет лишь */з от сотовой системы.
В аэродинамических трубах было проведено много испытаний радиаторов
различных типов для авиационных целей. Результаты этих испытаний опуб-
ликованы в английских и американских сообщениях.
Недостаток места не позволяет рассмотреть здесь результаты всех этих
испытаний, Испытанные радиаторы были сотовые с круглыми трубками
и имели лобовую площадь 0,093 зА
185
ПЛАН ПЛАН ПП£ц ПЛАН
Фиг. 133. Данные элементов автомобильных радиаторов, испытанных проф. Дельби.
Масштаб половина натурален величины
186
Испытывались радиаторы, собранные из:
1) трубок диаметром 10 мм и с отношением длины к диаметру 6,12
18, 20, и 24;
2) трубок диаметром в 7 и 15 мм с отношением длины к диаметру 12;
3) трубок с круглыми и шестигранными концами в каждом вышеуказан-
ном случае.
Влияние производственных отклонений было установлено испытанием:
4) шести новых радиаторов, изготовленных по одной и той же специ-
фикации (10 X 120 мм круглые трубки с шестигранными концами), а также
двух старых радиаторов.
При всех этих испытаниях замерялось сопротивление при скорости 64
и 96 км/час, отвод тепла при скоростях от 64 до 145 км/час и был про-
изведен весовой анализ радиаторов.
Тепловые испытания выбранных радиаторов были произведены при:
5) шторках типа chelsea (было выяснено и сопротивление последних):
6) радиаторе, повернутом вокруг вертикальной оси до 60°;
7) выяснении влияния трубы на результаты опытов.
Обшее заключение, сделанное из испытаний, состоит в том, что отво-
димое тепло может быть выражено как функция отношения площадей охла-
общая площадь охлаждения .
ждения, т. е. ---------------------- и сопротивление — как функция этого
лобовая площадь
отношения и диаметра.
Круглые концы лают лучшие результаты, чем шестигранные, главным
образом за счет меньшего сопротивления. Для трубок с одинаковым отно-
шением длины к диаметру при больших диаметрах получаются лучшие ре-
зультаты в отношении сопротивления. Производственные неточности дости-
гают 370- Шторки имеют сравнительно небольшое влияние на отвод тепла,
187
пока они не закрыты больше, чем наполовину; сопротивление шторок (при
10%120мм трубках) велико. Вращение радиатора вокруг вертикальной
оси до 55° увеличивает отвод тепла; максимальное увеличиние достигает
11’;% ПРИ 35° поворота.
Испытания показали, что радиаторы с шестигранными трубками несколько
лучше, так как они имеют большую площадь охлаждения и меньшую ем-
кость для одной и той же длины трубок.
Авиационные радиаторы
И в Европе и в Америке было проделано большое число исследователь-
ских работ по вопросам авиационных радиаторов.
Предметом большинства исследований было определение свойств радиа-
торных решеток, их качества по отводу тепла, лобового сопротивления,
мощности, поглощаемой охлаждением, и т. д. Эти исследования имели целью
выработать наиболее легкий и наиболее эффективный радиатор и опреде-
лить его наивыгоднейшее расположение на различных самолетах.
Для оценки всякого радиатора главными факторами являются лобовые
размеры, глубина и форма водяных и воздушных проходов, расположение,
материал и вид охлаждающей поверхности. Положение радиатора на самолете
определяет относительный воздушный поток через радиатор.
Влияние же других факторов, как плотность и температура воздуха,
температура воды и ее количество, протекающее в системе в единицу
времени, уже было рассмотрено.
Обычный метод испытания радиаторов на отдачу тепла состоит в том,
что радиатор соответственных размеров помещают в аэродинамическую
трубу, сечение которой или в три-четыре раза больше испытуемой модели,
или целиком заполняется радиатором, так что весь воздух протекает через
него.
Разница между этими двумя методами состоит в том, что в первом случае
поток воздуха вокруг радиатора частично обусловливается формой трубы
и, следовательно, в различных трубах могут быть различные результаты,
тогда как в последнем случае результаты выражаются в зависимости от
скорости воздуха через радиатор, которая не зависит от относительного
положения' радиатора и предметов его окружающих. Результаты, получен-
ные при испытании незаслоненного радиатора, значительно отличаются от
результатов испытания радиатора, помещенного или сбоку или на носу
фюзеляжа, или в крыло машины, так что более точным методом будет
определение свойств радиатора в зависимости от средней скорости воздуха,
проходящего через трубки или секции радиатора.
На фиг. 135 изображены результаты испытаний авиационного радиатора *
размер решетки которого показан на этой же фигуре. Испытанный радиа-
тор был глубиной в 127 мм, общая поверхность охлаждения была 6,2 л-?,
причем 92,1% поверхности омывалось водой, а 66,9% лобовой площади
представляло свободную площадь для прохода воздуха (в воздушные трубки).
Вес пустого радиатора был 10,4 кг. Емкость 2,45 кг воды.
Этот радиатор испытывался для применения в положении, при котором
поток воздуха около радиатора заслонялся другими предметами, находящи-
* Из сообщения № 43 «Synopsis of Aeronautic Radiator investigations» NACA
1920.
188
мися около него. Кривая «качества» дает величину отводимого тепла,
выраженную, в лошадиных силах (1 л. с. = 10,6 кал!мин), деленную на мощ-
ность, поглощаемую сопротивлением воздуха и затрачиваемую на поднятие
веса радиатора. На кривой нанесены «скорость свободного воздуха» для
внешнего относительного потока воздуха и количество протекающего
воздуха.
Отводимое тепло дано в лошадиных силах на 1 м* лобовой площади
ратиатора при разности температур между входящим воздухом и средней
температурой воды, равной 55,5° Ц.
Новейшие данные.
Условия, при которых работают авиационные двигатели, значительно
отличаются от автомобильных. Кроме того, что авиационный радиатор дол-
жен иметь минимальный вес и минимальную площадь при максимальной
охлаждающей способности, при его выборе нужно помнить, что авиаци-
онный двигатель водяного охлаждения должен удовлетворительно работать
на полном дросселе при тропических температурах, достигающих 40° Ц.
Далее, при подъеме машины на высоту мощность двигателя (не высотного)
й температура воздуха падают. Уменьшение плотности воздуха также должно
быть принято во внимание, так как это уменьшает эффективность радиа-
тора. К счастью, пилот имеет средства регулирования температуры охла-
ждающей воды посредством шторок.
С увеличением высоты точка кипения воды понижается, и следовательно,
мы имеем новый источник ограничения предела охлаждения.
18§
В настоящее время обычно все авиационные двигатели водяного охла-
ждения снабжаются водяной помпой с достаточной производительностью
для циркуляции по крайней мере до 68 л воды в минуту на каждые 100 л. с.
при сопротивлении системы в 0,15 ат кроме сопротивления в рубашках
при разрежении в 0,3 ат на всасывании у помпы и при температуре 80° Ц.
Зная температуры на различных высотах и точку кипения воды для
этих высот, можно построить график, дающий количественные результаты.
Такой график дает максимально возможные пределы охлаждения для раз-
личных высот. Эти пределы увеличиваются с высотой.
Допуская некоторую поправку на безопасность, можно построить график,
подобный изображенному на фиг. 136, дающий максимальный безопасный
предел охлаждени'я для различных высот в климатических условиях Англии.
В этом случае вычитались 3°Ц как поправка на безопасность.
Для других стран и широт
могут быть построены такие же
графики, если известно падение
температуры с высотой.
Для всякой максимальной зем-
ной температуры t° Ц безопасная
максимальная разность темпера-
тур Ltm или предел охлаждения
на уровне земли будет
^в1 = 100°Ц-(/ + 3) =
= 97°Ц — /°Ц.
Если кривая действительной
максимальной разности темпера-
тур, полученная при испытании
радиатора в полете, поднимается
выше безопасной максимальной
разности, то это будет служить
предостережением, что вода мо-
Фиг. 136. Безопасный максимальный предел
охлаждения для авиационных радиаторов.
жет закипеть в летний день, хотя возможно и не в день испытаний. Для
того чтобы быть уверенным в пригодности данного радиатора, сравнивают
кривые средних действительных и средних безопасных разностей темпера-
тур, и пригодность оценивается для высоты, на которой кривая действи-
тельной средней наиболее близка к кривой безопасной средней разности
температур. Кривая действительной средней разности температур получается
путем вычитания половины перепада температур в радиаторе из действи-
тельной максимальной рашости температур, и безопасная средняя разность
температур получается путем вычитания той же величины из безопасной
максимальной разности температур.
п безопасная средняя
Пригодность радиатора измеряется отношением: —=----------------£--------
действительная средняя
Это отношение на практике изменяется от 1,08 до 1,12 для удовлетвори-
тельных конструкций (фиг. 137).
Авиационные радиаторы подвергаются также испытаниям на гидравличе-
ское сопротивление. Для этого пропускают через радиатор воду под на-
пором вод. столба в 2,134 м и по падению напора при выходе судят о
190
гидравлическом сопротивлении радиатора. По отклонениям в этих величи-
нах можно определить, имеются ли в радиаторе местные сужения, полу-
чившиеся и оставшиеся незамеченными в производстве.
В типичном случае * радиатор площадью 0,298 м1 для самолета с .мотором
в 680 л. с. весил пустой 66 кг и с водой — 91,5 кг. Общая емкость сис-
темы была 78 л и емкость трубок радиатора была 3,8 л на 0,093 м1 (41 л на
1 л?) лобовой площади радиатора.
Количество протекающей через радиатор воды под напором водяного
столба в 2,134 м было 511 л в минуту.
Другое испытание, применяющееся теперь для радиаторов — выделение
паров. Это испытание указывает сколько воды теряется из системы, когда
температура по невнимательности поднялась выше точки кипения. Резуль-
таты этого испытания служат также для указания, достаточна ли емкость
резервного бака, помещающегося
над цилиндрами.
В вышеразобранном примере ем-
кость резервного бака до рабочего
уровня была 23,2 л, а воздушное
пространство над рабочим уровнем
5,65 л, емкость нижнего бачка
радиатора 6,22 л, емкость трубок
14,6л и емкость верхнего бачка
радиатора была 4,55 л.
Необходимое количество резерв-
ной воды дается отношением:
или
11'=[1+тет]4'55/
W^^-л
350 '
где —нормальная мощность дви-
гателя и D — максимальная продол-
Фиг. 137. Кривые для оценки пригодности
радиатора.
жительность полета в часах.
Метод проведения этого испытания состоит в том, что двигатель рабо-
тает на земле до тех пор, пока температура выходящей воды не достигнет
60° Ц; затем число оборотов двигателя доводится до 75®/0 от нормального
и остается постоянным до начала кипения и в продолжение его; в течение
последнего периода делается отсчет температуры и потери воды.
Труба достаточно большого диаметра, длиною, примерно, в 5 м, соеди-
няет отверстие резервного бака с измерительным сосудом; таким путем
определяется потеря воды. Емкость системы в холодном состоянии изме-
ряется до начала опыта, и количество испарившейся воды замеряется коли-
чеством воды, необходимой для заполнения системы (холодной) до перво-
начального уровня в баке после опыта. г
Труба, соединяющая резервный бак с системой, испытывается давлением,
создаваемым в течение кипения в баке (обычно 0,7—1,4 м водяного столба).
* R. I. Р е п п, Aero Engine problems in Flight, «Aeron. Soc. Journ.» Nov. 1928.
191
Влияние количества протекающей воды
Эксперименты, проведенные для определения влияния количества про-
текающей воды, показывают, что при малых количествах протекания от
О до 19,5л в минуту на 0,1 м9 площади сечения радиатора отдача тепла
с 0,1. м* быстро возрастает от 0 до 27 л. с. Изменение количества проте-
кающей воды в пределах от 19,5 до 14,5 л в минуту на 0,1 л? площади
сечения радиатора практически не оказывает влияния на количество отво-
димого тепла. Небольшое увеличение в этом диапазоне количеств проте-
кающей воды выражается лишь в 3—4 л. с. отводимого тепла.
Эти результаты, подтверждаемые и другими испытаниями, показывают,
что имеется определенный предел скорости протекания, выше которого
итти нет смысла.
Температура входящей воды не должна быть близка к температуре ки-
пения. Перепад температуры воды будет уменьшаться с увеличением количе-
ства протекающей воды, и следовательно, средняя температура воды будет в
этом случае также выше.
Из этого можно сделать заключение, что скорость протекания 1—2,0 л
в минуту на 1л. с. отводимого тепла даст удовлетворительные результаты;
последняя величина предпочтительнее, если гидравлическое сопротивление
радиатора будет доведено до минимума.
Влияние плотности и температуры воздуха
Количество отводимого тепла уменьшается пропорционально плотности
воздуха при прочих равных условиях. Для авиационных целей необходимо
принимать во внимание вли-
яние высоты на свойства
радиатора.
Температура воздуха па-
дает, примерно, до высоты
12 000 л/, так что резуль-
таты у поверхности земли
должны быть исправлены
при применении их для
высот.
Для того чтобы учесть
плотность воздуха, нужно
количество протекающего
воздуха(фиг. 135) умножить
на относительную плот-
ность, т. е. на отношение
плотности воздуха на вы-
соте к земной плотности,
принятой равной 1,2 кг/м9.
Исправление температуры производится умножением результата на тем-
пературную поправку; эта поправка есть отношение разности температур
(воздуха и воды) на данной высоте к разности их на земле; последнюю
разность можно принять равной 55° Ц.
192
На фиг. 138 нанесены средние поправки на плотность и температуру
воздуха до высоты 11 500 м.
Отводимое на какой-нибудь высоте тепло получается умножением ко-
личества протекающего через радиатор воздуха на земле на фактор плот-
ности, соответствующий данной высоте; затем по графику испытания ра-
диатора (фиг. 135) находят отводимое тепло при разности температур в
55° Ц и результат умножают на температурную поправку; полученная ве-
личина даст отводимое тепло на данной высоте.
Лобовое сопротивление радиатора получается умножением сопротивления
на земле на относительную плотность (фактор плотности).
Мощность, поглощаемая на какой-нибудь высоте, дается отношением
AZ поглощаемая = (лобовое сопротивление -|-
вес (наполненного)
скорость ж/сек
" 75
где А/110ГЛ — поглощаемая мощность на 1 м2 лобовой площади радиатора,
R —лобовое сопротивление в /гг/л? лобовой площади,
G —вес радиатора с водой в кг/м2 площади,
г — отношение (качество самолета),
V —скорость воздуха в м/сек.
Общие результаты испытаний радиаторов
Ниже приведены суммарные результаты испытаний радиаторов, проведен-
ных в NACA. *.
1. Количество протекающей через радиатор воды должно быть достаточно
велико, чтобы обеспечить турбулентный поток. Для большинства решеток
это количество должно быть выше 9 л в минуту на 25 мм глубины и
300 мм ширины решетки.
2. Количество отводимого тепла практически постоянно для скоростей воды
выше 9 л в минуту на 25 мм глубины и 300 мм ширины секции. Средняя
температура слегка увеличивается с увеличением скорости воды, если тем-
пература входящей в радиатор воды ниже точки кипения.
При количестве воды, равном 1 л. на 1 л. с. отводимого тепла, будем
иметь перепад температуры воды через радиатор, равный 11° Ц, или средняя
температура воды в радиаторе на 5,5° ниже температуры входящей воды.
Если же количество протекающей воды увеличить до 2 л на 1 л. с. отво-
димого тепла, то перепад температур будет 5,5е Ц, и средняя температура
будет на 2,8° Ц выше, чем в предыдущем случае.
Дальнейшее увеличение количества протекающей воды не даст большего
чем 2—3°Ц увеличения и может повести к значительным потерям мощ-
ности в помпе.
2,0 л в минуту на 1 л. с. отводимого тепла можно рассматривать- как
желательное количество протекающей воды, но для относительно длинного
* Report № 63. National Adv. Comm. for. Aeronautics, 1920.
13 Д ж о д ж, Актом. авиац. двигатели.
193
И узкого радиатора может оказаться необходимым уменьшение этого ко-
личества до 1 л в минуту на 1 л. с. отводимого тепла.
3. Давление, необходимое для создания' потока воды, обычно равно раз-
ности между давлением паров воды и внешним давлением воздуха. Эта
разность давлений может быть лишь равна 0,35 кг/см*-, сопротивление ра-
диатора проходу воды может значительно ограничить возможный поток,
если ячейки сделаны недостаточно широкими.
4. Для радиатора, помещенного на носу фюзеляжа, количество проте-
кающего воздуха в кг/сек на 1 м2, площади радиатора можно принять от
0,12 до 0,21 скорости машины в км/час в зависимости от капота и мас-
кирующего влияния пропеллера.
Для радиатора, помещенного в крыле, количество протекающего воздуха
зависит от угла атаки крыла; но оно вероятно будет не больше 0,03 ско-
рости машины в кт/час даже при наивыгоднейшем угле подъема. Трубки
в этом случае находятся под некоторым углом к относительному потоку,
что значительно увеличивает передачу тепла.
5. В случае незаслоненного радиатора лобовое сопротивление, следева-
тельно, и качество решетки радиатора может бытъ отнесено к радиатору
в целом; решетка в этом случае должна иметь гладкие, прямые проходы,
свободный вход и выход для воздуха и большую свободную площадь. Ка-
чество такой решетки увеличивается с глубиной ее до отношения последней
к диаметру трубки, равному двадцати *.
6. Передача тепла есть функция количества протекающего воздуха и не-
зависима от плотности. Передача тепла, примерно, пропорциональна коли-
честву протекающего воздуха для решетки, имеющей охлаждающую по-
верхность, непосредственно омываемую водой. Если же в решетке имеется
значительная охлаждающая поверхность, водой непосредственно не омывае-
мая, то передача тепла при увеличении скорости оастет менее быстро, чем
растет количество протекающего при этом воздуха.
7. Передача тепла пропорциональна разности между температурой входя-
щего воздуха и средней температурой воды. Для вычисления качества обычно
разность температур принимается равной 55° Ц.
8. Свойства металла не влияют сколько-нибудь значительно на передачу
тепла, если поверхность охлаждения непосредственно омывается водой.
Если же применяются ребра или другой вид охлаждающей поверхности, водой
непосредственно не омываемой, то теплопроводность металла имеет значение.
9. Передача тепла до некоторой степени увеличивается посредством значи-
тельного увеличения лобового сопротивления путем выполнения проходов
или в виде спирали, или другим образом для увеличения турбулентности
воздушного потока. Передача тепла больше для гладких стенок трубок,
чем для шероховатых, и если поверхность шероховата, то необходимо
покрывать ее слоем более или менее устойчивой краски.
10. Лобовое сопротивление решетки изменяется, примерно, как квадрат
скорости свободного воздуха; в большинстве случаев показатель несколько
меньше чем 2.
И. Лобовое сопротивление зависит от постоянства массы протекающего
воздуха, и если что-нибудь преграждает путь воздуху через решетку, то
лобовое сопротивление увеличивается.
* Это было пределом для испытанных радиаторов.
194
12. Лобовое сопротивление изменяется пропорционально плотности воз-
духа при данной скорости и обратно пропорционально плотности его при дан-
ном количестве протекающего воздуха.
13. Лобовое сопротивление значительно увеличивается, если имеются не-
ровности (выступы, выемки) ичи отверстия в стенках трубок.
14. Лобовое сопротивление на единицу площади (мл) почти не зависит
от размеров решетки в пределах испытанных, именно: 200><200 мм,
400 X 400 мм и 300 X 600 мм.
Мощность, расходуемая на охлаждение ротативных моторов
Известно, что ротативные авиационные двигатели затрачивают значитель-
ную часть их мощности на вихревые потери, и с точки зрения эффектив-
ности системы охлаждения эти по- .1е лс
тери значительно больше, чем тео-
ретически подсчитанные. Главная
причина, почему мощность, затрачи-
ваемая на охлаждение, ср авнительно
велика, состоит в том, что поверх-
ность цилиндра и ребра охлаждения
не обтекаемы по форме, вследствие
чего поток воздуха значительно
закручивается и как охлаждающая
среда будет не столь эффективен; •
а поэтому значительная часть мощ-
ности, затрачиваемой на сопротив-
ление, непосредственного отношения
к охлаждению не имеет.
Испытания ротативного двигателя
Гном 50 л. с. показывают, что вих-
ревые потери составляют 8 л. с., из
коих по крайней мере 4 л. с. при-
ходится на долю ребристой части.
Вихревые (Windage) потери, таким
образом, составляют 16 % от раз-
виваемой мощности.
Общая поверхность охлаждения
50-сильного Гнома около 1,5 м2 и
средняя температура стенок на
200° II. выше температуры атмо-
сферного воздуха.
Вычисления показывают, что мощ-
ность, затрачиваемая на поверхност-
ное трение, при скорости 64 м/сек
равна 2,4%, т. е. составляет лишь небольшую часть оощих вихревых по-
терь (16%).
На фиг. 139 нанесены кривые поглощаемой сопротивлением воздуха
мощности для трех ротативных двигателей, .испытанных в Адмиралтействе
при различных числах оборотов.
Двигатель № 1 был Гном 80 л. с., развивавший на тормозе 70 л. с. при
195
1150 об/мин. Этот двигатель 7-цилиндровыЙ, имеющий диаметр 120 Мм,
ход—-140 мм и степень сжатия s = 3,8.
Двигатель № 3 был 9-цилиндровый 100-сильный Гном Моносупащ имею-
щий диаметр 110 мм, ход—150 мм и степень сжатия е = 4,9.
Двигатель № 23 был 9-цилиндровый 100-сильный Клерже, диаметр ко-
торого 120 мм, ход—160 мм и степень сжатия е = 4,1.
Табл. 45 дает отношение между вихревой мощностью и общей мощ-
ностью, развиваемой двигателем при различных скоростях.
ТАБЛИЦА 45
Вихревые потери ротативных авиационных двигателей
Тип двигателя Ne Об/мин п Вихревые потери Процент * общей мощ- ности
80 Гном 60 1150 11 14,5
100 Гном (Моносупап) 105 1200 14 11,8
НО Клерже 108 1200 20 15,6
Температуры воды и воздуха
Для двигателей водяного охлаждения имеют существенное значение:
а) разность температур воды и воздуха и
б) перепад температуры воды.
Максимальная температура воды — ее точка кипения, именно 100° Ц, но
поскольку точка кипения зависит от барометрического давления или высоты,
то она будет ниже на больших высотах.
Максимально допустимая температура воды для автомобильных двигателей
от 88 до 93° Ц, а максимальную температуру ьоздуха на уровне земли можно
считать 27° Ц.
К счастью, температура воздуха с высотой уменьшается, так что более
низкой точке кипения соответствует и более низкая температура воздуха.
Максимальная разность температур между водой и воздухом для двигателя
водяного охлаждения достигает 60—67° Ц.
В табл. 46 даны температуры кипения воды и средние годовые темпера-
туры воздуха для высот от 0 до 90U0 м включительно. Эти цифры дают
представление об условиях охлаждения авиационных двигателей.
Из таблицы видно, что разность с высотой увеличивается и поэтому
радиаторы современных самолетов снабжаются шторками. На высоте эффек-
тивность охлаждения будет меньше вследствие уменьшения плотности воз-
духа, но это уменьшение не уравновешивает другие факторы. Перепад
температур воды не должен быть выше 22° Ц. В среднем перепад должен
быть 11°Ц.
Среднюю температуру воды можно принять от 77 до 88° Ц, средняя раз-
ность температур воды и воздуха (принимая температуру воздуха в 27° Ц)
будет 50 —60°Ц.
* Общая мощность — Ne вихревая мощность.
195
ТАБЛИЦА 46
Разность температур с высотой
Высота в м Точка кипения воды °Ц Средняя * температура воздуха в °Ц Разность в °Ц
0 100 9 91
1500 95 3 92
3000 90 — 4 94
4500 86 — 14 100
6000 80 — 24 104
7500 77 — 36 113
9000 72 — 44 116
Количество циркулирующей воды
Количество воды, необходимое для хорошего охлаждения двигателя, будет
зависеть от количества тепла, отдаваемого в воду, и от допустимой разно-
сти температур на входе и выходе из системы.
Если Q —количество тепла, отводимого в минуту в калориях,
tx—-температура входящей воды,
— » выходящей воды,
тогда Q = Q' — где Q'~ количество воды в килограммах,
или Q'— ® ,
г2 —
Пример. Вычислить приблизительно количество воды для отвода 4-Ол с ,
1 л. с. ч. эквивалентна 632 кал.
Следовательно, количество отводимого тепла в минуту будет
40-632 ,оо
. —= 422 кал.
60
Допуская максимальный перепад тем пера п р 14° Ц, получим необходимое
количество воды в кг!мин'.
Q' = 30 кг.
14
Для авиационных двигателей благодаря значительно боль им скоростям
воздуха радиатор может быть сделан меньше и легче соответственно мень-
шим количествам охлаждающей воды.
. Цифры в табл. 47 дают практические величины для авиационных двига-
телей.
* Это средние величину,
ТАБЛИЦА 47
Тип самолета Диапазон скоростей в км/час Вес охлаждающей воды на 1 л. с. в кг
Одноместный Двухместный с двигателем 300 л. с. . . Большой пассажирский Учебный двухместный меньше чем 100 л. с. 96—240 80—200 72—177 64—144 от 0,045 до 0,113 » 0,091 » 0,158 » 0,136 » 0,226 » 0,181 » 0,272
Фиг. 140. Типы радиаторных секций.
Количество воды в резервном или верхнем баке достаточно точно дается
эмпирической формулой:
Ne-D
? = ~350~ Л'
где D—-продолжительность полета в часах.
При проектировании водяной системы выгоднее дагь достаточно быструю
циркуляцию; это лучше всего может быть объяснено на примере,
198
Если Q —количество тепла в калориях, отводимое в минуту, и Q' —общее
количество воды, прогоняемое через систему в минуту, то
Tji — ^1)»
т. е. равно перепаду температуры воды
или
Если ^ — максимально допустимая температура воды, то средняя темпе-
ратура равна
1 __h—h I _______Q
“ 2 ™ 2Q' ’
т. е. чем больше количество циркулирующей воды в минуту, тем выше
средняя температура воды и, следовательно, тем больше разность темпера-
тур воды и воздуха.
Как было сказано ранее, площадь охлаждения радиатора будет меньше
при большей разности температур воды и воздуха, и следовательно, при
более быстрой циркуляции воды потребуется меньший радиатор.
Далее, более высокая средняя температура воды будет соответствовать
болев высокой температуре рубашки и более высокой температуре стенок
цилиндра, что ведет к увеличению к. п. д. и к экономии горючего.
Веса радиаторов
Вес обычного сотового радиатора, сделанного из медных трубок толщи-
ною 0,25 мм и имеющего водяные промежутки от 0,75 до 1,5 мм шири-
ной, будет, примерно, 1,7 кг/м1 поверхности.
Вес воды на 1 м- поверхности будет 0,975 кг, так что для решетки,
заполненной водой, вес на 1.лг2 поверхности можно принять равным 2,68 кг.
ТАБЛИЦА 48
Вес авиационных радиаторов
Тип радиатора Тип самолета Вес радиатора на 1 л. с. без воды в кг
Сотовый носовой 300 л. с. двухместный, скорость 80—185 км!час. . . 0,11—0,20
Сотовый выдвижной, сбоку фюзеляжа 200—300 л. с. Быстроходный разведчик 96—240 км/час 0,07—0,13
Сотовый носовой Двигатель ниже 100 л. с. Тихоходные самолеты . . . 0,18—0,27
Радиатор в крыле Самолеты от 200 до 350 л. с. 88—200 кт/час. . . 0,07—0,13
199
Вес остальных частей радиатора будет около 1,22 кг на 1 м2 поверхности.
Обший вес, следовательно, будет 319 кг на 1 лг поверхности и, прини-
мая 0,278 л2 на 1 л. с., получим вес радиатора в 1 и на 1л. с.
Б этот вес не входят веса рубашек цилиндров, трубопроводов, помпы и
воды, в них содержащейся.
Вес авиационных сотовых радиаторов значительно ниже, чем автомобиль-
ных. Вес трубчатой решетки около 1,22 кг и вес содержимой воды 0,73 кг
на 1 м2 поверхности, т. е. общий вес будет 1,92 кг на 1 л/2 поверхности.
Поскольку для авиационного радиатора скорость охлаждающего воздуха
значительно выше, площадь радиатора на 1 л. с. будет меньше; нй
практике она достигает 0,093 л2 на 1 л. с., следовательно, вес радиатора
с водой будет, примерно, 0,18 кг на 1 л. с.
Данные, приведенные в табл. 48, взяты из авиационной практики.
Паровое охлаждение
Было сделано много попыток по улучшению обычного водяного охлаждения,
заслуживающих внимания; среди них известны применение охлаждающих жид-
костей с точками кипения более вы-
сокими, чем для воды, и применение
системы, известной под названием па-
рового или испарительного охлаждения.
Если принять перепад температуры
воды при проходе через двигатель в
11° Ц, тогда каждый килограмм воды
системы охлаждения снимает 11 кал
тепла. А так как для испарения 1 кг
воды необходимо 539 кал, то ясно,
что, если тепло от стенок цилиндра
отводить путем превращения воды в
пар, то потребуется значительно мень-
шее количество воды; получающийся
же пар может быть сконденсирован и
применен снова.
В отношении влияния парового ох-
лаждения на работу двигателя с точки
зрения индикаторного и механического
к. п. д. было показано, что наиболее
подходящей температурой будет про-
межуточная между возможными при
водяном и воздушном охлаждениях,
двигателя водяного охлаждения «Сид-
[80
.,170
| 160
5____
Наиболее нагретая часть головни
Седло выхлопного клапана
§ Опыты проф. Гибсон на цилиндре
0-ля Армстронг Сиддлей. I
1130
1120
ПО
Точка головки наполова'нв.
100
Г
8 МО
i Температура воды в
50 60 70 80 90 100
Фиг 141. Температура цилиндра при
разных температурах воды.
Проф. Гибсон * провел испытания
длей» для определения температур различных точек головки цилиндра
при повышении температуры охлаждающей воды до точки кипения.
Результаты его испытаний, приведенные на фиг. 141, показывают, что
хотя температура сравнительно холодных частей цилиндра и увеличивается
при приближении температуры охлаждающей воды к точке кипения, но
температура точки между седлами выхлопных клапанов падает. Падение
* Proc. Inst. Meeh. Engrs. (De?. 1923).
200
температуры наиболее нагретой части головки цилиндра еще бо'лее оче-
видно.
При практическом применении этого рода охлаждения необходимо обес-
печить достаточную подачу воды ко всем частям цилиндра, чтобы предуп-
редить образование паровых мешков путем установки соответственной цир-
куляционной помпы и конденсатора; откуда пар уже в виде воды мог бы
вновь возвращаться в рубашки цилиндров.
Система Рашмора (Rushmore)
В системе парового охлаждения Рашмора, применяемой на некоторых
американских бензиновых автомобильных и стационарных двигателях, обра-
зовавшийся пар подводится ко дну автомобильного радиатора, откуда, под-
нимаясь в пространство, имеющее внутренние ребра, он конденсируется.
Наверху радиатора помещается редукционный клапан во избежание повы-
шения давления в системе.
Сконденсировавшаяся вода возвращается из нижнего бака радиатора
шестеренчатой помпой небольшой емкости к головке цилиндра.
В системе Рашмора нет сепаратора, отделяющего пар от воды, но со-
ветуется при применении системы для воздухоплавания и для стационарных
двигателей подобные устройства устанавливать.
Хотя естественная циркуляция воды конвекционным путем может’быть
и удовлетворительна, все же желательно устанавливать циркуляционную
помпу, чтобы обеспечить постоянный контакт воды со стенками рубашки.
Возможно также, что возникнет необходимость применения специальной
формы радиатора для того, чтобы получить наилучшую конденсацию и из-
бежать образования воздушных мешков. В этом отношении треугольная
форма с баком у основания и отверстием для выхода воздуха в верхнем
патрубке представляет определенные выгоды.
Схема системы парового охлаждения Рашмора изображена на фиг. 142.
Верхнее выходное отверстие двигателя, вместо того, чтобы быть соединен-
ным с верхом радиатора, соединяется с нижним баком около точки, из
которой вода входит в линию, ведущую к помпе. Пар поступает в располо-
женную на дне нижнего бака трубу, имеющую несколько небольших от-
верстий для лучшего распределения пара по ширине радиатора.
Вместо обычной центробежной помпы в системе Рашмора применяется
шестеренчатая для создания большего напора, чтобы заставить воду итти
через верхнюю трубу. Шестеренчатая помпа более эффективна, чем центро-
бежная, и гонит пар по мере его образования из цилиндрового блока в ра-
диатор. При центробежной помпе образование пара вокруг выхлопных кла-
панов и свечей, раз оно началось, создает такое возмущение, что причиняет
значительную трудность нормальному течению воды и даже может повлечь
обратное течение воды терез помпу. Действительное количество воды, по-
даваемое шестеренчатой помпой при паровом охлаждении, значительно
меньше, чем при водяном охлаждении, и часто достигает величины лишь
20°/в последнего.
Это объясняется тем, что при паровом охлажпении перепад температуры
даже при температуре входящей воды в 88° Ц значительно больше, чем
при водяном, и температура на выходе может достигать 110° Ц. Повыше-
ние температуры воздуха, проходящего через радиатор, в этом случае так-
201
фиг. 143. Схема системы Рощмора,
Фиг. 144. Схема экспериментальной установки охла-
ждения дирижабельного двигателя.
же значительнее, чем при водяном охлаждении благодаря более высокой
температуре содержимого радиатора.
Верхняя часть радиатора не заполнена водой и служит как конденсатор.
Если паровую линию присоединить ко дну обычного радиатора и сзади
поместить мощный электрический вентилятор, то пар не будет проходить
наверх. Если же поток вентилятора будет отклоняться от радиатора,
то в тот момент, когда обдув радиатора прекратится, пар из трубы стре-
мительно пойдет вверх, и это явление прекратится, как только поток воз-
духа вновь будет направлен на радиатор. В некоторых американских опы-
тах* с системой Рашмора при температуре выходящей воды 107° Ц детонации
или местных перегревов замечено не было и двигатель работал значительно
мягче, ровнее, чем при водяном охлаждении с температурой выходящей
воды 88° Ц.
Стенки цилиндров имели
более ровную, хотя и более
высокую температуру, кро-
ме того, при паровом ох-
лаждении имеется большая
площадь подогрева свежей
смеси и времени на испа-
рение топлива также боль-
ше, ибо стенки цилиндра
в данном случае выполняют
роль подогревателя.
В связи с применением
парового охлаждения для
дирижаблей был испытан
с удовлетворительными ре-
зультатами двигатель Роллс-
Ройс «Хаук» 90 л. с.
На фиг. 144 изображена
схема, применявшаяся в
опытах с этим двигателем.
Рубашки цилиндров и помпа
были оставлены прежние,
выходные патрубки из цилиндров также не изменялись, но верхний водяной
сборник был несколько увеличен. Внешняя водяная и паровая системы, од-
нако, были сделаны таким образом, что пар легко мог отделяться от воды.
Двигатель развивал ту же самую мощность и работал на тех же расходах,
что и при обычном водяном охлаждении. Другие двигатели, с тех пор
испытанные, также работали при испарительном охлаждении без каких-ни-
будь дефектов или потери мощности.
Паровое охлаждение двигателей дирижабля R-101
На фиг. 145 показана схема охлаждения, которая была применена для
охлаждения дизелей дирижабля R-101. Циркуляция воды в системе пока-
зана стрелками. Из цилиндровой головки пар идет к сепаратору, который
* J, В, Fisher, One Hundred Tor-Miles ter Gallon «Journ. S. А. Е.» (Aug. 1923).
2Q3
снабжен указателем уровня воды В, затем пар отводится через А к кон-
денсатору, которому придана форма матерчатых патрубков в оболочке дири-
жабля; благодаря такому устройству сопротивление движению пара не уве-
личивалось. Каждый из треугольных сотовых радиаторов имел предохра-
нительный клапан, установленный на давление 0,14 кг]см* для выпуска
пара при неподвижном дирижабле, когда конденсация может быть недоста-
точной .
Фиг. 145. Паровая система охлаждения дизелей дирижабля R-I0I.
Треугольные радиаторы были помещены достаточно высоко для того,
чтобы сконденсировавшаяся вода самотеком стекала в резервный бак и затем
в двигатель.
Ко дну радиатора была прикреплена помпа, приводимая электромотором
для возвращения сконденсированной воды и для поддержания давления
несколько ниже атмосферного, чтобы обеспечить течение пара из двигателя
через длинные трубопроводы, необходимые в дирижабле.
Крыльевой радиатор для конденсации пара
Дальнейшим развитием парового охлаждения является применение крыль-
евого радиатора для конденсации пара. Результаты испытаний в аэродина-
мической трубе крыльевых радиаторов, представляющих часть крыла перед
передним лонжероном, показали возможность значительного отвода тепла.
Охлаждение на единицу поверхности этой конструкции радиатора было
на 60% больше, чем у радиатора, расположенного вдоль всей дужки крыла.
Радиатор практически себя оправдал; никаких затруднений при запуске дви-
гателя не было,
204
Охлаждение высококипящими жидкостями
Возможность применения охлаждающих жидкостей, отличных от воды,
часто служила предметом исследований. Качества, предъявляемые к жидко-
сти для целей охлаждения двигателей, следующие: точка кипения должна
быть' выше, а точка замерзания ниже, чем для воды; сравнительно высокая
температура вспышки, высокая теплоемкость, хорошая смачиваемость поверх-
ностей, жидкость не должна действовать на материал, с коим вступает
в контакт, и не должна разлагаться при высоких температурах. Результаты
различных испытаний, проведенных американским воздушным корпусом с
охлаждением авиационных двигателей Кертис D-12 и Кертис Конкуерор
этиленгликолем, опубликованы в статье Франка в журнале «S. А. Е.» за
октябрь 1929 г. В этой статье указано, что при охлаждении - двигателя
жидкостью при высокой температуре обычно теряется до 3°/0 мощности,
но зато'значительную выгоду представляют уменьшение расхода горючего,
уменьшение размера радиатора, количества охлаждающей жидкости и,
следовательно, веса всей установки двигателя.
Практические трудности, отмеченные во время этих опытов, были: течь
этиленгликоля из рубашки в нижнем соединении стакана с блоком, что
заставило сделать новое уплотнение, состоящее из дюралюминиевого кольца
и резиновой прокладки *.
Масляное охлаждение двигателей
Хорошо известно, что смазка уносит определенное количество тепла от
поршня и стенок цилиндра и, хотя в меньшей степени, от картера.
В более ранних конструкциях мотоциклетных двигателей смазочное масло
играло очень важную роль в системе охлаждения цилиндра, но расход масла
был настолько велик, что практическое применение такого охлаждения не
оправдывалось. Тем не менее в настоящее время имеется достаточно эффек-
тивная масляная система охлаждения цилиндров мотоциклетных и небольших
автомобильных двигателей, известная под названием системы Брадшау (Brad-
shaw).
В двигателе Брадшау букса цилиндра вставляется в цилиндрический блок,
отлитый зацело с картером, причем между буксой и блоком имеются цилин-
дрические каналы, образующие камеру охлаждения. Масло для смазки и
охлаждения заливается в колодец картера, как в обычном автомобильном
двигателе, хотя в этом случае объем колодца значительно больше, чем в
обычном двигателе. При работе двигателя масло из колодца шестеренчатой
помпой подается через сетчатый фильтр к верхнему цилиндрическому каналу
вокруг буксы цилиндра. Масло затем стекает вниз через отверстие в нижней
части камеры охлаждения и попадает на коленчатый вал для смазки под-
шипников, а затем и цилиндров; далее оно стекает, как обычно, в масляный
колодец.
Цилиндрическая букса делается из чугуна, а голивка, имеющая ребра,
из алюминиевого сплава; поршень применяется также алюминиевый. Клапаны
* Во время экспериментов по охлаждению этиленгликолем двигателя Конкуерор
было отмечено протекание этиленгликоля через резьбу стакана в камеру сгорания,
и по последним сведениям это заставило фирму Райт переделать конструкцию цилин-
дра, сделав стакан с донышком, как у двигателя D-12. Прим. пер.
205
расположены сверху. Этот двигатель дал хорошие результаты в эксплоатации,
работая без перегрева и с малым расходом масла. Одноцилиндровый двига-
тель, имевший диаметр 68 мм и ход — 95 мм, весил 24,5 кг и работал
при расходе масла 1 л на 1060 км. Объем колодца был 1,5 л.
Масляное охлаждение нашло себе применение для выхлопных клапанов
авиационных двигателей (Паккард, Фиат и др.). В 12-цилйндровом двига-
теле Паккард 500 л. с. масло из кулачкового валика попадает в подшипники,
откуда через соответственные каналы оно подводится к траверсам выхлоп-
ных клапанов и через сверление в последних — к самым клапанам. В кла-
пан вставлена трубочка, по которой и подводится масло из траверсы к
грибку клапана. Снизу масло поднимается в пространство между трубочкой
и штоком клапана и выходит через сверление в последнем несколько выше
направляющей втулки. Эта система хорошо зарекомендовала себя в эксплоа-
тации.
При применении масла для целей охлаждения необходимо устанавливать
масляные радиаторы для того, чтобы отводить избыточное тепло, поглощен-
ное маслом как охладителем. Многие авиационные, а также один или два
из автомобильных двигателей (из последних нужно отметить Даймлера) и
гоночные типы в настоящее время снабжаются радиатором для охлаждения
масла.
206
ГЛАВА ШЕСТАЯ
ТЕМПЕРАТУРА В ДВИГАТЕЛЕ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Измерение температур
Давно уже пришли к заключению, что теоретические определения тем-
ператур внутри цилиндра могут быть сделаны лишь приблизительно вслед-
ствие сложности явлений, происходящих в цилиндре: поэтому были сделаны
по пытки непосредственного замера температур газовых и бензиновых двига-
телей.
Непосредственный замер температуры внутри цилиндра во время рабо-
чего цикла достаточно труден, ибо температуры взрыва высоки и оказывают
влияние на измерительную аппаратуру; эти температуры обычно достигают
величины выше точки плавления платины. Это обстоятельство не позво-
ляло применять для замера температур вспышки электрические платиновые
термометры.
Другая трудность — это очень быстрое изменение температур в течение
цикла; например, в бензиновом двигателе может быть 1000 циклов в ми-
нуту, и понятно, что проследить такое быстрое изменение температур
чрезвычайно трудно.
Большинство измерений, до сих пор сделанных, относятся к сравнительно
тихоходным газовым двигателям, хотя было сделано несколько замеров
и на бензиновых двигателях.
Рассмотрим кратко методы и результаты замеров на газовых двигателях,
а затем перейдем и к результатам, полученным на бензиновых двига-
телях.
1.1ри изучении изменения состояния газов по индикаторным диаграммам
существенно знать с достаточной степенью точности температуру в одной
точке цикла, по которой могут быть определены температуры и давления
для других точек, как это было указано в главе III.
Определение температуры конца всасывания по температуре
выхлопных газов
Если тем ература выхлопных газов известна, или может быть тем или
иным способом определена, то можно с достаточной степенью точности
определить температуру конца всасывания из соотношения:
e-F _(е —1) V V
Т, ~ i “Г Тг'
207
Средняя температура выхлопных газов может быть замерена непосред-
ственно около выхлопного клапана. Температура остаточных газов после
расширения и падения давления до атмосферного может быть вычислена
из диаграммы, снятой слабой пружиной.
Величины температур выхлопных газов, полученные последним способом,
для степеней сжатия 4, 5 и 6 соответственно были 830, 800 и 780°Ц.
Предполагая, что температура на всасывании будет 57°Ц, можно опре-
делить температуру конца всасывания для степени сжатия е=4 из выше-
написанного соотношения:
~ __ z-t-Tr
(г — 1) Гг-р ’
где все температуры абсолютные.
Подставляя соответствующие значения, получим’
та 4 (273 -|- 57) (278 -f- 830) 400° абс или 127° II
1 3 (273 + 830 + 273 + 57) ~ 400 ° ’ 127
_ Подобным же образом определяются температуры конца всасывания для
степеней сжатия 5 и 6; в данном случае они будут 113 и 104°Ц соот-
ветственно.
Полученные значения достаточно близки к величинам в табл. 49, кото-
рые были получены авторами, указанными в таблице:
ТАБЛИЦА 49
Тип двигателя Степень сжатия Температура конца всасы- вания °Ц Автор или источник Способ получения
Газовый двигатель . . Бензиновый двигатель 4,6 125 проф. Дельби Пирометр
(Мерседес) 4,7 120 «Der Oelmotor» Пирометр
Газовый двигатель . . 6,3 102 проф. Гопкинс Вывод
Первые попытки замера температур в начале хода сжатия делались путем
замера давления, объема и температуры свежей смеси, поступающей в цилиндр,
и одновременным замером температуры выхлопных газов. Таким образом
определялась и температура остаточных газов и температура смеси в начале
хода всасывания.
Этот метод, применяющийся Клерком, Слеби (Slabu) и Терстоном (Thur-
ston), дает лишь приблизительные величины. '
Температура конца всасывания для газового двигателя с низкой степенью
сжатии давалась около 120° Ц при полной нагрузке двигателя, и темпе-
ратура выхлопных газов, замеренная в выхлопной трубе, была около 400° Ц.
Замеры Бурсталя (Burstall), проведенные по заданию Комитета по ис-
следованию газовых двигателей, дают значения для температуры конца вса-
сывания от 84 до 99°Ц в зависимости от степени сжатия.
Результаты, полученные этим методом, можно рассматривать как прибли-
зительные, ибо по температуре, замеренной в выхлопной трубе, нельзя
,208
точно судить о температуре остаточных газов, хотя в новейших газовых
двигателях, где давление сжатия высоко, а объем камеры сгорания мал,
ошибка от неточности замера температуры выхлопных газов незначительна.
Этот неудовлетворительный метод привел к попыткам непосредствен-
ного замера температур. Более ранние опыты были сделаны Бурсталем
на двигателе, работающем на бедной смеси при малых нагрузке и скорости,
поскольку при температурах вспышки при нормальных условиях работы
расплавлялись применяемые им электрические термометры с платиновой
проволокой. Бурсталь сделал несколько замеров при вышеуказанных
условиях, из которых он заключает, что максимальная температура вспышки
была по крайней мере 1250°Ц. В более поздних экспериментах была
наблюдена температура, достигавшая 1570°Ц.
Температуры всасывания и сжатия замерялись проф. Каллендер и Дельби
посредством платинового термометра сопротивления.
Применявшийся ими метод состоял во введении в цилиндр петли из
платиновой проволоки диаметром 0,025 мм.
Фиг. 146. Термометр Каллендера и Дельби.
Схема применявшегося устройства изображена на фиг. 146.
Из этой диаграммы видно, что шток впускного клапана был пустотелый,
а «температурный клапан», работающий совершенно независимо и от от-
дельного кулачка, давал возможность вставлять в него платиновук) петлю
во время хода сжатия и посредством такого устройства производить замер
температур.
Вместе с применением особой конструкции термометра в виде клапана,
который можно было открывать в любой части хода, применялся прерыва-
тель контакта для образования моментального соединения между термоме-
тром и измерительным инструментом как раз в тот момент, когда температура
должна быть измерена.
Таким образом посредством гальванометра измерялось сопротивление
платиновой петли за очень короткий промежуток времени.
В установленный заранее момент каждого цикла гальванометр воспринимал
ток слабого напряжения, так что можно было измерить среднюю температуру
за несколько рабочих циклов.
При помощи индикаторных диаграмм, снятых в это же самое время,
можно высчитать температуры в различных точках цикла. Эскизный набросок
14 Д ж о д ж, Автом. и авиац. двигатели.
209
применяемой установки показан на фиг. 147, где указано соединение между
прерывателем контакта С и электрическим «мостиком» В.
Пружинные пластинки а и в сделаны для того, чтобы надавливать на
два кулачка во время работы валика; эти пружинки можно смещать одну
относительно другой. Когда кулачок находился в самом нижнем положении,
термометр
Фиг. 147.
то происходило включение батареи.
Градуированный диск D может
быть отрегулирован так, чтобы дать
ток батареи в любой момент и для
любого положения поршня.
Длительность контакта соответ-
ствует приблизительно 20° угла
поворота кривошипа, а сила тока,
проходящего через термометр, рав-
нялась 0,005 А.
Очевидно, что при быстро изме-
няющихся температурах всегда будет
получаться расхождение (отставание)
между действительной температурой
и замеренной. Величина этого рас-
хождения (отставания) зависит от
толщины проволоки, употребляемой
в термометре, и чувствительности измер ощих инструментов.
В аппаратах Каллендера и Дельби запаздывание снижено до малой вели-
1. Получена из индикаторной диаграммы
Фиг. 148. Кривые температур.
чины: при 130 об/мин и при коцебании температуры приблизительно
в 200° за полоборота отставание
термометра равнялось 0,06 сек.,
соответствующее приблизительно
10° угла поворота кривошипа.
Для определения отставания в
показаниях термометра двигатель
вращался от электромотора, пла-
тиновый термометр помещен на
место и сжимался и расширялся
только чистый воздух, в одном
случае при нормальной работе
клапанов, а в другом случае при
закрытых клапанах. Во время ис-
пытаний снимались индикаторные
диаграммы и записывались пока-
зания термометра.
Из сравнения температур, вы-
численных из индикаторных диа-
грамм, с, непосредственно измерен-
ными была получена нужная поправка на запаздывание.
В фиг. 148 приведены приблизительные температуры, полученные двумя
методами, применявшимися в этих испытаниях; величины запаздывания
в различных точках хода можно получить из этих кривых.
Этим методом было установлено, что температура всасывания колеблется
от 95°Ц при малой нагрузке до 125СЦ при полной нагрузке.
210
Применяемая смесь была достаточно богатой и состояла из воздуха
и газа в пропорции 5,8 :1.
Из замеренных температур всасывания и сжатия было высчитано, что
при применении богатой смеси температура сгорания равняется приблизи-
тельно 2500°Ц, при применении же менее богатой смеси—-7,1 воздуха
на 1 часть газа максимальная температура получалась равной приблизи-
тельно 2250°Ц.
Температура выхлопного газа в случае применения богатой смеси равня-
лась 870°Ц, а при бедной смеси — 800°Ц.
Метод профессора Кокера
Метод,, применявшийся в прежних испытаниях проф. Кокером, состоял
в применении термопар из платинового радия и платинового ирридия, при
помощи которых он нашел, что максимальная температура сгорания бедной
смеси равнялась приблизительно 1700°Ц.
Результаты более поздних опытов по-
казали, что максимальная температура при
применении смеси из 7,35:1 была не-
много выше приведенной и равнялась
около 1800°Ц.
В более поздних опытах Кокера и
Скобля (Scoble) над 12-сильным газовым
двигателем, делающим 240 об/мин, приме-
нялись термопары, состоящие из чугун-
ных пробок и проволок из ковкого же-
леза, для непосредственного измерения
температур на поверхности цилиндра или
близко к ней. Такая термопара вставля-
лась в головку одного из клапанов, как
указано на фиг. 149.
Для определения мгновенных значений температур применялся вибрирую-
щий прерыватель контакта Каллендера и Дельби, которые утверждают,
что при помощи их установки можно измерить температуру за полный
цикл из двенадцати равноотстающих показаний в течение приблизительно
двух минут; двигатель, конечно, должен работать непрерывно в течение
этого периода.
При измерениях температур сгорания было установлено, что платино-
родиевая и платиноиррлдиевая термопары могут противостоять имеющимся
в цилиндре температурам в течение довольно долгих периодов.
Общая установка термопары для измерения температуры сгорания пока-
зана на фиг. 150.
Две проволоки из платинового сплава толщиной приблизительно в 0,13 мм
АВ и ВС сплавляются вместе при помощи электричества у В; они изо-
лируются от металлического корпуса клапана трубками из огнеупорной
глины Е; все приспособление закрепляется в нужном положении посредст-
вом гипса.
Наружный стальной кожух V, вмещающий термопару, вставляется в ка-
меру сгорания цилиндра; причем необходимая газонепроницаемость полу-
чается благодаря коническому седлу.
и»
211
Стенка камеры сгорания
4
С
I/
Об
Фиг. 150. Приспособление для замера
температуры в камере сгорания.
В некоторых испытаниях сама термопара выдавалась в цилиндр прибли-
зительно на 12 мм.
Результаты измерений, произведенных в различных точках рабочего хода,
указаны на фиг. 151 при отношении
воздуха к газу равном 7,35:1.
Максимально замеренная температура
равнялась приблизительно 1840° Ц, а
температура в начале хода выхлопа бы-
ла приблизительно 850° Ц.
Было найдено, что чем более богата
(в возможных пределах) смесь газа и
воздуха, тем выше измеренная макси-
мальная температура. Так например, при
применении смеси в пропорции 5,66 : 1
максимальное давление из индикатор-
ной диаграммы равнялась 30 кг^см* и
максимальная температура была"22-,0о Ц.
Было также отмечено, что темпера-
тура рубашки не влияла на температуру газа во время расширения, но что
температура сжатия была выше при более нагретых рубашках.
Относительно температуры газов в
выхлопной трубе, измеренных в раз-
личных точках рабочего цикла, было
установлено, что она колеблется в пре-
Фиг. 151. Изменение температуры
за цикл в газовом двигателе.
Фиг. 152. Температура в выхлопной
трубе газового двигателя.
делах от 300 до 550° Ц. Характер
изменения этой температуры и ее ве-
личина в различных точках цилла показаны на фиг. 152.
212
Небезынтересно сравнить колебания температуры в выхлопной трубе с
соответствующими колебаниями давления, указанными в дальнейшей части
этой главы, и отметить падение температуры при открытии выхлопного
клапана и резкое возрастание при закрытии, а также влияние пульсации
давления на температуру.
z Средняя температура выхлопных газов (экспериментальные результаты
автора) для смесей различного состава указана на фиг. 153. Эти данные
получены были с автомобильного двигателя, делающего 1100 об/мин. Сред-
няя температура головки выхлопного клапана была 40)° Ц; температура
головки впускного клапана 300° Ц, а в центре поршня максимальное сред-
нее значение температуры было 340° Ц. Хопкинсон нашел, что в двига-
теле Кросслея, работающем на богатой
смеси, при кипящей воде в рубашке
температура выхлопного клапана была
530° Ц, а впускного клапана —330° Ц
и заключил, что в центре головки ци-
линдра температура должна равняться
приблизительно 500° Ц. Интересно от-
метить, что он указывает на темпера-
туру 700° Ц как предельную, выше
которой засосанная смесь будет само-
воспламеняться.
В условиях своих опытов Хопкинсон
получил среднюю температуру выхлоп-
ного клапана, равную 400° Ц, а впуск-
ного клапана — 250° при колебании в
15°,
ными Кокером и Скоблеем.
причем эти данные полностью совпадают с
Фиг. 153. Изменение температуры вы-
хлопа от состава бензино-воздушной
смеси.
результатами, получен-
Температуры в автомобильных двигателях
К сожалению, ценные сведения по бензиновым двигателям имеются в
очень ограниченном количестве, что несомненно вызвано большими трудно-
стями измерения и затруднениями, вызываемыми относительно большими
оборотами и условиями работы этих двигателей.
В 1904 г. проф. Каллендер произвел несколько измерений температуры
в бензиновых двигателях, охлаждаемых воздухом. Результаты этих измере-
ний очень интересны.
Применяя термопары из железной и никелевой проволок диаметром при-
близительно в 1 мм вместе с чувствительным гальванометром, он измерял
темнературы стенок и клапанов в условиях езды по дороге. Температура
головки цилиндра над впускным и выхлопным клапанами измерялась
посредством двух термопар, завинченных в металл как раз над кла-
панами.
При числе оборотов, равном 2000, при запаздывании зажигания и напо-
ловину сдросселированном двигателе температура на выхлопной стороне в
короткий промежуток времени поднималась до 570° Ц, в то время как впу-
скная сторона оставалась сравнительно холодной. Действительная темпера*-
тура выхлопной стороны в дорожных условиях при охлаждении воздухом
не превышала 400° Ц.
215
Он нашел, что наивысшая температура выхлопного клапана получалась
при полном открытии дросселя и при запаздывании зажигания, причем он
относит это за счет сильной струи горячих газов, неожиданно вырывающихся
в момент выхлопа, а не за счет температуры сгорания.
При опережении зажигания и при нагрузке наблюдаемые температуры
были ниже при том же открытии дросселя. Впускной клапан был сравни-
тельно холодным —его температура равнялась приблизительно 70° Ц, что,
повидимому, надо отнести за счет струи охлаждающего воздуха и отчасти
благодаря охлаждающему влиянию испаряющегося бензина.
Что касается температуры камеры сгорания, то было найдено, что без
искусственного или наружного охлаждения воздухом температура выхлоп-
ной стороны головки цилиндра через несколько минут работы была на 80°
больше впускной стороны.
Применяя вентиляторы, Каллендер нашел, что температура стенок камеры
сгорания никогда не превышала 200° Ц на открытой стороне и 260° Ц на
закрытой стороне и что средняя температура корпуса цилиндра колебалась
между 150 и 200° Ц.
Было найдено, что «перегревание» начиналось при верхней части ходз
поршня; в этот момент температура стенок цилиндра доходила до 300° Ц.
Темпёратура корпуса цилиндра измерялась посредством установки термо- .
пар в верхней, средней и нижней точках хода поршня.
Хотя можно предположить, что верхняя часть корпуса должна быть
горячее нижней благодаря особенности распространения тепла, но практи-
ческие измерения показали, что разницы в температуре нет почти никакой,
так как когда температура верхней части корпуса цилиндра равнялась 200° Ц,
температура нижней части, соответствующей наиболее низкому положению
верхней части поршня, была только на 20° Ц ниже.
Это явление объясняется «конвекцией поршня»; подобные же результаты
получились в быстроходных паровых двигателях, где поршень в верхней
части хода поглощал тепло и быстро переносил его в нижний конец, где
оно поглощалось более холодными стенками.
Разница температуры двух концов уменьшается с увеличением скорости;
эта особенность очень удобна для уравновешивания расширения корпуса
цилиндра и действия охлаждения.
Было найдено, что при запаздывании зажигания и, следовательно, более
медленном сгорании головке цилиндра передавалось больше тепла благодаря
образованию резкой струи горячих выхлопных .газов.
При опережении зажигания оказалось, что большее количество тепла
передавалось поверхности корпуса и равномерно распределялось по поверх-
ности движением поршня.
Из опытов Хопкинсона следует, что температура выхлопных газов в конце
выхлопа келеблется от 600 до 700° Ц: это полностью совпадает с измере-
ниями температур около выхлопного клапана, произведенными автором на
автомобильном двигателе, причем было обнаружено, что они изменяются
в зависимости от состава смеси (при постоянном числе оборотов равном 1100)
от 600° Ц для очень бедных и очень богатых смесей и до 750° Ц—для
смеси нормального состава.
Действительная температура выхлона любом двигателе зависит от сте-
пени сжатия, быстроходности двигателя и общей его конструкции; поэтому
можно предполагать, что она будет различной для различных двигателей.
214
Из опытов Хопкинтона температура в центре поршня четырехцилипдрс-
вого автомобильного двигателя Сиддлей была равна приблизительно 500° И.
Средняя температура впускного клапана в нормальном автомобильном
двигателе, работающем на средних оборотах и при нормальной нагрузке,
находится вероятно между 100 и 200° Ц, а выхлопного клапана — между
350 и 450° Ц. Эти цифры надо считать ориентировочными и приблизитель-
ными.
Опыты по определению температур бензиновых двигателей.
Двигатели воздушного охлаждения
Целый ряд испытаний был проведен по определению температур в различ-
ных частях двигателей как водяного, так и воздушного охлаждения. Часть
этих опытов уже была рассмотрена в главе V.
Там было указано, что количество тепла, передаваемого от стенок ци-
линдра и от поршня, зависит от типа и конструкции двигателя; здесь только
остается рассмотреть температуры в различных частях двигателя.
Во-первых, очевидно, алюминиевый цилиндр дает меньшие температуры,
чем чугунный того же веса при прочих равных условиях, если только ребра
его не сконструированы специально для более высоких температур. При
одинаковой толщине стенок чугунный цилиндр будет более нагрет, чем
алюминиевый при одинаковой передаче тепла.
При двух охлаждаемых воздухом цилиндрах, сконструированных для 12-
цилиндровых, V-образных, в 150 л. с. авиамоторов R. F. А, один из которых
был сделан из чугуна, а другой из сплава алюминия (91°/0 алюминия, 7°/0 меди,
1% цинка и 1°/о олова) с диаметром равным 100 мм и ходом в 140.им,
измерения температуры, произведенные при одинаковых оборотах, показали,
что в первом случае максимальная температура цилиндра была 268° Ц и
минимальная— 171е? Ц.
Для цилиндра из литого алюминиевого сплава максимальная и минималь-
ная температуры были соответственно 175 и 129° Ц; максимальная темпе-
ратура корпуса цилиндра равнялась в этом случае 144° Ц. Испытания на
расход бензина показали, что при 1800 об/мин расходовалось 0,338 л на
одну эффективную лошадиную силу в час при алюминиевом цилиндре и
0,44 л-—при чугунном.
В этих случаях скорость охлаждающего воздуха была 94 км/час и его
температура равнялась 15° Ц.
Другие испытания проводились по определению рабочих температур
цилиндров авиамотора, имеющего диаметр 100 мм и ход 140 .«.и, делаю-
щего 1800 об/мин при скорости охлаждающего воздуха 9& км/час. Алю-
миниевые блоки цилиндров состояли приблизительно из 8°/0 медно-алюми-
ниевого сплава и были снабжены стальными стаканами.
В каждом случае степень сжатия была 4,7, и максимальное среднее эффек-
тивное давление равнялось 8 кг/см*1 для цилиндров с алюминиевыми блоками.
Температура стаканов цилиндра была выше температуры блоков цилин-
дра на 26° Ц; максимально отмеченная температура на обдуваемой стороне
цилиндра около камеры сгорания равнялась 233° Ц. Максимальная разница
температуры между передней и задней частью цилиндра в среднем равня-
лась приблизительно 60° Ц; а максимальная разница температуры между
верхом и низом цилиндра была равна 68° Ц.
215
Максимально отмеченная температура поршня для вышеуказанных дви-
гателей, измеренная в течение 10 сек. включения подачи бензина, равня-
лась 240°.Ц, а средняя температура стакана цилиндра была 145° Ц.
В результате многочисленных опытов, произведенных Гибсоном и дру-
гими, было установлено, что максимальная температура головки цилиндра
не превышает 280 — 300° Ц. Если температура превышает 300° Ц, то ци-
линдр начинает коробиться, клапанные гнезда трескаются и появляются
преждевременные вспышки от самовоспламенения смеси.
Лучшие результаты в смысле расхода бензина и развиваемой мощности
получаются при максимальной температуре в 200 — 230° Ц.
Вышеприведенные результаты опытов относятся к цилиндрам с диаме-
тром от 75 до! 00 ли/; но, вообще говоря, чем больше диаметр цилиндра,
тем выше допускаемая рабочая температура.
Температура выхлопного клапана, являющаяся наиболее горячей частью
внутри цилиндра, не должна превышать 700° Ц.
При диаметре клапана, равном 40 мм, вполне возможно поддерживать
рабочую температуру в 65о° Ц.
Современные опыты по определению температур поршней
Проф. Гибсон из Манчестерского университета провел большое коли-
чество опытов по измерению температуры в поршнях различных быстро-
ходных бензиновых двигателей.
Для этих опытов применялись поршни авиадвигателей, чугунные (лег-
кого типа) и из алюминиевого сплава. Применялись различные типы пор-
шней без ребер, с небольшим и большим числом ребер, и температуры
измерялись под различными радиусами в головке поршня в условиях полной
нагрузки методом кривой охлаждения и посредством применения термопар,
закрепленных в поршне.
,Был проведен ряд испытаний алюминиевых цилиндров воздушного охла-
ждения с диаметром в 100 мм и ходом в 140 мм с целью установить
влияние изменений: а) зазор поршня, б) материала, из которого поршень
сделан, в) типа поршня, г) несущей поверхности, д) рабочей смеси, е) сте-
пени сжатия, ж) опережения зажигания. Все эти испытания проводились
при полном открытии дросселя, при полной нагрузке и, за исключением
опытов, предназначенных для определения влияния изменения рабочей
смеси, при подаче бензина, отрегулированной так, чтобы получить бед-
ную смесь при полной нагрузке.
На фиг. 154 показана конструкция одного из поршней авиационного
двигателя, применявшегося для этих испытаний, диаметром в 99,5 мм. Этот
поршень был сделан из сплава алюминия, содержавшего меди 7С/О, олова 1в/0
и цинка 10/в. Вес этого поршня был равен 0,57 кг.
Нижеследующее является сводкой общих выводов, сделанных из резуль-
татов измерений и вычислений.
1. При нормальных рабочих условиях и полной нагрузке температура в
наиболее горячей точке поршня из алюминиевого сплава с диаметром в 100 мм,
работающего в алюминиевом, охлаждаемом воздухом цилиндре хорошей
конструкции, колеблется от 210 до 250° Ц в зависимости от типа поршня
и состава сплава, из которого он сделан, причем зазор (в холодном со-
стоянии) должен равняться приблизительно 0,6 мм. При таком зазоре перепад
ЗД6
температуры между головкой поршня и стенкой цилиндра равняется 25—30°Ц.
Увеличение зазора поршня повышает его температуру.
2. В термическом отношении обычно применяемые алюминиевые сплавы
мало отличаются друг от друга Разница в температуре между лучшим и
худшим сплавами равняется приблизительно 25° Ц. За исключением сплава,
содержащего 8°/с меди и 1°/с марганца, все сплавы имеют почти одинаковую
проводимость при 200° и дают одинаковые результаты в поршне. Медно-
марганцевый сплав имеет меньшую проводимость и дает больший нагрев
поршня. Следует отметить, что если этот сплав отжечь при 450° Ц, та на
короткое время его проводимость становится такой же, как и других спла-
вов и в цилиндре он дает те же результаты.
3. Чугунный поршень нормальной конструкции с
Фиг. 154. Поршень авиа-
ционного двигателя (из
алюминиевого состава),
на котором вел опыты
проф. Гибсон.
диаметром в 100 мм
имеет максималь-
ную температуру
лриблизительн о
равную 440° Ц при
тех же условиях
работы. При сред-
ней степени сжатия
(приблизительно
4,7) и при 1800
об/мин он дает при-
близительно на 6%
меньше мощности, чем хороший алюминиевый пор-
шень, и требует большего расхода горючего (при-
близительно на 8°/0) на эффективную лошадиную
силу-час. Относительные преимущества применения
того или другого поршня зависят от целого ряда
условий. Например, при увеличении степени сжа-
тия детонация прежде всего появится в цилиндре,
снабженном чугунным поршнем: цилиндр, который
будет резко детонировать с чугунным поршнем,
может прекрасно работать с алюминиевым порш-
нем. В таких условиях преимущества алюминиевого
поршня совершенно очевидны. Недавние опыты с
двигателем водяного охлаждения, имевшем диаметр
цилиндра равным 90 мм и степень сжатия 4,26, при
применении тех и других поршней показали, что
преимущества, получившиеся благодаря алюминиевому поршню, не превы-
шали 2%.
4. Конструкция поршня заметно влияет на его максимальную температуру.
Лучшие результаты при испытании дал поршень без ребер с сравнительно
тонким днищем в центре.
5. Срезание юбки поршня повышает его температуру. Получающееся при
этом уменьшение в весе настолько мало, что вряд ли можно рекомендовать
такой способ облегчения.
6. Наивысшие температуры поршня получаются при работе на бедных смесях.
7. На основании проведенных опытов можно сказать, что давление сжатия
незначительно влияет на температуру поршня — она немного понижается
при большей степени сжатия.
217
8. Опережение зажигания незначительно влияет на температуру поршня;
причем более высокие температуры получаются при минимальном опереже-
нии зажигания.
9. В поршнях скользящего типа с бобышками, несущими поршневые
пальцы, значительная часть тепла передается через эти бобышки, вследствие
чего передача тепла непосредственно от днища у такого поршня (вернее
температурный градиент) будет меньше, чем у поршня со срезанными
краями.
10. В цилиндре, охлаждаемом воздухом, наиболее горячая точка поршня
находится не в центре, а в точке, лежащей ближе к наиболее горячей
части цилиндра. Даже в цилиндре, охлаждаемом водой, свеча может про-
изводить очень заметное тепловое влияние на стенку, находящуюся близко
от нее и, следовательно, на поршень. В исключительных случаях темпе-
ратура у края поршня ближайшего к свече может быть даже выше, чем в
центре поршня.
11. В быстроходных бензиновых двигателях, работающих на смесях,
соответствующих максимальной мощности, т. е. на смесях, состоящих приб-
лизительно из 13,5 частей воздухе и 1 части бензина, тепло, передаваемое
поршнем к стенкам цилиндра, составляет приблизительно 9,5°/0 от тепла,
развиваемого сгоранием топлива.
12. Если наблюдается пригорание алюминиевого поршня, то, повидимому
это обязано, главным образом, местному прекращению подачи смазки.
О причинах пригорания поршней сказано в главе о детонации.
Колебания температуры l зависимости от числа оборотов
Температура цилиндра в любой его части повышается с повышением
оборотов двигателя (в известных пределах).
В табл. 50 приводятся результаты испытаний при различных оборотах
двигателя алюминиевого цилиндра, имеющего размеры 115X140 леи при
степени сжатия 4,7 и при скорости охлаждения 86ли//'/ас.
Температура охлаждающего воздуха была 22°1Д. Испытания производились
при полной нагрузке, причем подача бензина и зажигание были отрегули-
рованы так, чтобы получались условия максимальной нагрузки при всех
оборотах.
Число нормальных оборотов двигателя равнялось 1400.
ТАБЛИЦА 50
Температуры стенки камеры сгорания алюминиевого цилиндра
. при различных оборотах двигателя
Обороты двигателя Эффективная мощность Температура в °Ц
800 г 10,2 100
1 000 12,8 103
1 200 15,9 124
1400 18,0 123
1600 19,7 136
1 800 20,6 138
218
Влияние степени сжатия
Передаваемое тепло на одну эффективную лошадиную силу уменьшается
с увеличением степени сжатия, но поскольку до некоторой степени мощ-
ность двигателя увеличивается с увеличением степени сжатия, общее коли-
чество тепла, передаваемого стенкам, может остаться тем же или даже
увеличиться с увеличением сжатия.
Из опытов можно сделать вывод, что для каждого двигателя имеется
своя степень сжатия, при которой температура стенок получается мини-
мальной, с повышением же или понижением степени сжатия температура
стенок повышается.
Для подтверждения этого положения приводим в табл. 51 результаты испы-
тания алюминиевого воздушного охлаждения цилиндра размером 100 X 140 мм,
работающего при максимальной нагрузке со скоростью обдува 100 км/час.
ТАБЛИЦА 51
Влияние степени сжатия иа температуру корпуса цилиндра
Степень сжатия Эффективное давление в кг/см? Расход бензина в кг(э. л. с. ч. Св в кг/э. л. с. ч. Средняя температура стенок цилиндра в °Ц
Вверху Внизу
4,6 8,16 0,240 180 105
5,0. 8,36 0,230 170 95
5,4 8,56 0,222 157 89
5,8 8,76 0,216 154 85
6,2 9,06 0,218 183* ПО*
6,4 8,63 0,236 212 ** 135 **
Результаты показывают, что минимальный расход бензина и минимальная
температура стенок имели место при степени сжатия, равной 5,8. Из этой
таблицы видно, что среднее эффективное давление и, следовательно к. п. д.
двигателя, увеличиваются с увеличением степени сжатия до предельной
величины, равной приблизительно 6,0, выше которой получается увеличение
расхода топлива и повышение температуры цилиндра.
Злияние состава смеси
Из теоретических рассуждений и из того факта, что наибольшее 'коли-
чество тепла при сгорании выделяется, когда смесь состоит из пропорций
воздуха к топливу, дающих полное сгорание, можно предполагать, что
температура цилиндра при этих условиях должна получаться максимальной.
В случае применения бедных смесей получается меньшая скорость сгора-
ния, благодаря чему выхлопные газы дают более высокую температуру
выхлопного клапана, могущую привести к перегреванию его.
Результаты в табл. 52 были получены из испытаний алюминиевого ци-
линдра, размером 100X140 мм.
Цилиндр охлаждался водой и имел степень сжатия, равную 5,5.
* Слышна детонация в двигателе.
** Сильная детонация в двигателе.
219
ТАБЛИЦА 52
Температуры выхлопного клапа-а
Расход бензина в ьг/э. л. с. ч. ~ с. Среднее эффек- тивное давление В KZ/CAfi Ре Отношение воздуха к бензину Температура вы- хлопного клапана при 1400 об/мин
0,2я2 8,55 П,1 706
0,268 8,55 11,9 717
0,234 8,34 13,8 747
0,218 8,14 15,2 752
0,213 8,0 15,7 747
Температура головки цилиндра доходила до 237°Ц при отношении воз-
духа к бензину, равном приблизительно 13,0; при отношении, равном 10,5,
температура падала до 200°Ц, а при отношении, равном 15,4, температура
была равной 215°Ц.
В приведенных опытах температура воздуха была равной 23°Ц. Следует
отметить, что наибольшая мощность получалась при отношении воздуха к
бензину, равному 13,5. При этом получалась максимальная температура го-
ловки цилиндра.
Опережение зажигания
Момент зажигания смеси заметно влияет на вид сгорания. При слишком
раннем и при слишком позднем зажигании температура цилиндров будет
заметно повышаться.
В табл. 53 приводятся результаты испытаний воздушного охлаждения
цилиндра с алюминиевой головкой, имеющего размеры 125X165 мм.
Эти испытания проведены были проф. Гибсоном.
ТАБЛИЦА 53
Влияние опережения зажигания на температуру цилиндра
Эффективная мощность N, в л. с. Расход бензина в кг/э. л. с. ч. Градусы опережения зажигания Температура центра головки цилиндра °Ц
30,5 0,282 21 215
31,2 0,226 26 215
31,6 0,223 30 221
31,6 0,223 36 245
31,0 0,226 40 275
Г
При этих испытаниях единственной изменяемой величиной было опере-
жение зажигания. Приведенные цифровые данные относятся к температурам
стенок цилиндра у центра головки: скорость охлаждающего воздуха рав-
нялась 128 км/час при 1400 об/мин. Результаты этих опытов показали;
что при слишком большом опережении зажигания появляются стуки в двига-
теле и температура заметно повышается.
220
Был испытан двигатель водяного охлаждения испано-Сюиза, блоки цилин-
дров которого были сделаны из сплава алюминия, содержащего 8% меди,
6°/0 цинка и 86°/0 алюминия. Стальные стаканы были ввинчены в блоки
цилиндра. •
Испытания этого двигателя, произведенные Гибсоном, показали, что
в одном цилиндре с применением двух свечей температура стакана в части
его, ниже верхней части поршня на 25 мм, доходила до 241°Ц, а ниже
на 85 мм, она равнялась 191°Ц. При другом испытании с применением од-
ной свечи температуры в этих точках соответственно равнялись 172 и 137°Ц.
В другом цилиндре при такой же комбинации свечей соответственные
температуры были 182 и 198°Ц и 144 и 114°Ц.
В наиболее горячих точках цилиндра разница температуры между охла-
ждающей водой и стенками цилиндра равнялась 180°Ц. Когда эта разность
превышала 180°Ц, то наблюдалось пригорание поршня. Температуры поршня
были, конечно, значительно ныше температуры стенок цилиндра. Этими опы-
тами было обнаружено, что разница температуры поршня и стакана цилин-
дра в некоторых случаях может доходить до 85 и даже до 100°.
При применении чугунных поршней температура их может быть от 120
до 180°Ц выше температуры алюминиевых поршней. Так например, если
у какого-либо двигателя температура поршня из сплава алюминия была 240°Ц,
то при применении чугунного поршня она может дойти до 400°Ц., в то
время как температура стакана цилиндра равняется 145°Ц.
Зазор поршня
Из-за большего коэфициента расширения (коэфициенты расширения алю-
миния и чугуна равняются соответственно .26 X Ю” и Ю ХД® ') алюминия
по сравнению с чугуном в первом случае следует допускать большой зазор
между поршнем и цилиндром.
Если температура стакана цилиндра равняется /СЦ, а температура поршня
на 100°Ц выше и диаметр поршня при 0°Ц принять равным d, а диаметр цилин-
дра— dA. то относительное расширение поршня и цилиндра можно выразить
следующей формулой:
e = d{ (100 + 026 —10-• 10 G = 10-с-г7(2600-+ 16-f).
Предположим, что
/=150°Ц,
тогда
е = 50ХЮ-4-^,
т. е. относительное расширение равняется диаметра поршня.
Таким образом, если алюминиевый поршень диаметром в 100 мм работает
в стальном или чугунном цилиндре, то зазор должен равняться 0,5 мм для
возможного расширения поршня при нагревании.
Кроме этого допускается увеличение зазора, примерно, в 0,1 мм
на 100 мм диаметра, так что для рассматриваемого случая зазор между
поршнем и цилиндром должен быть не меньше 0,6 мм. Для поршней других
размеров зазор надо делать от 0,10 до 0,15 мм на каждые 25 мм диаметра
поршня.
221
Усадка цилиндров
Для получения тугой посадки стальных стаканов в алюминиевые блоки
цилиндров используются различия коэфициентов расширения этих металлов.
Алюминиевый блок нагревается приблизительно до 300° Ц. и холодный
стальной стакан вставляется в него.
В больших цилиндрах диаметром в 125 мм и выше влияние разных
коэфициентов расширения стали и алюминия (которые, грубо говоря, отно-
сятся как 1:21/,) выражается в стремлении к отделению стакана цилиндра
от блока при достижении рабочих температур, в результате чего полу-
чается перегревание цилиндров и соответствующее падение мощности. При
цилиндрах с диаметром, разным 100 мм или меньше, этого явления не
наблюдалось.
Температуры в двигателях типа дизеля
Максимальные .температуры в двигателях Дизеля значительно ниже, чем
в современных бензиновых двигателях высокого сжатия, хотя размеры
цилиндров и поршней у первых значительно больше. Благодаря последней
причине и тому факту, что стенки цилиндра и поршня у дизелей толще,
получается большая разница в температуре внутренней и наружной поверх-
ности цилиндра или поршня, что повышает температурные напряжения
стенок цилиндра и поршня. Эго весьма неприятное обстоятельство создает
жесткие границы максимально допустимым размерам цилиндра.
В течение начального периода сгорания действительная максимальная
температура цилиндра равняется приблизительно 1200° Ц при давлении
сжатия около* 32 кг/см2. Интересно отметить, что в дизель-моторе со
степенью сжатия, равной 10, получаются следующие теоретические темпера-
туры и давления для идеального воздушного цикла, приведенные в табл. 54.
ТАБЛИЦА 54
Температуры и давления в теоретическом цикле Дизеля
/ Часть цикла Теоретические значения
Давление в кг/см2 Температура в аб- солютных градусах
Начало сжатия Конец сжатия » сгорания при постоянном дав- лении Конец расширения Среднее давление 1,03 35 35 3,6 8,2 290 806 1973 1023
Приведенные значения соответствуют теоретическому воздушному циклу,
графически представленному на фиг. 61. Вследствие потерь тепла в стенки
цилиндра в течение сжатия, сгорания и расширения действительные темпе-
ратуры, полученные на практике, сильно отличаются от указанных в таблице
222
В следующей табл. 55 приводятся опытные данные, снятые с одноцилйндрс-
вого дизель-мотора с размерами цилиндра 165X270 мм-
Давления измерялись из индикаторных диаграмм, снятых соответственно
при половине, трех четвертях и при полной нагрузке; температуры были
вычислены из индикаторных и тепловых диаграмм.
Температура входящей воды равнялась 25°Ц и выходящей — 74°Ц.
Средняя температура рубашки была равна приблизительно 50°Ц.
ТАБЛИЦА 55
Давления и температуры в дизель-моторе
Часть цикла Давление в кг/см2 Температура в абсолютных градусах
Поло- винная нагрузка 3/4 нагрузки Полная нагрузка Поло- винная нагрузка 3/4 нагрузки Полная нагрузка
Начало сжатия (тем- пература всасыва- ния) Конец сжатия .... » сгорания ... » расширения . Среднее индикатор- ное давление . . . 1.03 39 35.1 1,7 3,86 1,03 39,4 36,8 3,15 4,92 1,03 39,8 38Д 3,85 6,0 322 725 800 564 322 724 1 200 * 704 322 736 1335 * 810
Тепловой баланс этого двигателя приведен в табл. 56.
ТАБЛИЦА 56
Тепловой баланс дизель-мотора
Статья расхода । Половинная нагрузка 3/4 нагрузки Полная нагрузка
Тепло, подведенное в процессе, в % . . Тепло, эквивалентное индикаторной мощ- 100 100 100
ности, в % 44,6 43,9 42,1 <
Тепло,ушедшее с охлаждающей водой, в % 33,2 29,2 29,6
Тепло, ушедшее с выхлопными газами, в°/0 Тепло, эквивалентное эффективной мощ- 23,2 26,9 28,3
ности, в % 25,5 29,2 30,6
Тепло, эквивалентное работе трения, в % 19,1 14,7 11,5
На фиг. 155 графически показано, как изменяется температура при раз-
личных нагрузках в течение ходов сжатия и расширения. Здесь можно
также упомянуть, что двигатель работал на стандартном парафиновом масле
«Royal Daylight» при 280 об/мин с расходом 0,203 кг/э. л. с. ч.
* Максимальные температуры получались в промежутке от 1/ю no V12 х°Да поршня.
223
Из этих кривых видно, что в течение хода расширения происходит дого-
рание. Когда давление при ходе сжатия превышает 20 кг/см?, то темпера-
тура заряда в дальнейшем повышается очень незначительно, в течение неболь-
Фиг. 155. Температура двигателя типа дизеля.
падает. Это падение на диаграмме видно совершенно ясно; оно может быть
объяснено или большим отношением поверхности камеры сжатия к ее объему,
вследствие чего получается большая потеря тепла в стенки камеры, или
охлаждающим влиянием Холодной струи воздуха.
Глава седьмая'
ДАВЛЕНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Давления в четырехтактных двигателях
Уже было указано, как можно подсчитать давление в различных точках
рабочего цикла по известным данным. Теперь будет интересно рассмотреть
результаты измерений давлений в цилиндре бензинового двигателя и срав-
нить их с результатами опытов по сгоранию в закрытых сосудах. Опыты,
производившиеся в Масачузетскйм технологическом институте по опреде-
лению получающихся давлений при сгорании смеси воздуха и бензиновых
паров в закрытом сосуде, дали некоторые интересные результаты.
Эти опыты производились над смесями воздуха и бензина, взятыми в различ-
ных пропорциях; их плотность в жидком состоянии равнялась 0,648 при
30°Ц; первоначальное давление во всех случаях было атмосферным.
Испытывались два сорта бензина, но результаты были одинаковыми для
каждого из них, и максимальное давление было почти идентичным.
ТАБЛИЦА 57
данные опытов по сгоранию в бомбе смесей воздуха и паров бензина
Количество бен- зиновых паров в смеси в % Время сгорания в секувдах Максимальное дав- ление выше атмос- феры в кг/слр Среднее давление в кг/см2 Отношение сред- него давления к объему паров бензина
1,51 0,083 4,9 3,46 2,29
1,64 0,100 5,10 3,58 2,18
1,79 0,090 4,98 3,35 1,87
1,96 0,083 5,32 3,63 1,85
2,17 0,058 4,90 3,39 1,56
2,44 0,067 5,60 3,74 1,53
2,56 0,075 5,90 3,96 1,55
2,63 0,055 6,03 4,0 1,52
2,78 0,083 5,47 3.78 1,36
3,03 0,091 5,33 3,75 1,23
3,23 0,083 5,40 3,78 1,17
3,45 0,083 5,40 3,84 1,11
3,85 0,075 4,53 3,50 0,91
4,17 0,066 4,21 3,23 0,78
4,76 0,066 3,50 3,08 0,65
15 Дж о дж, АвтРМ, я яииц. дВигадели.
225
Из рассмотрения табл. 57 видно, что смесь воздуха и бензина, Дающая
максимальное давление, содержит 2,63°/0 бензиновых паров, чему соответ-
ствует максимальное давление, равное 6,03 кг/см*. Цифры, приведенные
в третьем столбце, представляют собой известный интерес, так как по ним
можно определить смесь, дающую наибольшее давление на единицу массы
бензиновых паров.
Как видно, смесь, содержащая 1,51*/0 бензиновых паров, наиболее эффек-
тивна в этом отношении. Эти результаты соответствуют хорошо известному
факту, заключающемуся в том, что бедные смеси, применяющиеся в бен-
зиновых двигателях, дают больший к. п. д. Из опытов, произведенных со
смесью каменноугольного газа и воздуха в том же аппарате, было установ-
лено, что для смеси из лучшего газа и воздуха, взятых в пропорции 1: 5,
максимальное давление доходило до 6,72 кг/слР, тогда как для смесей, бен-
зина и воздуха при первоначальном атмосферном давлении оно равнялось
6,03 кг! см*. Этот результат может создать впечатление, что в отношении
мощности бензиновый двигатель стоит ниже газового таких же размеров.
Однако благодаря большой быстроходности бензинового двигателя и дру-
гим условиям, он дает более высокое среднее давление при одинаковых
степенях сжатия.
Так как это представляет некоторый интерес, то здесь будут упомянуты
двигатели внутреннего сгорания других типов, из чего можно будет понять
отношение бензинового двигателя к этим другим типам. В отношении
современных газовых двигателей можно сказать, что давления сжатия у
них могут доходить до 14 кг/с/z2, соответствуя степеням сжатия от 4,5 до
8,0. Обычно применяемое давление сжатия у этих двигателей приблизи-
тельно 10 кг/см*, выше атмосферного давления и соответствует степени
сжатия, равной приблизительно 6,4. Газовые двигатели с такими степенями
сжатия даюг наименьший расход и хороший коэфициент наполнения.
Давление сгорания, измеренное в газовых двигателях, колеблется от 28
до 42 кг/см* при вышеописанных условиях. Так например, среднее давле-
ние сгорания при давлении сжатия, равном 10,5 кг/см\ и при работе на
богатой смеси газа и воздуха для большого газового двигателя Кросслея
равнялось W2,kz[cj&.
В обычном двигателе тяжелого топлива давление сжатия обыкновенно
колеблется между 35 и 42 кг[см\ при температуре сжатия около 600° Ц.
Давление сгорания обычно немного выше давления сжатия и при высокой
степени сжатия оно может дойти даже до 70 кг/см*. Двигатель такого
типа, испытанный проф. Юнкерсом, при давлении сжатия равном 42 кг/см1,
при нормальной работе на тяжелой колифорнийской нефти, давал макси-
мальное давление сгорания, равное 48 кг/см*. и среднее индикаторное дав-
ление, равное 10 кг/см'. В дальнейшем при перегрузке этого двигателя
максимальное дваление равнялось 75 кг[см* при среднем давлении, равном
П.З кг/см*. '
В обычных стационарных и судовых двигателях максимальное и среднее
давление редко превышает 45 кг/см* и 7 кг/см* соответственно. Для изуче-
ния последовательности изменения давления в течение всего рабочего цикла
весьма ценным средством является индикаторная диаграмма.
Фиг. 156 представляет собой действительную диаграмму, снятую с ци-
линдра автомобильного четырехцилиндрового двигателя, со степенью сжа-
тия, равной 4,3, дающего давление сжатия приблизительно равное 6,3 кг] см*
226
Л,
при Полном открытий дробселя. Данная Диаграмма является типичной дЛй
хорошо работающего двигателя; площадь диаграммы достаточна велика и
закругления углов незначительны.
В результате обработки ряда типичных индикаторных диаграмм, снятых
с различных бензиновых двигателей, было найдено, что кривая расшире-
ния выражается следующим
уравнением:
PV" = const,
—II I l<w
где « — показатель палитропы,
который изменяется от 1,30
до 1,40.
Хорошим средним значе-
нием для п будет 1,32.
Кривая сжатия следует по
уравнению такого же типа, но
величина п лежит, как пра-
вило, между 1,25 и 1,30, хотя
в некоторых случаях п = 1,35.
Последняя величина относится
к бензиновым двигателям вы-
сокой отдачи.
Давление сжатия и темпе-
Фиг. 156. Типичная диаграмма рабочих давлений
(индикаторная диаграмма) в цилиндре бензино-
вого двигателя.
р. у1,Э5==ро1/о1>35
ратуры для различных степеней сжатия можно теперь вычислить из сле-
дующих уравнений:
Фиг. 157. Кривые давлений и температур бензино-
вого двигателя.
и
0,35
Т__[P\i,35
T0~\Pj *
где Ро, 1/0 и Тв представляют
собой соответственно пер-
воначальные, а Р, V и Т—
конечные давления, объемы
и температуры.
На фиг. 157 дано графи-
ческое изображение вели-
чин давления и температу-
ры для различных степеней
сжатия, вычисленных выше-
указанным способом при
п = 1,35. Метод определе-
ния температур всасывания
То излагался ранее.
Давление pt в конце хода всасывания берется из средних результатов,
полученных на практике, т. е. примерно I кг[см1.
Результаты, указанные на фиг. 157, надо относить к нормальным оборотам
двигателя, т. е. 1000 сб/мин с точностью до 2°/# от этой величины.
1&*
227
Для бензиновых двигателей давления сгорания можно получить или из
индикаторной диаграммы или из теоретической диаграммы построенной на
основе знания эффективной мощности и механического к. п. д.
Можно показать, что для нормальных двигателей, работающих при опере-
жении зажигания, соответствующем максимальной величине давления, имеется
приблизительное эмпирическое соотношение между давлениями сжатия и дав-
лением вспышки Рс и Ре, т. е. — Pz=aPCJ где а — постоянная величина,
которая для целей конструкции может быть принята от 3,5 до 4,0 для четы-
рехтактных двигателей.
Для двухтактных двигателей с тремя проходными окнами и без продува
величина а колеблется от 3,2 до 3,8. В дизель-моторах давление сгорания
немного больше давления сжатия. Между давлением сжатия и средним эф-
фективным давлением существует аналогичное соотношение. Это соотноше-
ние, выведенное из анализа индикаторных диаграмм, может быть выражено
следующими простыми формулами:
Ре = С>Рс,
где Ре — среднее эффективное давление,
Рс — давление сжатия.
В крайних случаях величина постоянной С колеблется между 1,25 для
двигателей с высоким значением к. п. д. и 0,8 для двигателей с малой вели-
чиной к. п. д. В двигателях со степенью сжатия от 4,0 до 5,0 средняя
величина для С изменяется от 0,75 до 0,85.
Конструктивные диаграммы
Часто бывает необходимо заранее построить индикаторную диаграмму
(которую должен дать конструируемый двигатель) для подсчета давления
на поршни, а отсюда суммарных сил давления на поршневые пальцы и ко-
ленчатый вал, определения крутящего момента и пр. для предварительного
и окончательного подсчета напряжений.
Метод построения такой диаграммы хорошо иллюстрируется практическим
примером, взятым для авиационного двигателя Либерти (400 л. с.).
Этот двигатель имеет двенадцать цилиндров, расположенных V-образно
с углом между осями цилиндров равным 45°. Размеры цилиндра 127X178 мм.
В данный момент рассмотрим этот двигатель со степенью сжатия, равной
5,56, и объемом камеры сжатия, равным 18°/0 от полного объема.
В результате испытаний этого двигателя среднее индикаторное давление
получилось равным 8,76 кг/см*.
Индикаторная диаграмма, начерченная в масштабе, должна дать среднюю
высоту, изображающую собой некоторое среднее (фиктивное) индикаторное
давление. Для получения среднего эффективного давления надо это полу-
ченное из диаграммы среднее индикаторное давление умножить на величину
механического к. п. 5, (обычно от 87 до 92°/0)-
Теперь требуется найти точки А, В, С и D индикаторной диаграммы
(фиг. 158), считая, что уравнения кривых расширения и сжатия выразятся
следующей формулой: Р- I " —const, где я = 1,32.
228
Площадь кривой ABCD = площади OCDA площадь
OBA-Pc'Vc~Pd'Vd P^vb~PaVa г
п—1 п—I
(з)
Тогда среднее индикаторное давление будет:
г, L
Pt = V-
где р является постоянной, учитывающей закругление углов диаграммы на
практике; ее можно принять равной 0,96.
Принимая начальное давление = 1 кг/см2, и давление в конце хода
расширения РО = 4,2 кг]см\ подста-
вим эти значения в вышеприведен-
ное равенство (с). Дальше величины
Т7Л, Vg, Vc и VD известны; если VA
и VD в отдельности приравнять еди-
нице, то VB и Vc будут равняться
0,18, каждая от Ул или Ер.
Единственными неизвестными вели-
чинами в уравнении (а) остаются:
давление сжатия Рв и давление сго-
рания Рс.
Для того чтобы найти Р'в, найо
подставцть известные величины в
уравнение:
Рв = РА. е" = 1.(5,56) i-32^
= 9,45 кг]см?-.
Найдя значение Рв, величину Рс
(давление вспышки), можно найти из
уравнения (а) или
Фиг. 158. Конструктивная индикаторная
диаграмма.
8,76 <Pc-0,18 —4,2-1 9,45-0,18 —1\ 1
О,96Д 0,32 0,32 ) 1 — 0,18’
откуда
Рс = 40,5 кг/см2.
Эту величину можно также получить или проверить из следующего
соотношения:
Рс = Рв 4,2-(5,56)1-32 = 40,5 кг/см2.
Пунктирная диаграмма ABCD (фиг. 158) дает теоретическую индикатор-
ную диаграмму; действительная диаграмма должна быть закруглена так,
чтобы максимальное давление равнялось приблизительно 31,6 кг/см2. Сле-
дует запомнить, что это закругление теоретической диаграммы допускается
в вышеупомянутых вычислениях. Для рассматриваемого двигателя максималь-
ная сила, действующая на поршень диаметром 127 мм, будет равна:
Р 31,631,6 ^(12,7)2 4000Л-?..
.229
Силу, действующую на поршень, в любой момент хода можно получить
из индикаторной диаграммы и потом построить диаграммы давлений на
шатунные и коренные подшипники и диаграмму крутящих моментов.
Для золотникового двигателя, испытанного д-ром Ватсоном, величины п
для смесей бензина с воздухом были: для линии расширения п = 1,18 и для
линии сжатия л = 1,29; для смесей же бензола и воздуха соответственные
значения для п получались следующие: п = 1,25—расширение и л = 1,28 —
сжатие. В обоих случаях двигатель работал на богатых смесях.
Давление в двухтактных двигателях
Давление, получаемое в двухтактных двигателях, почти неизменно бы-
вает ниже давления в четырехтактных такого же размера и сжатия; главным
образом это происходит
из-за плохого продува,
меньшего коэфициента
наполнения и — в типах
с двумя или тремя рядами
окон—из-за утечки све-
жей рабочей смеси, по-
лучающейся вследствие
частичного перекрытия
периодов всасывания и
выхлопа.
Применяя надлежащей
конструкции клапаны для
распределения газа, про-
дувку и приспособление
для сжатия смеси, иногда
можно получить почти
одинаковое среднее дав-
ление и давление сгора-
ния при той же степени
сжатия и оборотах, как
в случае четырехтактного двигателя. Однако потери в' механическом к. п. д.
обычно перевешивают непосредственный выигрыш мощности, полученный
таким способом.
В двигателях с двумя рядами окон и при сжатии воздуха в картере от
0,2 до 0,4 кг/см* давление сгорания колеблется от 14 ki/cm1 при давлении
сжатия, равном 4,5 кг/см*, до 21 кг/см* при сжатии 5,6 кг/см*.
В этих двух’ случаях величина среднего индикаторного давления будет
колебаться от 3,9 до 5,3 кг/см*. При хорошо сконструированных проходах
и правильной регулировке возможно получить среднее индикаторное дав-
ление от 5,6 до 6,7 кг/см*.
На фиг. 159 ^представлены три типичные индикаторные диаграммы, снятые
с двухтактных двигателей'; одна — для двигателя, охлаждаемого воздухом
с низким давлением сжатия, равным 3,2 кг/см1, представленная незаштри-
хованной площадью, очерченной сплошной линией; вторая—диаграмма для
двигателя водяного охлаждения с давлением сжатия, равным 5 кг/см*, пред-
ставленная заштрихованной площадью, очерченной- сплошной линией; р
третья — диаграмма для такого же двигателя, но с запаздыванием зажига*
ния очерченная пунктиром.
Табл. 58 дает соответствующие величины давления сжй!ия в вышеуказан-
ных трех случаях при 1500 об/мин.
ТАБЛИЦА 56
Давление в двухтактных двигателях в кг/слА (сверх атмосферного)
Двигатель В конце сжатия В конце сгорания В конце расширения, когда открыт выхлопной проход Среднее эффективное давление Р.
а) воздушного охлаждения .... б) водяного охлаждения с опере- 3,2 11,0 1,05 1 2,5
жением зажигания . в) водяного охлаждения с запазды- о,0 17,5 1,82 3,5
ванием зажигания 5,0 п,о 2,1 3,7
Следует заметить, что указанные давления не являются абсолютными
величинами, и для того чтобы получить абсолютные величины, к данным
Фиг. 160. Диаграмма давлений в кривошипной камере двухтактного двигателя.
величинам надо прибавить 1,03. В результате запаздывания зажигания полу-
чается более высокое среднее эффективное давление при более низком мак-
симальном давлении; однако в этом последнем случае потери тепла в стенки
цилиндра будут большими, чем при нормальном опережении зажигания.
На фиг. 160 представлена диаграмма сжатия воздуха в картере, соответ-
ртрующая диаграммам, представленным на фиг. Она дара для всасывания
231
И сжатия свежей смеси. Максимальная величина давлений всасывания и сжат
равняется приблизительно 0,49 кг{см*, а средняя величина — приблизительно
0,28 кг/см*. Линия сжатия на фиг. 159 выражается следующим уравнением:
а линия расширения
р. И= const,
р. V1-36 = const.
Фиг. 161 и 162 являются точным воспроизведением индикаторных диаг-
Фиг. 161. Индикаторная диаграмма двухтактного
двигателя, работающего на бедной смеси.
Фиг. 162. Диаграмма двухтактного двигателя,
работающего на нормальной смеси.
рамм, снятых при помощи
оптического индикатора Ват-
сона с двух цилиндров
четырехцилиндрового, двух-
тактного авиамотора с про-
дувом воздуха.
В первом случае смесь
была беднее, чем во втором.
В этом случае происходило
ненормальное и медленное
сгорание. Также возможно,
что из-за большого нагре-
вания поступало меньшее ко-
личество свежей смеси. В
последнем случае давление сжатия при открытом дросселе равнялось прибли-
зительно 6,3 кг/см*, а давление вспышки 28 кг/см*. В конце хода расшире-
ния открывалось выхлопное
окно и давление в цилиндре
быстро падало до атмосфер-
ного и затем немного ниже
атмосферного. Среднее давле-
ние (индикаторное), относя-
щееся к этой диаграмме, рав-
нялось 6,8 кг/см*.
Диаграмму, представленную
на фиг. 162, можно считать
типичной для хорошего двух-
тактного двигателя; диаграмма
на фиг. 161 указывает на
плохие рабочие условия и бо-
лее медленное сгорание смеси.
В каждом из вышеуказан-
ных случаев двигатель делал
1350 об/мин.
Двигатель имел размеры 7 5 \ 115 мм.
Для двухтактного двигателя с давлением сжатия, равным приблизительно
3,& кг/см?, величины п — показатели политроп расширения и сжатия—соот-
ветственно равняются 1,25 и 1,35.
Очевидно, что величина п изменяется в зависимости от конструкции дви-
гателя, его быстроходности и состава смеси, так как на форму кривы:
расширения и сжатия влияет охлаждающее действие етенок и пр.
§32
чем меньше потери охлаждения и чем больше обороты двигателя, тем
больше будет величина п, тем ближе процесс приближается к адиабатиче-
скому. В тихоходных двигателях и при больших потерях тепла линии рас-
ширения и сжатия будут приближаться к изотермическим и поэтому величина
п будет приближаться к единице.
Следует заметить, что величина п не одинакова для всех точек, лежащих
на линии расширения, так как потери охлаждения и скорость поршня не
остаются постоянными в течение всего хода.
Давление всасывания и выхлопа
После того как были рассмотрены рабочие давления в цилиндре в тече-
ние рабочего цикла, необходимо рассмотреть изменения давления, происхо-
дящие во всасывающих и выхлопных трубах двигателей внутреннего сгорания.
В первую очередь рассмотрим давления во всасывающих трубах: 1) среднее
давление при каких-нибудь определенных условиях работы и 2) действи-
тельные давления, существующие в различные моменты в течение полного
цикла изменений.
Среднее давление во всасывающей трубе обычно измеряется около впуск-
ного клапана посредством присоединения ртутного монометра ко всасываю-
щей трубе.
Максимальное отрицательное давление в любом двигателе зависит от
конструкции карбюратора, всасывающих труб и проходов, а также от' ско-
рости и регулировки клапанов.
В обычных автомобильных двигателях карбюраторного типа в редких слу-
чаях среднее отрицательное давление может достигать 0,28 Хтг/сл? (т. е.
давление на всасывании на 0,28 кг/сл? ниже атмосферного), что соответ-
ствует разности уравнений ртутного столба около 210 мм. Такое сравни-
тельно высокое разряжение на всасывании получается при больших оборо-
тах двигателя, причем опыты показывают, что чем больше разряжение на
всасывании, тем меньше коэфициент наполнения.
Метод измерения этого отрицательного давления очень прост, причем в
практике было найдено, что изменения давления во всасывающей трубе
заметно не влияют на показания ртутных столбиков благодаря относительно
большей инерции массы ртути. Во время производства замеров давлений
обороты двигателя должны поддерживаться постоянными. Мгновенные из-
менения давления определяются посредством присоединения индикатора со-
ответствующей конструкции к'выбранному месту на впускной трубе так,
чтобы он мог немедленно отмечать быстрые изменения давлений.
Этим способом д-р Ватсон снял индикаторные диаграммы со всасывающей
трубы; примеры их даны на фиг. 163 и 164.
На фиг. 163 кривая А представляет изменения давления в одноцили i-
дровом золотниковом двигателе, работающем приблизительно при 800 об/мин.
и кривая В—при 1200 об/мин.
Из диаграммы видно, что при увеличении оборотов увеличивается ампли-
туда колебаний давления. Волнообразный характер давлений во всасываю-
щей трубе отчетливо виден на этих диаграммах.
Также заметно затухание волн к началу следующего впуска.
На фиг. 164 представлены изменения давления такого же типа для четы-
рехцилиндрового двигателя; так же как и в предыдущем случае влияние
233
оборотов явно выражено. Кривая А соответствует 650 об/мин и кривая
В . 1800 об/мин. Следует заметить, что увеличение числа цилиндров смяг-
Фиг. 164. Давление во вс бывающей трубе четырехцилипдрового бензинового
двигателя.
Д—650 об/мин и В—1800 об/м н.
чает колебания давления и оно получается более ровным. Также значительно
изменяется амплитуда колебаний давления, а ч сгота цикла изменений
увенчивается. Это' явление а|фл9гИчИ0 дви^ни^ пдамени рвет вверх И
вниз; чем меньше величина пламени и чем больше частота мерцаний, тем)
более длительным получается эффект • освещения.
В четырехцилиндровых двигателях можно отметить повышение давления:
во всасывающей трубе в начале открытия впускного клапана, что частично,
вызывается инерцией газов во всасывающей трубе (из-за образования волн):
и частично благодаря противодавлению остаточных газов внутри цилиндра.
Было найдено, что это повышение давления, вызываемое, главным обра-
зом, инерцией газов во всасывающей трубе, больше при более длинных,
грубах.
При коротких всасывающих трубах и при впуске воздуха около жиклера
повышения давления выше атмосферного не бывает.
Интересно отметить, чТ • коэфициент наполнения падает немного быстрее,,
чем среднее давление во всасывающей трубе. Среднее давление можно по-
лучить из кривой изменения мгновенных давлений, найдя среднюю высоту
этой кривэй<;Что касается измерения давлений в1 выхлопной трубе, то надо
сказать, что среднее и моментальные давления измеряются таким же спосо-
ртутного манометра, здесь потребуется лучший. гаситель колебаний для по-
лучения устойчивых показаний, так как влияние волн здесь более сильное,
чем' во всасывающей! трубе.
На фиг. 165 представлена типичная кривая изменения среднего давления
в' выхлопной трубе в зависимости от оборотов одноцилиндрового двигателя
с тюльпанообразными клапанами, снабженного простой камерой расширения
больших размеров для глушителя с выхлопной трубой соответствующего
диаметра и длиной приблизительно 1,5 м.
На фиг. 166 показано изменение давления на выхлопе одноцилиндрового
золотникового двигателя, о котором уже упоминалось ранее в связи с рас-
смотрением давлений на всасывании.
Можно заметите что амплитуда колебаний давления наибольшая в периоде
открытия выхлопного клапана и что перед закрытием его, когда поршень
приближается к верхней мертвой точке, давление быстро падает ниже ат-
мосферного и затем поднимается до атмосферного непосредственно перед
следующим открытием выхлопного клапана.
Разряжение или. отрицательное давление в выхлопной трубе обязано
инерции быстро движущихся масс газов. В этом заключается действие про-
дува, впервые выдвинутое Аткинсоном в работах с газовыми двигателями,
р Которых вакуум, образуемы^ выхдрпны^и разами, использовывался- слбДую-
щим образом: воздушный клапан открывался непосредственно перед газовым
клапаном, благодаря чему в цилиндр попадал свежий воздух для продува.
Фиг. 166, Давление в выхлопной трубе одноцилиндрового двигателя.
А—800 об/мин и В—120) об/мин.
Длина выхлопной трубы играет большую роль для этого продува, причем
возможно для данного Двигателя найти такую длину трубы, при которой пе-
Фиг. 167. Давление в выхлопной трубе че-
тырехцилипдрового бензинового двигателя.
Л—600 об/мин и В—1340 об/мин.
риод колебания волн давления бу-
дёт находиться в резонансе с обо-
ротами двигателя.
Кривые, показанные на фиг. 167,
сняты с четырехцилиндрового дви-
гателя. Как видно из этих кривых,
пе'риод образования волн здесь
меньше, чем в одноцилиндровом
двигателе, так же как- в случае
колебаний давления во всасываю-
щей трубе. При более высоких
оборотах отмечается почти полный
резонанс. Средняя высота кривых
повышается с повышением оборо-
тов. В четырехцилиндровом дви-
гателе длина выхлопной трубы
равнялась приблизительно 2,7 м
и была снабжена двумя простыми
расширительными коробками, каж-
дая емкостью в 0,028 л/3, поме-
щенными подряд близко к выпуск-
ному отверстию. Эти подробности
даны, потому что конструкция
глушителя и размеры выхлопных труб имеют большое влияние на вели-
чину среднего и моментальных давлений.
33$
Производя опыты с Выхлопными трубами (отдельно от глушителя) раз- ,
личных размеров и различной длины, можно улучшить коэфициент наполне-
ния и, следовательно, отдачу мощности двигателя.
Влияние давления выхлопа на мощность двигателя
Вопрос о влиянии противодавления выхлопа на отдачу мощности дви-
гателя имеет большое значение и стоит в зависимости от конструкции
выхлопных труб и систем глушителя.
Прежде всего интересно рассмотреть влияние постепенного повышения
противодавления выхлопа на отдачу мощности бензинового двигателя. Для
этой цели можно предположить, что выпускное отверстие выхлопного па-
трубка снабжено стопорным краном, который можно постепенно закрывать.
При системе выхлопных труб надлежащей конструкции без изгибов и су-
жений и при открытом стопорном кране двигатель даст максимальную от-
дачу мощности при любых оборотах. При постепенном закрытии стопорного
крана противодавление выхлопа начинает медленно повышаться, в резуль-
тате чего линия выхлопа на индикаторной диаграмме начнет повышаться,
что уменьшит площадь диаграммы, а следовательно 'и отдачу мощности.
Это понижение отдачи мощности сначала будет пропорционально повы-
шению противодавления, а затем в некоторой степенной зависимости от
противодавления; это происходит потому, что торможение выхлопных газов
посредством крана повышает температуру самих газов и. частей с ними со-
прикасающихся, в результате чего получается перегревание головки цилиндра.
Коэфициент наполнения падает вследствие нагревания свежей смеси. Дальше
выхлопные газы, находящиеся в ограниченном пространстве и под значи-
тельным давлением, стремятся расшириться и опять войти в цилиндр, когда
выхлопной клапан еще открыт. При дальнейшем закрытии стопорного крана
совместное действие возрастания давления, повышения температуры и рас-
ширения газов в конце концов останавливает двигатель.
Вышеописанное является теоретическим рассуждением, встречающемся
на практике, когда к двигателю присоединен глушитель или плохой конст-
рукции выхлопная труба. Как уже было указано, любой конструкции глу-
шители вводят дополнительные сопротивления струе выхлопных газов и
обычно вызывают повышение противодавления и следовательно потерю мощ-
ности. Чем больше степень заглушенности газовых звуков при помощи
глушителей (нормальных размеров и весов, применяемых в практике), тем
выше противодавление.
Теоретически, конечно, возможно осуществлять выхлоп в сосуд достаточно
больших размеров и сделать в этом сосуде большое число маленьких от-
верстий, так, чтобы их общая площадь давала такую же струю выхлопных
газов, как и в случае открытого выхлопа. Таким образом пульсирующую
струю выхлопных газов, служащую обычно причиной шума, можно превра-
тить в бесшумную непрерывную струю, выходящую из выпускных отверстий
глушителя. Практически в этом случае не получится никакого повышения
противодавления. Автор имел возможность произвести опыты с большими
бензиновыми авиадвигателями, причем он применял большие подземные
глушители с окошками из мелкой проволочной сетки или перекрывающи-
мися наружными кранами. Результаты этих опытов подтверждают выше-
приведенное теоретическое положение: шум выхлопа шестицилиндрового
237 j
двигателя 'В 200 л. с. был почти незаметен, так же как и йлиянйе СиСтеМы
i лужения на отдачу мощности.
Опыты по замеру противодавления на выхлопе.
По поводу влияния глушения на работу двигателя был проведен ряд
опытов на восьмицилиндровом авиамоторе Кертисс. Этот двигатель имел
диаметр, равный 100 мм, ход—125 мм и развивал мощность, равную 70 л. с<
при 1200 об/мин.
Во время испытания этого двигателя выхлопные трубы от двух рядов
цилиндров сводились в одну общую выхлопную трубу, которая была снаб-
жена стопорными кранами илн клапанами для быстрого или постепенного
Цротыло&аллопие *а выхлопе в м& ртути столбя
Фиг. 168. Влияние противодавления на
выхлопе на потерю мощности двигателя.
изменения противодавления выхлопа,
которое измерялось ртутными мано-
метрами.
На фиг. 168 указана зависимость
между противодавлением выхлопа, вы-
раженного в миллиметрах подъема
ртутного столба, и потерей мощности.
Двигатель в этом случае делал
1230 об/мин и развивал с открытым
выхлопом мощность, равную 65 э. л. с.
Эта кривая показывает, что потеря
мощности при противодавлении, дохо-
дящем до 125 — 150 мм высоты ртут-
ного столба, почти пропорциональна
противодавлению, но затем увеличива-
ется с большей скоростью и при проти-
водавлении, равном—300 мм ртутного
столба; потеря мощности составляет
приблизительно пятую часть от полной
развиваемой двигателем мощности. При
противодавлении около 500мм ртут-
ного столба двигатель останавливался
совсем.
Вышеприведенные результаты по-
казывают, что при противодавлении на 0,15—0,20 кг/см* выше нормального
противодавления при открытом выхлопе, потеря среднего эффективного да-
вления не превышает потерь при открытом выхлопе.
Вышеуказанные результаты очень важны при конструировании глушителя,
так как ойи указывают точное влияние противодавления, вызываемого глу-
шителем, на отдачу мощности. Изменения противодавления в зависимости от
эффективной мощности можно выразить следующей формулой:
- Pr~K-Ne1,5,
где /С есть постоянная Для данного двигателя и оборотов его.
На фиг. 169 показано как изменяется противодавление* с изменением
оборотов данного двигателя. Эта кривая показывает изменение противода-
* Манометр здесь был присоединен к выхлопной трубе на расстоянии 150 мм от
последнего цилиндра.
238
едения й одном и Той же двигателе При различных системах выхлопа, Т. е.
при открытом выхлопе, с нормальной выхлопной трубой и с заглушенным
выхлопом. При установке "нормального глушителя противодавление прн
1230 об/мин изменяется от 75 до 125 мм ртутного столба. При очень хо-
рошем глушипле противодавление изменяется от 50 до 100 мм ртутного
столба.
На фиг. 169 также показаны противодавления при различных оборотах,
с почти закрытым выхлопным отверстием (при прочих равных условиях);
две верхние кривые закрытого выхлопа относятся к двум различным опы-
там. В процессе вышеупомянутых опытов было замечено одно интересное
Фиг. 169. Изменение противодавления на выхлопе в зависимости от числа оборотов
ности, вызываемое противодавлением, причем это явление прекращалось
при очень малом изменении оборотов в ту или другую сторону от этого
критического значения. В дальнейшем при уменьшении выхлопной трубы
этого явления или вовсе не наблюдалось или изменялось критическое зна-
чение оборотов. Можно предположить, что эта повышенная потеря мощ-
ности вызывалась отраженной волной выхлопного газа, наполнявшей камеру
сгорания одного или больше цилиндров как раз перед закрытием выхлоп-
ного клапана.
Влияние выхлопных труб на отдачу мощности
Известно, что отдача мощности с выхлопом непосредственно наружу
обычно меньше, чем при применении длинных выхлопных труб. В первом
случае выхлопные газы с высокой температурой и с большой скоростью
движения производят работу в атмосфере и поэтому испытывают большее
239-
сопротивление, чем при выхлопе через длинные трубы; во втором случае
происходит некоторое охлаждение выхлопных газов и, следовательно, паде-
ние давления их, а самое главное то, что инерция газов оказывает инжек-
торное действие на следующие выхлопы. Кроме того, в этом случае влия-
ние образования волн не приобретает такого серьезного значения, как в
случае с впускной трубой.
В двигателе, предназначенном для работы с постоянной скоростью, длину
выхлопных труб можно подобрать такой, чтобы в результате синхрониро-
вания волн выхлопных газов получался продув. Изменения давления при
больших оборотах колеблются от 0,7 до 0,20 кг/см\
Из опыта гонщиков, мотористов, подтвержденного испытаниями двигателей
на станках, установлено, что при открытой выхлопной трубе мощность
получается немного большей, чем при глушителях наилучших конструкций,
применявшихся до сих пор. Приведенные в табл. 59 результаты были полу-
чены при испытании четырехцилиндрового двигателя, имеющего диаметр,
равный 100 мм, и ход—140 мм. Замер развиваемой мощности произ-
водился посредством электрического динамометра. В первой серии испыта-
ний двигатель был снабжен нормальным глушителем, имеющим три тормоз-
ных пластинки. В опытах № 2 выхлоп производился непосредственно в воз-
дух. В третьей серии опытов применялись длинные прямые выхлопные
трубы, которые сводились с легкими изгибами в одну главную выхлопную
трубу.
В серии опытов № 4 был установлен нормальный глушитель с двумя
тормозными пластинками, причем здесь шум выхлопа был значительно силь-
нее. Полученные результаты, которые верны с точностью до — л. с., пока-
зывают, что отдача мощности без глушителя, только с выхлопной тру-
бой, больше при всех оборотах двигателя, чем без выхлопных труб, или
с глушителями. При установке с выхлопными трубами и при максималь-
ных оборотах было получено увеличение мощности на 21°/0 по сравнению
с установкой только с нормальным глушителем; но это увеличение мощ-
ности последовательно падало при уменьшении оборотов; при 600 об/мин
результаты, полученные во всех четырех случаях, были почти одинаковые.
ТАБЛИЦА 59
I
Результаты испытаний по определению влияния глушения выхлопа
на мощность двигателя
Обороты в минуту Испытания № 1 с нормальным глушителем Испытания № 2 без глушителя и выхлопной трубы Испытания № 3 только с ВЫ- ХЛОПНОЙ трубой Испытания № 4 с измененным нор- мальным глушите- лем
500 750 1000 1250 1 5(10 1750 14,0 л.с. 22,5 » 2S.5 » 33,25 » 36,0 » 36,75 » 14,25 л.с. 23,5 » 30,25 » 36,50 » 40,0 » 41.75 » 14,25 л.с. 23,5 » 30,5 » 37,25 » 42,0 » 44,5 » 14,25 л.с. 23,5 » 30,25 » 36,75 » 41,0 » 42,0 »
240
Сравнение опытов № 1 и № 4 показывает, что наибольшее противо-
давление, вызвавшее падение мощности, следует отнести за счет сопроти-
вления тормозных пластин (отражателей).
Однако надо заметить, что глушитель был не особенно удачной кон-
струкции и можно было бы сконструировать лучший, который бы давал
меньшую потерю мощности.
Требования, предъявляемые к глушителю
1. Глушитель должен максимально уменьшать шум с минимальной поте-
рей мощности. Результаты многочисленных опытов, произведенных авто-
ром с глушителями авиационных и автомобильных двиотелей, сконстру-
ированных для высокой производительности, показали, что можно по-
лучить заметное понижение шума выхлопа при потере мощности в 1%,
при двух третях от полных оборотов, и в 5°/0 — при максимальных оборо-
тах двигателя. Значительно лучший эффект глушения (приблизительно рав-
ный тому, что получается в лучших автомобильных конструкциях), полу-
чался при потере мощности приблизительно в 1|-в/0 ПРИ лвУх третях от
полных оборотов, и 70/0 — при максимальных оборотах.
2. Наиболее эффективными глушителями были такие, в которых объем
камеры глушения был не меньше 0,00022 м3 на 1 л. с. мощности двигателя.
3. Охлаждение газов при протекании их по сравнительно большой по-
верхности глушителя (которая обдувается воздухом при движении самолета
или автомобиля) дает хорошие результаты и отвечает теоретическому тре-
бованию уменьшения объема охлаждением горячих газов.
4. Расширение газов при переходе их от давления в камере сгорания
до давления атмосферного должно происходить возможно более постепенно
м глушитель должен отвечать требованию постепенного увеличения объема
газов выхлопной. трубы до выхода их наружу.
5. Применения тормозных пласгинок или сеток надо по возможности из-
бегать, При испытаниях наиболее эффективными оказались глушители срав-
нительно простой конструкции со свободными каналами для потока газа.
В глушителях с тормозными или отражательными (целыми или с про-
сверленными отверстиями) пластинками, а также в глушителях с сетками
серьезным вопросом является очистка их.
6. Хорошо сконструированный глушитель вместе с выхлопными трубами
полжен весить не больше 0,10 кг[л. с.
16 Д ж о д ж, Автом. и авиац. двигатели.
241
ГЛАВА ВОСЬМАЯ
КОЭФИЦИЕНТ НАПОЛНЕНИЯ
Общие соображения
Количество смеси, засосанной в цилиндр бензинового или какого-либо
иного двигателя внутреннего сгорания, всгеда меньше теоретнчеткого коли-
чества, которое могло бы вместиться в рабочий объем цилиндра при ат-
мосферном давлении и температуре.
Отношение действительного количества засосанной смеси к теоретиче-
скому называется коэфициентом наполнения.
Количество свежей смеси, засосанной в цилиндр, зависит от многих фак-
торов, которые мы кратко перечислим:
1) сопротивление трения смеси во всасывающей системе;
2) скорость смеси во всасывающей системе;
3) подогрев смеси на пути от заборного патрубка до входа в цилиндр;
4) величина разрежения над поршнем при всасывании;
5) фазы распределения клапанов впуска и выпуска.
Потери трения по экспериментальным данным зависят ог следующих
причин:
а) От конструкции карбюратора. В карбюраторах бензиновых двигателей
необходимо применять суженное сечение, в котором скорость повышается
по крайней мере на 100°/о-
Дросселирование входящего воздуха наблюдается также и в других час-
тях карбюратора, как например в о(верстиях протекающего воздуха, в филь-
трующих сетках и т. п.
Идеальным карбюратором для наилучшего наполнения можег служить
поверхностный карбюратор. Вероятно, что применение непосредственной
подачи топлива должно повлиять на возрастание коэфициента напол-
нения.
б) Длина и размеры впускных трубопроводов. Очевидно, что для хо-
рошего наполнения необходимы короткие патрубки с большими сече-
ниями.
в) Число, размеры и расположение клапанов. Клапаны должны быть
сконструированы так, чтобы в них не было значительного возрастания ско-
рости и вследствие этого потери напора. Кроме того, необходимо, чтобы
не было чрезмерного подогрева смеси.
г) Число колен смесепровода. Каждое колено является источником потерь
^рэфициента наполнения вследствие срывов струи и завихрений.
242
Плотность заряда
В нормальных двигателях не происходит полного наполнения рабочего
объема свежей смесью вследствие подогрева смеси и сопротивлений в трубо-
проводах и клапанах.
Если начальное давление равно атмосферному, то плотность заряда в
цилиндре служит в то же время величиной коэфициента наполнения.
Так, если температура заряда смеси равна 57°Ц и плотность рабочей
смеси 0,827, то коэфициент наполнения будет равен 82,7%. Здесь вели-
чина 0,827 получена как обратное отношение абсолютных температур за-
ряда смеси при 57 и 0°Ц.
Высказанное положение можно доказать следующим образом:
Пусть — рабочий объем,
у —удельнный вес свежей смеси в цилиндре.
у0 — удельнный вес смеси при нормальных условиях.
Тогда yVh — весовое количество свежей смеси, находящееся в цилиндре,
у0Ул — весовое количество рабочей смеси, которое можно было бы
засосать при нормальных условиях и отсутствии потерь при наполнении
двигателя смесью.
Тогда согласно данному определению коэфициента наполнения можно
написать для него следующее выражение:
г =x.iF*.==i = £.L-
ТоИд То Ро
Если считать, чт > давление в конце всасывания в цилиндре двигателя
Р — Рп, т. е. равно атмосферному давлению, тогда
Из этой последней формулы и получается значение
# т;, = 82,7% при 7'0=273°
и
Т= 320° абс.
В действительных условиях невозможно получить давление в конце
всасывания равным атмосферному, так что действительная величина коэ-
фициента наполнения всегда меньше этой идеальной.
Для того чтобы иметь образец для сравнения коэфициентов наполнения
различных двигателей, Рикардо рекомендует принимать начальное давление
равным 1 кг/см2 вместо 1,03 кг]см*, что равносильно уменьшению идеаль-
ного коэфициента наполнения на 5%. Таким образом для рассмотренного
выше случая коэфициент наполнения будет 0,95 X 0,82 = 0,805 = 80,5%.
Эта величина коэфициента наполнения соответствует скорости газа
около 30,5м/сек в очень коротких трубопроводах.
И>ак, вышеприведенные соображения показывают, что коэфициент на-
полнения зависит от плотности (или удельного веса) заряда свежей смеси,
т. е. от температуры и давления заряда в цилиндре.
то*
243
В любом двигателе при прочих равных условиях величина полезной
работы, которая может быть получена от заряда, зависит от количества
рабочей смеси, находящейся в цилиндре в конце хода всасывания.
Величина заряда смеси воздуха и газа или воздуха и паров углеводо-
родного топлива при атмосферном давлении может быть предварительно
определена по количеству кислорода, находящегося в смеси (с учетом
кислорода, содержащегося в топливе), так как количество кислорода
определяет количество энергии, выделенной топливом при его сгорании.
Например, обозначим Vh рабочий объем, описанный поршнем,
Vc— объем камеры сгорания,
т)Л—коэфициент наполнения,
— объем воздуха при атмосферном давлении, засосанного за период
всасывания.
Тогда количество кислорода по весу будет:
0.232• YrlrVA = 0,232 • 1,18 -rlr - Vh = 0,274 - Vh.
Зтесь 0,232 — количество кислорода по весу в 1 arg3 воздуха;
у — вес 1 м3 воздуха при 15° Ц и 760мм ртутного столба.
Вес бензина, необходимого для полного сгорания, может быть найден по
нижеследующей формуле, где 3,48 — весовое количество кислорода на
1 кг бензина при условии полного сгорания. Тогда наибольшее количество
тепловой энергии, которым располагают в данном случае, будет:
10 400 = 820-т1г. Vh- кал.
Здесь Ни = 10 400кал/кг — теплотворная способность 1 кг бензина.
Таким образом очевидно, что в идеальном случае при rJr = 1 наи-
большее количество располагаемой тепловой энергии равно 820. Vk кал/м3
рабочего объема двигателя.
Коэфициент наполнения по индикаторной диаграмме
Коэфициент наполнения может быть определен по индикаторной диаг-
Фиг. 17J.
Гамме, снятой слабой пру-
жиной (фиг. 170).
Здесь VA обозначает ра-
бочий объем,
V— объем, соответствую-
щий пересечению кривой
сжатия с атмосферной ли-
нией.
Таким образом коэфициент
наполнения может быть най-
ден из отношения
£1ОО7о-
. 244
Рассмотрим скорости смеси прежде всего с малым перепадом давления,
что обычно имеет место в практике. Для этого случая имеется формула:
wi = ^P=PJ.
здесь Р„ — атмосферное давление,
Р — давление внутри цилиндра,
у— вес единицы объема жидкости (для воздуха он равен 1,293 кг/'м2
при 0° Ц),
g — ускорение силы тяжести.
Выражая Рй и Р — в кг/м\ у — в кг/м? и g — в м/сек*, получим W в м/сек.
Общее уравнение энергии для равномерного и установившегося течения
какого-либо газа выражается следующей формулой:
1Г2 frfP , ,, . z.v
9“ = ' 7 +^=COnst- (А)
Величина Н в этом уравнении является потенциальной функцией, которая
в большинстве случаев может считаться постоянной.
Принимая изменение состояния газа при течении по адиабатическому
закону, имеем:
у = const- Pk.
Решая совместно уравнения (А) и (В), получаем:
k-Pok f р '~k\. (С)
2g (Л-1) А 0 )
Величина k для воздуха может быть принята равной 1,40.8. Если начали?
ная скорость 1Гв=0 при давлении Ро, тогда получим:
1
(р'~'ь-Р*^. (О)
Считая приближенно, что:
(1 + Р)1~“* = 14-(1 — т)Л
Если Ра меньше Р на очень малую величину, то можно привести уравнение
(£)) к виду:
= —Ро).
Это не что иное, гак приведенное выше приближенное значение скорости.
По этому уравнению можно подсчитать скорость выхлопных газов или
свежей смеси в бензиновых двигателях.
245
Рассмотрим в качестве примера скорость смеси в бензиновом двигател .
Примем разность давлений воздуха в цилиндре и пере д карбюратором равной
0,07 кг/см*. Принимая далее плотность смеси: 15 частей воздуха и 1 часть
бензина у=1,46 кг/м\ получим Р=1,0 кг! см1 и Ро=О,93 кг]см.
117 = (Р - Pe) = j/^g- - 700 = 97 Mt сек.
Нет надобности говорить, что эта теоретическая скорость выше дейст-
вительной, так как в данном случае совершенно не принималось в расчет
влияние завихрений, местных сопротивлений и трения.
Вес заряда
Рассмотрим вопрос истечения газов через отверстия и трубопроводы
различной длины.
Для малых перепадов давления с двух сторон отверстия или патрубка,
что бывает нормально в двигателях, скорость W в отверстии или коротком
патрубке дается формулой:
где обозначения те же, что и выше.
Если F — плошадь сечения отверстия, то секундное количество протекаю-
щего газа найдется по формуле:
Q = ср. F. Ц7= -р.F (Р-Рп).
Здесь <р является постоянной величиной, которая называется «коэфициен-
том истечения». Эта величина учитывает сжатие струи, трение и пр.
Величина <р меньше единицы для большинства случаев, но для некоторых
типов патрубков, имеющих конусообразное сужение, приближается к единице.
Если очертания такого патрубка подобраны по очертаниям естественного
сжатия вытекающей струи, то этот коэфициент очень близок к единице.
Приведенная формула может быть написана несколько иначе для того,
чтобы ввести в учет температуру и барометрическое давление.
Для стандартной температуры 15СЦ и давления 760 мм ртутного столба
формула упрощается. Но Вейссбаху коэфициент истечения ср имеет сле-
дующие величины:
Очертания у
Кругло? отверстие в тонкой пластинке .........0,56—0,79
Короткий цилиндрический патрубок..............0,81—0,84
» » » со скруглением . 0,92-—0,93
Конический сходящийся насадок.................0,90—0,99
Насадок с очертанием по сжатой струе...........0,90—0,99
Из этих цирр видно, что в случае наличия обыкновенной сетки, предо-
храняющей всасывающий патрубок карбюратора от пыли, полное сечение
246
отверстий сетки дол кно Оыть приблизительно вдвое больше сечения самого
патрубка. В действительности необходимо давать значительно большее
сечение, чем полученное путем такой оценки, вследствие того, что от
пыли и топлива сетка покрывается грязью, а также вследствие чрезвы-
чайно большого поверхностного трения. Практически рабочее сечение сетки
должно быть в 2’/.2— 3 раза больше сечения патрубка карбюратора, так
как только при этом соотношении не наблюдается падения коэфициента
наполнения.
Из этих же соображений действующая поверхность радиатора составляет
лишь от 75 до 80°/о от площади всех отверстий.
Вес газа при адиабатическом протекании через отверстия может быть
найден по формуле:
дэв"
для отверстия без трения р=1.
В случае круглого отверстия или короткого патрубка диаметра d фор-
мула может быть упрощена, принимая начальную температуру 15°Ц и счи-
тая /г=1,404.
Для учета трения и сжатия струи необходимо полученные величины
умножить на значения <д, приведенные выше.
Скорость газа
Из приближенной формулы:
следует, что скорость зависит от перепада давлений снаружи и внутри
цилиндра.
Далее мы покажем, что потери вследствие поверхностного трения, зави-
хрений, поворотов и т. п. изменяются приблизительно пропорционально
квадрату скорости (и вероятно даже быстрее, чем по квадрату).
Отсюда понятно требование выбирать насколько возможно меныпую
скорость, а следовательно, и получать меньшую разность давлений для
достижения высокого коэфициента наполнения. Уменьшение скорости дости-
гается применением клапанов больших размеров, увеличением числа кла-
панов, применением наиболее простых по очертанию и гладких трубо-
проводов.
В практике скорость впуска меняется от 35 до 75 м/сек, сообразно
с быстроходностью двигателя.
Просчет скорости впуска некоторых хороших конструкций быстроход-
ных двигателей дает наиболее благоприятную скорость между 70 и 85 м/сек.
Средняя скорость впуска может быть подсчитана приближенно по оборо-
там двигателя, площади поршня и площади впускного патрубка (предпо-
лагается постоянной).
247
Тогда средняя скорость
-С С-
2-S-yi
би
Х-л
30 ’
где D и d — диаметры поршня, и впускного патрубка,
С— средняя скорость поршня, которая меняется от 300 до 450л/,кд«
(5—7,5 м/сек) для нормальных двигателей и свыше S00 м/мин (15 м/сек)
для быстроходных гоночных двигателей.
Однако следует напомнить, что максимальная скорость поршня около
середины хода почти вдвое больше средней, причем по ходу скорость
переменна, так что потери при
истечении будут в некоторой
степени меняться вместе со
скоростью.
Здесь может быть отмечено,
что по эксперимейтальным-,
данным при таких высоких
скоростях, которые были вы-
числены выше, сопротивление
движению газов может изме-
няться не по квадрату, а по
более высокой степени ско-
рости.
Фигура 171 показывает гра-
фически скорости газа в раз-
личных частях всасывающей
системы от карбюратора до
цилиндра для авиационного
двигателя RAFlb.
Это был 8-цилиндровый»
V-образный двигатель с воз-
душным охлаждением, с диа-
-60 -30 6 30 60 90 120л/сел: метром цилиндра в 105з«.1Г
С^ЯЯдл^аесаСыВаЮщейт^^Омм при ходе 140^_и и степени
Фиг. 171. Скорость газа во всасывающей системе сжатия 4,5. Мощность 105 л. с.
авиационного двигателя. при 1600 об/мип. Сухой
вес 204 кг.
По кривой видно, что скорость в насадке карбюратора достигает вели-
чины 95 м/сек, а во всасывающих патрубках средней длины в 114 см
достигает величины 27,5 м/сек. По кривой заметно небольшое дросселиро-
вание во впускном клапане.
На фиг. 172 даны кривые, полученные Рикардо из принятого им соотно-
шения между коэфициентом наполнения и скоростью газов в коротких
всасывающих^, трубах.
Из кривых видно, что коэфициент наполнения имеет 8О,5°/о при ско-
рости смеси 30 м/сек.
Потери в наполнении 19,5°/0 могут быть разделены Следующим образом.
наименыпзя потеря вследствие подогрева............17,3%
потеря вследствие сопротивл< ний в трубах..2,2%
Всего 19,5%.
248
Пунктирные горизонтальные линии относятся к указанным степеням
сжатия.
Фиг. 172. Кривые Рикардо (теоретические).
Кривая А относится к цилиндру с подвесными клапанами и дает мень-
шие потери наполнения по сравнению с кривой В. Эта последняя кривая
относится к цилиндру с клапанами, расположенными в боковых карманах
Влияние трения
Влияние поверхностного трения, которое зависит от природы поверхно-
сти всасывающей системы, может быть учтено. »<
Сопротивление трения данной массы газа, протекающей через патрубок
данного сечения, может быть подсчитано по формуле:
R=f.L.w\
где /—коэфициент, зависящий от природы поверхности патрубка,
I— длина патрубка,
т — гидравлическая глубина, т. е. отношение площади сечения к пери-
метру патрубка,
W — скорость газа.
Формула дана для скоростей меньше 45 м/сек.
249-
Для круглого сечения:
= .U7!.
Это выражение приближенное и приложимо к скоростям ниже критиче-
ской и к случаю струйного течения. Все же оно показывает, что сопроти-
вление трения, выраженное в потере напора, изменяйся прямо-пропорцио-
нально длине, обратно-пропорционально диаметру патрубка и прямо-про-
порционально квадрату скорости.
Из этою выражения получаем скорость и м/сек:
здесь Н — потеря напора в метрах газового столба,
D± и I—диаметр и длина патрубка в метрах.
Значения коэфициента трения f изменяются в некоторых "ределах в зави-
симости от шероховатости поверхности и от диаметра патрубка. Для при-
ближенных подсчетов можно принимать /=0,005.
Приведенная формула может быть написана в зависимости or разности
павлений (Р — PQ), эквивалентной потерянному напору /7.
Так как
P-Pt = lH,
где
у — вес 1 м3 газа,
то
w . / 2g-(P —
I ' 4.гр
Количество газа, вытекающего в минуту, можгт быть найдено по фор-
муле:
<2=6O.f.U7==6O-7:. D/- «7=15 3,14 • О,9 1/ Dr .rf/MUH.
Весовое количество газа, вытекающего в минуту, буле г
с=-Т-О = v/WL3w.47,
Полагая в этой формуле
✓
.|/2^47 = С, *
получим
О = С- ]/ .т(^~~.
250
Величины С и j могут быть найдены по таблице:
/=0.003 0,0035 0,004 0,0045 0,005
С — 1910 1780 1665 1560 1480
f =0,0055 0,006 0,0065 0,0070 0,0075
С— 1410 1350 1300 1250 1210
Более поздние опыты Стантона по вопросу течения । газов и твердых
тел в трубах различного диаметра показывают, что они подчиняются одним
и тем же законам истечения.
Этот результат представляет интерес как указание на закон истечения
газов и паров.
Опыты производились с трубами различного дизметра — от 1/8 дм.
(около Змм) до 5 дм. (около 125 мм), причем скорости менялись от
1,5 до 35 м/сек.
Закон изменения сопротивления для всех жидкостей и газов был принят
по формуле:
где R— сопротивление на единицу площади,
у — плотность (или удельный вес) жидкости или газа,
W — скорость, а выражение f )
, W-D
есть функция от —где
V—кинематическая вязкость жидкости, т. е. абсолютная
деленная на плотность (удельный вес).
Если эту формулу представить
в виде:
R = K-W*.
то было найдено, что величина
гюказателз х возрастает с увели-
чением скорости жидкости или
газа, как было уже упомянуто.
Далее отношение наибольшей
скорости к средней скорости по-
тока в трубе изменяется от 0,5
до 0,8 при более высоких значе-
ниях функций
вязкость,
Фиг. 173. Жидкостное трение в «грубой»
и гладкой трубе.
и гладкой поверхностью и с
WD.
V ‘
Кривые, данные на фиг. 173,
показывают результаты опытов
Стантона над патрубками с шероховатой
диаметром 1| дм (28,6 мм). При построении их принято:
R — сила сопротивления на единицу площади,
D — диаметр трубы и
—скорость жидкости по оси трубы.
251
R
Для удобства сравнения построена
величина
по соответствующим
значениям —у—, причем интересно отметить, что кривые для воды и воздуха
точно совпадают.
Следует отметить, что кинематическая вязкость воздуха в 13 раз больше,
чем воды.
Относительно применения вышеприведенных формул к случаю всасываю-
щей системы следует напомниit>, что влияние потерь напора при протека-
нии газа через трубопровод заключается в уменьшении веса заряда, в осо-
бенности при очень коротком периоде всасывания в быстроходном двигателе.
Легче всего представить себе это, полагая постоянными разность давления
(вызывающую течение газа) и площадь всасывающего патрубка или системы.
Тогда влияние трения сведется к уменьшению скорости, а следовательно
и количества газа, так как количество газа равно произведению скорости
на площадь.
Удобно также рассматривать потери на трение как эквивалентное умень-
шение сечения патрубка при постоянной скорости. Очевидно и при этом
количество газа будет тем меньше, чем больше потери на трение.
Влияние поворотов
Влияние поворотов во всасывающей системе эквивалентно сопротивлению
трения в газовой среде, меняющей направление своего течения; вследствие
удара о части колена трубопровода появляются завихрения. Эти завихрения
являются прямой причиной потери напора.
Чем резче поворот, тем больше соответствующая потеря напора.
Зависимость потерь напора от радиуса закругления колена видна из
табл. 60, составленной по экспериментальным данным.
ТАБЛИЦА 60
Радиус закругления келена 11 7 5 2 1 0,75 0,50
Сопротивление,выраженное в экви- валентной длине прямой трубы 4.1 6,1 7,7 9,0 17,3 34,1 118
Из этой таблицы видно, что для данного диаметра трубы сопротивле ие
меняется обратно радиусу закругления колена.
Кроме поверхностного трения и поворотов существуют другие причины
падения наполнения, из которых наибольшее значение имеют резкие из-
менения сечения впускноА системы, как например, переход клапанно
коробки к цилиндру.
Каждое" изменение сечений является источником завихрений, следова-
тельно потерь напора.
Наличие всевозможных препятствий в системе, как жиклеры карбюратора,
штоки клапана, выступы и пр., также вызывает потери наполнения.
К другим причинам потери в коэфициенте наполнения относится также
подогрев газов от нагретых стенок всасывающей системы, камеры сжатия
и поршня и от работы, сообщенной поршнем газам.
252
г Очевидно, противодавление выхлопа подчиняется тем же положениям,
которые изложены выше для впуска.
Довольно точное выражение для подсчета сопротивлений тоения дано
Национальной физической лабораторией, а именно:
/? = 0,58 6 • 1О-’ • F0'93 - W1 •«>,
где R — сопротивление в килограммах,
F—поверхность одной стороны плоское i и, или внутренняя поверхность
трубы в смл,
W— скорость в м/сек.
Для скорости в 50м/сек получается сопротивление трения порядка
0,5 — 0,6/сг/лА
Весьма вероятно, что в случае течения газов с относительно высокими
скоростями, как это имеет место во всасывающей и выхлопной системах,
сопротивление или потеря напора вследствие трения будет изменяться по
более высокой степени скорости с показателем 2,0 или даже 3,0, так что
потери вследствие трения будут сравнительно с данными этой формулы
значительно больше.
Влияние трения настолько значительно, в особенности при тех высоких
скоростях, с которыми приходится иметь дело на практике, что, пренебрегая
этим фактором, можно получить потребную плошадь клапанов для одного
и того же коэфициента наполнения вдвое меньше, чем это бывает необ-
ходимо в действительности.
Можно легко показать посредством вышеизложенных методов, что в то
время как теоретически при данной скорости необходим клапан диаме-
тром в 30 леи, в действительности же необходимо увеличить его до диаме-
тра в 46 мм, если учесть влияние местных сопротивлений.
Течение газа через тарельчатые клапаны
Расчет впускных и выпускных клапанов имеет существенное значение
для получения высоких значений коэфициента наполнения, достигаемого
в современных двигателях. Расчет впускной системы включает определение
размеров впускных клапанов, подъема их фаз распределения, продолжи-
тельности открытия и числа клапанов на цилиндр. Общие положения рас-
чета площади клапанного прохода и фаз распределения остаются одни
и те же как для тарельчатых клапанов, так и для золотникового распре-
деления.
Клапаны могут рассматриваться как отверстия в цилиндре, через кото-
рые необходимо пропустить наибольшее количество газа или смеси в дан-
ный отрезок времени. Это время определяется быстроходностью двигателя
и фазами распределения.
Принимая этот период времени открытия клапана таким, как он был
определен выше, необходимо определить диаметр, подъем и число клапа-
нов на цилиндр. Весьма интересные данные по вопросу о протекании га-
за в тарельчатых клапанах приведены в отчете № 24 Американского на-
ционального комитета обороны и в монографии Стронга и Голльмана.
В первом случае производились опыты с одним и с двумя клапанами на
установке, показанной на фиг. 174.
253
воздух при опытах протекал непрерывным потоком через клапанную
коробку с монтированным в ней клапаном при заранее установленном
подъеме. Опыты проводились также с удаленными клапанами для исследо-
вания недросселированою потока.
Прямительная
Фиг. 175.
А—два клагана диаметром по 44,5 мм и одни клапан в 63,5 мм.
В—два клапана диаметром по 31,7 мм.
Фиг. 174. Прибор для замера скорости газа в клапанах.
Скорость воздуха за клапаном и его количество, протекающее через
клапан, измерялись посредством трубки Пито в суженной части цилиндра,
показанной на фиг. 174
с правой стороны. Ско-
рость в этой части ци-
линдра близко подходит
к скорости в клапанах.
11ериод давления в кла-
панах измерялся пьезо-
метрами, включенными в
патрубки клапанных ко-
робок, и в цилиндр. Ско-
рости менялись в преде-
лах от 7,6 до 98 м/сек.
При испытании при-
менялись два клапана
диаметром по 44,5 мм,
один клапан диаметром
63,5 мм и два клапана
диаметром по 31,7 мм.
Суммарная площадь двух
средних клапанов прак-
тически равна площади
одною большого. Подъ-
ем клапанов менялся от
1,5 мм до 38 мм. В
большинстве случаев дей-
ствительное количество
протекшего через кла-
пан (или клапаны) воздуха было сравнено с количеством такового же, вы-
численного по теоретической скорости, соответствующей падению давления
за клапанами. Отношение действительной скорости к теоретической назы-
вается коэфициентом истечения. Результаты нескольких испытаний предста-
влены на фиг. 175 и 176.
251
Здесь коэфициент истечения нанесен в зависимости от подъема клапана,
выраженного в долях диаметра .клапана и в абсолютных значениях подъема.
Результаты показывают, что при одном в том же относительном подъеме’
два клапана диаметром 44,5 мм имеют тот же коэфициент истечения, что
и один клапан с 63,5 мм в диаметре; но для одной и той же абсолютной
величины подъема один клапан большего диаметра дает больший коэфи-
циент наполнения.
Результаты опубликованного исследования согласуются с утверждением,
что коэфициент истечения не зависит от перепада давления, по меньшей
мере в пределах 0,07 кг/см* — 700 мм Н,О.
Довольно интересным является то обстоятельство, что коэфициент исте-
чения значительно выше при малых подъемах.
Трудно найти этому достаточно удовлетворительное объяснение; но, по-
видимому, это может происходить вследствие суженного сечения, которое
образует своего рода вентури или сопло, когда истечение происходит при
относительно малых разностях давлений; высокая же отдача такого сопла
представляет известный факт.
Фиг. 176. Опытные кривые скорости газа в клапанах.
Более низкие значения коэфициента истечения в случае двух малых кла-
панов, без сомнения, объясняются сходящимися очертаниями клапанного
прохода, ведущего к этим клапанам.
Другой интересный вывод из этих исследований заключается в том, что
обычно рекомендуемый во всех справочниках подъем клапана, равный од-
ной четверти диаметра, является далеко не достаточным, так как при этом
используется лишь 67°/0 всей площади клапанной горловины, в то время,
как подъем клапана, равный половине диаметра, дает от 80 до 90°/0.
Сравнение одного и двух клапанов
Сравнительное преимущество двух клапанов и одного с равной площадью,
заключается в следующем:
1) два клапана несколько лучше обеспечены охлаждением, чем один;
2) при подъеме в 0,215 диаметра два клапана дают на 25°/0 большее
количество вытекающего газа, чем один клапан с подъемом в 0,15 диаме-
тра; или сопротивление будет составлять лишь 64°/п по сравнению с одним
клапаном;
3) вес двух клапанов составит около 82°/0 от веса Одного клапана, что
позволяет применять гораздо более слабые пружины;
255
. 4) в случае системы двух клапанов привод’к ним получится более слож-
ный но не обязательно удвоенный по сравнению с одним клапаном.
Подъем клапана
Результаты вышеописанных опытов показывают, что рекомендуемый
обычно подъем в 1/4 диаметра недостаточен.
Проделаем подсчет подъема в предположении:.
а) равных площадей и
б) равного сопротивления в клапане.
Назовем диаметр клапана через d,
подъем — h,
площадь открытия клапана—тг-й-Л,
„ я-d2
площадь клапанной горловины------.
Для равенства этих площадей:
, , я-d2
n-d-h = —~r—
4
необходимо, чтобы
, h = ~.d.
4
Трение газа в патрубке дается формулой:
/?=/•
окружность патрубка
площадь патрубка
Г2,
тде W — скорость газа в патрубке.
Полагая клапан плоским
для кольцевого отверстия при подъеме h, имеем:
. 2K-d 2
к-d-h 1
тде — скорость газа в
Для горловины имеем:
клапане.
Kd
— nd2
4
тде W скорость в горловине.
Сравнивая эти величины, имеем:
4£ = W\
d h 1
Откуда:
256
так что
32
Следовательно,
Для клапанов с коническим седлом с углом при основании, равным 45°,
площадь открытия клапана будет:
Tt-d-h
V~2 '
Если в предыдущих выкладках считать эту площадь, то получим:
Л=0,445е/.
Если принять также и для случая а клапан с таким же коническим сед-
лом, то, полагая скорости газа одинаковыми как в горловине, так и в кла-
пане, получим:
Л , rd2
j/2 4
откуда
h = 0,354 d.
Из этих результатов следует, что подъем клапана во избежание потерь
должен быть несомненно больше */4 диаметра.
Наилучшими по расположению для достижения наиболее высокого коэ-
фициента наполнения следует признать подвесные клапаны, так как смесь
проходит через них из впускного патрубка в цилиндр, практически не
меняя j аправления. ,
В случае боковых клапанов, при которых всасывающие патрубки полу-
чаются такими же, как в случае одного подвесного клапана, смесь должна
делать два поворота под 90° каждый, после клапана до цилиндра; повороты
по сравнению с Системой подвесных клапанов являются лишними.
Потери давления (дросселирование заряда смеси) при тех высоких сю-
ростях, которые обычно применяются, оказываются при этом значительными.
Другое соображение, говорящее за лучшее наполнение при подвесных
клапанах, заключается в том, что при боковых клапанах смесь проходит
через камеру сгорания с большей поверхностью и, таким образом, более
значительно нагревается, что уменьшает коэфициент наполнения.
Общее стремление при конструировании клапанов заключается в приме-
нении больших клапанов с малыми подъемами, длл которых коэфициент
истечения больше.
Таким образом достигается при достаточней площади открытия клапана
уменьшение сил инерции.
Два больших клапана с малым подъемом (при прочих равных условиях)
дают лучшее наполнение по сравнению с одним клапаном одинаков Л
площади.
17 Дж од ж, Автам. и авиац. двигатели.
25/
Фиг. 177 показывает зависимость мощи сти от скорости газа для двигй-
теля, имеющего малый и большой клапаны.
При данном подъеме скорость газа менялась простым увеличением обо-
ротов. При малых оборотах разница в мощностях незначительна; но при
больших оборотах видно заметное падение мощности, в случае работы на
меньшем клапане или при большей скорости газа *.
«Удельное время-сечение» (Valve factor)
Клапана для авиадвигателей
Весьма интересные выводы можно получить из литературных данных по
двигателям Бенн и Мерседес, так как эти двигатели изготовлялись с двумя
и четырьмя клапанами.
Степень сжатия у четырехклапанного двигателя е —4,9 и у двухклапан-
ного е=4,5. Во всем остальном оба типа очень близки по конструкции.
Данные по этим двигателям приведены в табл. 61.
В этой таблице имеется величина «Удельное время-сечение». Эта величина
получена как произведение из половины площади открытия клапана на
число градусов открытия, т. е. градусов поворота кривошипа, разделенное
на рабочий объем одного цилиндра. > а
Рабочий объем на силу определялся в каждом случае по мощности при
1400 об/мин.
* L. Н. Pomeroy, The Influence of Valve Area, etc. upon H. P. and Thermal
Efficiency «Proc Inst. Autom Eng». 1918 — 1919. -
258
ТАБЛИЦА 61
Удельное время-сечение для авиадвигателей
Обозначение Бенц 4 клапана Мерседес 4 клапана Бенц 2 клапана Мерседес 2 клапана
Диаметр цилиндра в мм Ход поршня в мм Литраж 1 цилиндра вл Литраж полный вл Диаметр горловины клапана в мм . . . Площадь открытия впускного клапана в см2 Подъем клапана в мм Мощность в л. с Обороты Максимальная мощность л с. .... Максимальное число оборотов в мин. . . Продолжительность впуска в градусах . Площадь сечения впускного патрубка в см2 Литраж на 1 л. с. л Степень сжатия «Удельное время-сечение» . Среднее эффективное давление кг[см2 . 145 190 3,14 18,8 51,8 19,25 11,8 230 1 400 250 1 650 245 23,55 0,082 4,91 1,5 7,95 160 180 3,62 21,8 55,1 17,55 10,1 260 1 400 240 1 650 228,3 44,2 0,084 4,94 1,11 7,65 130 18J 2,38 14,4 61,5 21,12 11 160 1 400 164 140J 240 19,1 0,09 4,50 1,065 7,25 14J 16и 2,46 14,8 61,7 23.85 11,2 169 1 400 162,5 1 400 213 22,8 . 0,092 4,50 1,03 7,16.
Подогрев заряда
'Несмотря на то, что свежий заряд проходит через всасывающую систему
при температуре окружающего воздуха, нее же при соприкосновении с
нагретыми трубопроводами, клапанами, камерой сгорания и поршнем тем-
пература его быстро повышается.
Величина этого подогрева силь-
но зависит от конструкции дви-
гателя, т. е. от величины нагретых
поверхностей, с которыми сопри-
касается смесь, прежде чем попадет
собственно в цилиндр. Благодаря
предварительному подогреву бен-
зина воздушна смесь расширяет-
ся. Далее, если выхлопные газы
недостаточно полно удаляются из
цилиндра во время хода выталки-
Фиг. 178. Влияние нагрева на коэфициент
наполнения.
вания, то заряд нагревается от пря-
мого соприкосновения с остаточ-
ными газами при смешении.
Для того чтобы дать представление об уменьшении веса заряда при
нагреве двигателя, приведена фиг. 178, на которой даны результаты изме-
рений количества засосанной смеси в четырехцилиндровом автомобильном
двигателе.
Кривая А дает количество засосанной смеси на разных оборотах при
вращении двигателя от постороннего источника с выключенным зажиганием.
17*
259
Кривая В дает количество засосанной смеси при нормальной работе на
разных оборотах уже с включенным зажиганием. Измерения производились
посредством дроссельной шайбы у карбюратора.
Из приведенных кривых видно, что, хотя в обоих случаях вес засосан-
ного заряда быстро падает с возрастанием оборотов, все же он в случай
холодного двигателя больше, чем при нагретом, на величину около 12%
при 800 об/мин.
Хопкинсон приводит пример
с двигателем Сиддлей, у кото-
рого было получено повышение
в мощности, примерно, на 15%
за счет уменьшения поглощен-
ного свежей смесью тепла во
время всасывания.
Коэфициейт наполнения во
всех обычных двигателях при
возрастании оборотов умень-
шается в большей или мень-
шей мере в зависимости от
конструкции.
Фиг. 179 показывает обычное течение коэфициента наполнения с изме-
нением числа оборотов для двигателя легкового автомобиля.
В случае золотникового распределения, где проходные сечения и пр.
получаются рациональнее, коэфициент наполнения получается обычно не-
сколько выше.
'Вообще говоря, можно принимать, что в современной практике при
1 000 об/мин достигается наполнение от 80 до 85%, причем эта величина
при больших оборотах меньше за счет возрастающего сопротивления всасы-
вающей системы.
В тихоходных двигателях, как например в газовых, коэфициент наполне-
ния— 90% представляет обычное явление.
Двухтактные двигатели
Одним из недостатков обычных двухтактных двигателей является низкий
коэфициент наполнения, получаемый при
ного двигателя.
кривошипно-камерной продувке.
На фиг. 180 даны результаты
испытаний, проведенных Ватсо-
ном на двухтактном двигателе,
изображенном схематически на
фиг. 181.
Из приведенной кривой видно,
что коэфициент наполнения па-
дает от 64% при 600 об/мин
до 47% при 1300 об/мин.
Очевидно, что такие низкие
значения коэфициента наполне-
ния сильно уменьшают мощность
и экономичность двигателя при
данном литраже цилиндра, т^к
260
что развитие этого типа двигателей требует большой конструктивной и
экспериментальной работы для достижения более высоких значений коэ-
фициента наполнения.
Вычисление потерь заряда в двухтактных двигателях
В двухтактных двигателях, в которых поршень открывает сначала вы-
хлопные, а потом впускные окна, имеется момент, когда те и другие окна
одновременно открыты.
Фиг. 181. Схема продольного разреза двухтактного двигателя.
Вследствие инерции вытекающих выхлопных газов в цилиндре образуется
некоторое разрежение, так что часть свежего заряда, сжатого в кривошип-
ной камере, может протекать в выхлопные окна до того момента, пока при
обратном движении поршень не закроет оба окна.
На фиг. 181 показан схематически нормальный, двухтактный двигатель.
При рассмотрении этой схемы можно легко проследить описанное выше
явление. В действительности утечка свежей смеси всегда имеется в таких
двигателях, несмотря на наличие специального отражателя на днище поршня.
С точки зрения экономии топлива это, конечно, невыгодно.
До рассмотрения потерь свежей смеси при различных оборотах будет
весьма интересным описать метод вычисления этой потери по данным ана-
лиза выхлопных газов, примененного проф. Ватсоном.
261
Для четырехтактных двигателей установлено, что при работе на богатых
смесях в выхлопных газах не имеется свободного кислорода. В двухтакт-
ных же двигателях свободный кислород неизменно оказывается в составе
выхлопных газов, что говорит об утечке свежей смеси через выхлопные окна
Если измерить расход топлива и воздуха на работающем двигателе, тс
можно по этим данным определить состав смеси, и тогда по количеству
кислорода, содержащегося в выхлопе, можно вычислить количество свежей
смеси, унесенной с выхлопом
Поясним это примером.
При 1220 об/мин для двигателя, показанного на фиг. 181, получен
следующий анализ выхлопных газов:
Углекислоты .
Кислорода . . .
Окиси углерода
Водорода . . .
Метана . . • .
Азота.........
СО, = 7,4%.
О, = 4,20/0.
СО = 5,6%
Н2 = 2,0%
СН4= 0,7%
N = 80,1%
100
Количество кислорода, соответствующее 80,1 отъема азота, будет
О/ == 80,1 X 0,266 = 21,3 объема.
Из этого количества, попадающего в цилиндр, принимает участие в
сгорании:
• 21,3 — 4,2 = 17,1 объемов.
Остальные 4,2 объема уносятся вместе с выхлопом.
Так как котичество свежей смеси пропорционально количеству содер-
жащегося в ней кислорода, то очевидно, что отношение:
объем потерянного заряда _ 4,2 __Q у р
общий объем заряда 21,3 ~
Необходимо отметить, что для применения приведенного метода необхо-
димо работать на не слишком богатых смесях.
Предлагаемый прием может быть проверен вычислением состава выхлоп-
ных газов за вычетом потерянной свежей смеси и сравнением полученного
результата с данными анализа газов для четырехтактных двигателей при
одинаковом составе смеси.
Так в предыдущем примере 4,2 объемам кислорода должны соответство-
.4 2
вать y’2’gg = 15,8 объемов азота (воздуха, содержащегося в потерянной с
выхлопом свежей смеси; объемом бензиновых паров пренебрегаем). Вы-
читая- эти величины из общих данных анализа, приведенного выше, получим
следующие значения:
СО2 = 7,4 объемоз или 9,3%
СО = 5,6 » » 7, %
Н2 = 2,0 » » 2,5%
СНа= 0,7 » » ОЛ/о/о
N2 =64,3 » » 8 ,3%
’ 80 1QJ
5£Й
Соответств ющий данному опыту состав смеси по непосредственному
измерению был 10,64 частей воздуха на 1 часть бензина.
Данные газового анализа дли такого же Состава смеси в четырехтактном
двигателе следующие:
СО2 = Э/о/о,
СО = 7,5°/0,
Н2 = 2,7о/о,
CHS= 0,90/в,
N2 = 79.4
tlOOO/o
Из сопоставления этих цифр с данными предыдущего пересчета видно,
чго они близко совпадают в пределах ошибки эксперимента. В большин-
стве других случаев получилось совпадение данных в пределах 19/0.
Изменение потерь свежей смеси с оборотами
Выполняя описанные в предыдущей главе подсчеты при различных обо-
ротах двигателя, можнз получить зависимость потерь свежей смеси от обо-
Фиг. 182. Потеря заряда в двухтактном двигателе.
На фиг. 182 приведены результаты испытаний, показывающие изменения
потерь свежей смеси при продувке , в зависимости от оборотов двигателя,
представленного на фиг. 181.
Из кривых видно падение потерь от 35°/0 при 600 об/мин до 7°/0 при
1500 сб/мин.
Кривая В относится к измененному газораспределению, дающему более
высокий коэфициент наполнения.
Уменьшение потерь с возрастанием оборотов происходит, с одной сто-
роны, вследствие уменьшения давления в картере и, с другой — вследствие
возрастания давления выхлопных газов за счет дросселирования на выхлопе,
т. е. иными словами за счет противодавления выхлопу.
В конечном итоге с возрастанием оборотов постепенно уменьшается
р зность давлений, под действием которой происходит утечка свежей смеси
263
в выхлоп. Таким образом газораспределение имеет существенное влияние
на потери при продувке. Вообще говоря, меры, повышающие коэфициент
наполнения, увеличивают потери свежей смеси при продувке.
Влияние плотности заряда
Работа двигателя, частично задросселированного, в некоторой степени
подобна работе с малым коэфициентом наполнения при больших обороах.
Мощность, развиваемая двигателем, определяется количеством кислорода,
вступающего в реакцию сгорания в данное время, это же количество в
свою очередь зависит от общего количества засосанной в цилиндр смеси.
Очевидно, что если бы заполнить свежей смесью полный объем цилиндра
с камерой сжатия при наиболее подходящей температуре стенок цилинра
и дать соответствующе2 сжатие, то было бы получено наибольшее давле-
Фиг. 183.
ние взрыва.
Действие низкого коэфициента на-
полнения при больших оборотах зак-
лючается в уменьшении давления сжатия
и количества свежей смеси, находяще-
гося в цилиндре к началу хода сжатия,
и отсюда в уменьшении среднего дав-
ления, действующего на поршень.
Это явление может быть представлено
на индикаторной диаграмме, показан-
ной на фиг. 183. Сплошной линией
дана диаграмма щи высоких оборотах,
пунктиром — диаграмма того же двига-
теля при малых оборотах. Разность
площадей этих диаграмм дает потерю
вследствие дросселирования и пр., при
повышенных оборотах.
Следует напомнить однако, что если двигатель сконструирован в расчете
на пониженный коэфициент наполнения, и если случайно или намеренно
коэфициент наполнения увеличен, например, постановкой большего карбю-
ратора, трубопроводов, увеличением подъема клапанов или распределения
и т. п., то это влечет за собой увеличение давления вспышки, что не
всегда благоприятно может отразиться на прочности частей, которые в
некоторых случаях могут быть рассчитаны на невысокие давления и темпе-
ратуры.
В обычной практике быстроходных двигателей сечения клапанов фазы
распределения, расположение клапанов и пр. подбираются с таким расче-
том, чтобы коэфициент наполнения имел наибольшую величину на рабочих
оборотах.
Коэфициент наполнения и степень сжатия двигателя
Мы уже указывали на то, что теоретически коэфицент наполнения должен
падать по мере увеличения степени сжатия.
Опыты, проведенные Рикардо на двигателе с переменной степенью сжа-
тия, подтвердили эти теоретические соображения. Действительно коэфи-
264
циеит наполнения, как видно из фиг. 184 (построена по опытным данным
Рикардо), падает с увеличением степени сжатия. Так, например, при уве-
личении степени сжатия с 4 до 6 коэфициент наполнения уменьшается,
примерно, на 4°/0-
Другое объяснение этого явления состоит в том, что при малых степе-
нях сжатия объем и температура остаточных газов больше, чем при боль-
Фиг. 184. Кривая зависимости коэфициента наполнения от степени сжатия.
Построена на основании опытов Рикардо.
ших степенях сжатия, вследствие чего здесь имеется большая отдача тепла
в стенки цилиндра, в результате чего увеличивается коэфициент напол-
нения.
Опытами, однако, установлено, что если имеется существенное пере-
крытие клапанов, то колебание в величине коэфициента наполнения со
степенью сжатия небольшое.
ГЛАВА ДЕВЯТАЯ
МОЩНОСТЬ И МЕХАНИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ В ДВИГАТЕЛЕ
Потери в двигателе и механический к. и. д. (rlm)
Благодаря некоторым потерям в двигателе индикаторная мощность всегда
больше эффективной.
Если обозначить:
Д/г— индикаторная мощность двигателя,
% —эффективная мощность и
%—-мощность трения,
то отношение эффективной мощности к индикаторной называется меха-
ническим к. п. д. Таким образом
щ :• Ne
~ n8- •
Очевидно, что одной из главных задач конструктора является умень-
шение. потери в двигателе до минимума при всех скоростях для получения
высоких значений механического к. п. д. Потери в двигателе состоят из
двух частей:
0)1) потери на трение и
2) насосные потери.
Соотношение между двумя видами потерь в широкой степени зависит
от конструкции и быстроходности двигателя.
В плохой конструкции двигателя с тяжелыми движущимися частями, плохой
механической обработкой туго сидящими поршневыми кольцами, плохой
системой смазки и пр. потери на трение могут составлять весьма значитель-
ную Ч’сть от всех потерь.
С другой стороны, в Двигателе хорошей конструкции с точки зрения
механических потерь, но с ограниченными клапанными проходами и подъемами
клапанов, плохой регулировкой, плохой конструкцией карбюратора и пр
насосные потери будут составлять значительную величину. ,
Для того чтобы составить представление о величине потерь, можно указать
на данные испытания автомобильного четырехцилиндрового двигателя Таль-
бот, у которого потери на трение составляли 75% и насосные потери — 25%.
В испытанном Хопкинсоном двигателе Даймлер эти потери составляли
82% и 18% соответственно Для современных двигателей с высоким коэфи-
циент;. м наполнения данные Хопкинсрнд являются хорошими средними
значениями.
266
Потери на трение в двигателе состоят из затраты мощности на преодо-
ление сопротивлений движущихся частей (поршней с пальцами в цилиндре
двигателя, коленчатого вала в подшипниках и пр). Вторая и м ныпая часть
потерь составляет так называемые насосные потери, состоящие из затраты
мощности на преодоление сопротивлений при всасывании свежей смеси и
выталкивании сгоревших газов. Затрата мощности на приведение в движе-
ние вспомогательных механизмов, как магнето, масляной и водяной помп
и др- относятся к механическим потерям.
Потери на трение зависят в некоторой степени от конструкции двигателя,
понимая под последней вес, материал общую конструкцию и систему
смазки.
Трение поршня
Из всех потерь на трение в двигателе самую большую часть составляет
трение поршня в цилиндре.
Имея индикаторную диаграмму, т. е. диаграмму давле шй газа на поршень,
и зная коэфициент трения поршня в цилиндре при данном виде смазки,
можно грубо подсчитать затраченную на трение поршня мощность. Темпе-
ратура масла должна быть при этом известна.
Полученные при этом подсчете значения будут, конечно, приблизитель-
ными, так как здесь не учитывается трение поршневых колец и действие
сил инерции.
В результате многочисленных испытаний по определению причин и ве-
личин потерь на трение в поршнях газовых и бензиновых двигателях Рикардо
нашел, что трение в поршнях гораздо больше, чем в подшипниках равной
поверхности. Этот факт он объясняет тем, что поршень совершает возвратно-
поступательное движение с переменной скоростью, при которой трение
больше, чем при вращательном движении; что масло загрязняет трущиеся
Поверхности поршня и цилиндра и частично дает нагарообразование за счет
проскакиваемых через поршневые кольца сгоревших газов и, наконец, тем,
что стенки цилиндра подвергаются высокой температуре сгорания, что спо-
собствует отложению обгоревшего слоя масла на них. В результате всего
этого смазывающее действие масла становится гораздо хуже.
Опытным путем было установлено, что трение поршня почти прямо-про-
ПОрционально среднему давлению на стенки и обратно-пропорционально
скорости трения и величине трущейся поверхности.
Когда диаметр поршня равен его высоте, то трение поршня можно опре-
делить по следующей эмпирической формуле:
7
100
где PF — трение поршня в кг/см*
Pt—среднее давление газов в кг/см?,
РА— среднее инерционное давление в кг/см*.
С— постоянная, включающая в себя среднее давление на стенки цилиндра
при сжатии, а такжз влияние числа и упругости поршневых колец Эта
величина С изменяется от 0,01 до 0,028 кг'сл?. В среднем принимают
Q = 0,014 кг/см1,
267
На фиг. 185 приведены сравнительные кривые трения чугунного и рикар-
довского гладкого {Slipper) поршней. Из кривых видно, как1Я часть от
среднего индикаторного давления тратится на преодоление трения поршня
Фиг. 186. Механические потер i 30-сильного че-
тырехцилиндрового автомобиль’го-о двигателя.
в автомобильных и авиацион-
ных двигателях. Из этих кри-
вых видно также, что при
«=1000 об/.яин трение алю-
миниевого (рикардовского)
поршня составляет 75% от
трения чугунного поршня, а
при 1900 об/мин — 60 %; это
указывает на возможность ра-
боты на больших оборотах
при применении алюминцевых
поршней. Это обстоятельство
Фиг. 185. Сравнительные потери на трение поршня, обязано отчасти меньшим пО-
ступательно движущимся мас-
сам и отчасти меньшим по-
терям на трение благодаря
лучшему теплообмену между
поршнем и стенками цилиндра.
Кроме изложенных причин
потери на трение в любом
двигателе зависят от числа
оборотов двигателя и тем-
пературы охлаждающей жид-
кости. На фиг. 186 и 187
приведены опытные данные,
показывающие зависимость
потерь на трение от числа
оборотов двигателя.
На фиг. 186 приведены по-
те, и на трение в зависимости
от числа оборотов четырех-
цилинлрового автомобильного
двигателя, а на фиг. 187 такие
же потери для одноцилиндро-
вого золотникового двигателя.
Как можно видеть из при-
веденных отытных кривых, по-
тери на трение изменяются
в некоторой степенной зави-
симости от числа оборотов,
указывая на жидкостный ха-
рактер трения.
Таким образом механические потери можно выразить следующей форму-
лой Nt—b.n1'5 2,0 которая дает лишь приблизительные значения, так как
не учитывает изменения температур стенок цилиндра и давлений сгорания
при различных числах оборотов; что оказывает непосредственное влияние
на величину потерь.
268
Как и следовало ожидать, у золотникового двигателя с его относительно
большими поверхностями скольжения влияние числа оборотов больше, чем
у клапанного двигателя.
Полные потери на трение в любом двигателе (при постоянной темпера-
туре и смазке) зависят от:
а) потерь на трение благодаря статическому давлению сгорающих газов
и давления сжатия;
б) потерь на трение вращающихся частей.
Потери по пункту а будут, примерно, оставаться постоянными при
всех оборотах.
Потери по пункту б зависят от давления между вращающимися частями,
сил инерции поступательно движущихся частей и неуравновешенности масс.
Затрата мощности на вращение водяной и масляной помп увеличивается
с оборотами в некоторой степенной зависимости.
Согласно данным недавно произведенных опытов, трение поршня состав-
ляет во многих случаях 75 °/0 от всех потерь на трение.
Трение поршня, повидимэму, определяется следующими тремя факторами:
1) величиной и состоянием трущихся поверхностей,
2) средним давлением между этими поверхностями и
3) характером смазки.
Весьма важным фактором, влияющим на работу трения, является обугле-
роживание масла вследствие воздействия на него во время сгорания чрез-
вычайно нагретых газов
Соответственные опыты, проведенные Рикардо, привели его к следующим
выводам:
* 1) что трение поршня мало зависит от давления газов на поршень;
2) что трение колец составляет большую часть трения поршня;
3) когда давление сжатия и расширения равняется инерционным давле-
ниям, тогда трение поршня будет минимальным;
4) что количество масла, прогоняемого любым поршнем, зависит от ско-
рости и практически не зависит от давления в цилиндре (в пределах от
некоторого вакуума, равного 0,07 кг^м^, до положительного давления,
равного 32 кг/см2). \
Расход масла в двигателе зависит исключительно от числа оборотов и
совершенно не зависит от открытия дросселя. Интересно заметить, что в
результате многочисленных испытаний, проведенных Рикардо на бензиновых
двигателях различных конструкций, с различными головками цилиндров и
с оборотами, изменяющимися от 1100 до 3000, эффективное давление Р
изменялось от 6 до 9,5 кг/см2, а механический к. п. д. —от 83 до 9О°/о.
Несмотря на большие различия в конструкции двигателей, в числе оборо-
тов и других факторах, в среднем механический к. п. д. равняется 86—88е/,,.
В современных типах двигателей с воспламенением от сжатия, применя-
емых в авиации и автомобилях, механический к. п. д. обычно равен 83 — 86®/0.
Анализ потерь
Как уже упоминалось, механические потери состоят из трения поршней,
шатунов, коренных подшипников и т. д. Рассмотрим теперь, какая часть
мощности тратится на эти различные потери.
К сожалению, вполне точных данных по этому вопросу имеется немного,
и мы приведем здесь данные испытаний Хопкинсона и Рикардо.
269
Хопкинсон определял мощность, затрачиваемую электромотором на прово-
рачивание бензинового двигателя причем у последнего были удалены кла-
паны, вследствие чего тратилась незначительная мощность на всасывание и
выталкивание воздуха. Температура воды поддерживалась такой, как при
нормальной работе двигателя.
На вращение двигателя, при этих условиях было затрачено 4 л. с. при
п =180 об/мин. Когда же поршень и шатун были удалены, то эта затрата
составляла всего 1,4 л. с. при тех же оборотах.
Отсюда следует, что на трение поршня и шатунной шейки затрачивалось
2,6 л. с., или 65°/,, а остальные 35°/0 шли на трение коренных подшип-
ников, клапанной передачи и других вспомогательных устройств.
Автор произвел несколько замеров мощности, потребной на вращение
вспомогательных устройств автомобильного двигателя, который так же, как
и в опытах Хопкинсона, приводился в движение электромотором, а темпера-
туры воды и масла поддерживались такими, как в нормальных рабочих усло-
виях. Поочередно выключалось то одно, то другое вспомогательное устройство
и способом вычитания определялась мощность, затрачиваемая на вращение
каждого из них. Результаты испытаний быстроходных двигателей внутрен-
него сгорания показали, что потери на трение (исключая трение -поршня),
выраженные в долях среднего эффективного давления, изменяются от 0,1 кг)см1
для 6,8 и 12-цилиндровых авиационных двигателей до 0,21 кг/см2, для
тяжелых одноцилиндровых газовых двигателей.
Средними значениями для хороших авиационных и автомобильных двига-
телей будут
0,14 — 0,175 кг/смг.
Рикардо приводит следующие значени i потерь для 100-сильного шести-
цилиндрового двигателя:
Трение в подшипниках от 0,05 до 0,07кг/см'-.
Клапанная передача...........от 0,05 до 0,J56 kzicm^
Магнето.......................» 0,0035 » 0,и7 »
Масляная помпа •.............» 0,0105 » 0,0j 75 »
Водяная помпа . . . z.........» 0,02 1 » о,035 »
Итого . . от 0,134 до 0,24 кг!см^
Определение индикаторной мощности методом сложения эффективной
мощности и мощности трения, определенной вышеописанным способом, не
дает точных результатов, так как в действительных условиях работы двига-
теля эти потери являются большими. Увеличение потерь в действительных
условиях работы двигателя объясняется отчасти обуглероживанием масла и
увеличением трения за счет давления газов на стенки цилиндра и на корен-
ные л шатунные подшипники. В действительных условиях потери на трение
на 40 — 5О°/о больше потерь, определенных посредством вращения двигателя
эл ек громотором.
Механические готзри в различных типах двигателей
Для определения механических потерь Рикардо были испытаны три двига-
теля:
1. Тихоходный дизель, делающий 250 O'/мил и имеющий размеры
465 X 480ллг.
270
Вес пиступательно движущихся масс равен 450кг, средняя скорость газа
через клапаны 45 м/сек и скорость поршня 4 м/сек.
2. Газовый двигатель при п — 200 об/мин с размерами 380 X 610 мм. Вес
поступательно движущихся масс 297 кг, средняя скорость газа в клапанах
40 м/сек и скор есть порши 4 м/сек.
3. Бензиновый двигатель при « = 1400 об/1>ин с размерами 185 X 215 мм.
Вес поступательно движущихся маге — 5кг. Средняя скорость газов в кла-
панах — м/сек и скорость поршня VQ м/сек.
' Фиг. 1₽Ч. Трение поршней различных типов двигателей,
выраженное в давлении на площадь поршня kzicm2.
У этих дв 1гатедей среднее индикаторное давление было 6,2-.. 6,2 и.
9,1 кг/см1 соответственно, а механический к. п. д. 79, 84 и 90'*/о.
Среднее, давление у бензинового двигателя равнялось максимально возмож-
ному значению, в то время как у дизеля и газового двигателя оно было
меньше максимально возмежного. Здесь надо иметь в виду, что вследствие.
больших диаметров цилиндра у последних двигателей среднее давление было
меньше и за счет плохой пере шчи тепла от поршня к стенкам цилиндра.
На фиг. 188 приведены потери на трение поршня для каждого из этих
двигателей, выраженное в давлениях газа на площадь поршня.
На фиг. 189 эти потери для двух двигателей приведены в процентах
от индикаторной мощности.
271
Приводим в табл. 62 значения механических потерь для трех упомяну-
тых выше двигателей.
ТАБЛИЦА 62
Классификация потерь Дизель- мотор Газовый двигатель Бензиновый двигагель
Трение в подшипниках и т. д. Трение поршня Насосные потери Полные потери Среднее эффективное давле- ние Механический к. п. д 0,245 кг/см2 0,82 » 0,315 » 1,4 » 5,3 » 7S»/0 0,211 K2ICM2 0,54 » 0,238 » 1,0 » 5,3 » 84% 0,126 чг/см2 0,5и5 » 0,238 » 0,87 » 8,3 » 90%
Влияние на потери температуры охлаждающей воды
В предыдущем упоминалось о том, что механические потери в двига-
теле изменяются с изменением температуры стенок цилиндра вследствие
изменения вязкости масла между трущимися поверхностями.
По опытам Хопкинсона на двигателе Даймлер, развивающем 16 л. с.
при 800 об/мин, потери на трение составляли 4 л. с. при температуре воды
в рубашке цилиндра 16° Ц, 2,6 л. с. при 65° Ц и 2,0 л. с. при 100° Ц. В
золотниковом двигателе, испытанном Ватсоном, эффективная мощность также
быстро увеличивалась по мере увеличения температуры охлаждающей воды,
так например, при 20° Ц Ne — 4,6 л. с., а при 80° Ц А/, = 5,95 л. с.
Индикаторная мощность оставалась все время постоянной и равной 8,1 л. с.
Эти примеры указывают на то, что температура смазки оказывает сущест-
венное влияние на механические потери в двигателе. Общеизвестно, что
двигатель гораздо лучше работает, когда прогреется, чем при запуске или
в начале работы в холодном состоянии. В табл. 63 приводятся опыты Хоп-
кинсона, проведенные с нормальной смазкой, с избыточной и с впрыском
воды. Клапана с двигателя были удалены и он приводился в движение
электромотором. Двигатель делал 120 об/мин.
ТАБЛИЦА 63
Условия работы Темпера- тура воды Мощ- ность трения
Горячий двигатель, нормальная смазка .... Холодный двигатель, » » .... Холодный двигатель, обильная смазка .... Холодный двигатель с впрыском воды .... 0 0 0 0 00 СЧ сч см 4,0 л. с. 6,5 л. с. 4,7 л. с. 2,7 л. с.
В этой таблице интересно отметить влияние впрыскивания воды в цилиндр
двигателя при низкой температуре, что несомненно обязано очень малой
вязкости воды и влиянию ее на потери жидкостного трения.
Один из учеников Хопкинсона Морс (Morsel провел тщательные опыты
на двигателе Сиддлей при 720 об/мин для определения влияния количества
272.
подаваемого в двигатель масла на механические потери или индикаторную
мощность, причем оказалось, что при этих оборотах количество подавае-
мого масла от появления дыма на выхлопе до чистого выхлопа не оказы-
вало заметного влияния на мощность двигателя.
Однако при 1220 об/мин количество подаваемого масла оказывало замет-
ное влияние и вызывало необходимость поддерживать обильную смазку.
Насосные потери
Под насосными потерями в любом двигателе понимается затрата mouv
ности на всасывание рабочей смеси
и на выталкивание сгоревших газов.
Давление внутри цилиндра за
ход всасывания обычно несколько
ниже атмосферного, а за ход вы-
хлопа — выше. Вследствие этого
на индикаторной диаграмме обра-
зуется небольшая площадка «от-
рицательной работы», которая и
представляет собою насосные по-
I тери.
На фиг. 190 заштрихованная
площадка и составляет эти потери,
которые в автомобильных двига-
телях составляют от 10 до 20°/п
от всех потерь.
В любом двигателе насосные
потери зависят от регулировки
газораспределения, от подъема
впускных клапанов, от конструк-
ции всасывающих и выхлопных
проходов, от карбюратора, глу-
шителя и т. д.
При наличии хорошей кон-
струкции всасывающих труб, дли-
ной не больше 8 диаметров,
насосные потери можно считать
пропорциональными скорости га-
зов в клапанах. На фиг. 191
представлены снятые индикатором
со слабой пружиной насосные
потери. i
Фиг. 190. Заштрихованная площадь изобра-
жает насосные потери.
Фиг. 191. Средние насосные потери в зави-
симости от оборотов.
Падение давления на всасывании
Возрастание скорости смеси в клапанах во время всасывающего хода
вызывает падение давления внутри цилиндра. В хороших бензиновых
двигателях скорость смеси в клапанах не бывает меньше 30 м/сек для
получения надлежащей степени завихрения и хорошего сгорания.
18 Д ж о д ж, Автом. и авиаи. двигатели.
273
Пренебрегая потерями на трение воз пуха при движении, падение дав-
ления определим из формулы:
отсюда
[/2 2g&P.
1 ’
ДР
f-У
2g '
Благодаря потерям на сопротивление протеканию смеси в клапанах и во
всасывающих трубах, падение давления в действительности будет больше,
давления в зависимости от скоро-
сти газов.
чем дает эта формула. Чтобы уменьшить
падение давления на всасывании, клапан-
ные проходы должны быть большими, вса-
сывающие трубы — короткими и, по воз-
можности, свободными от загибов и за-
круглений.
На фиг. 192 приведены данные полного
падения давления при различных скоростях
газа для хорошего современного бензино-
вого двигателя с учетом всех способствую-
щих этому падению давления факторов,
включая и карбюратор.
На фиг. 193 приведены опытные данные
среднего отрицательного давления во вса-
сывающей трубе при различных оборотах четырехцилиндрового автомо-
бильного двигателя. Замеры давления были произведены ртутным мало
метром с соответствующим
устройством для гашения
периодических колебаний
давления.
Как видно из фиг. 193,
отрицательное давление
(разрежение) быстро уве-
личивается с увеличением
числа оборотов. Что ка-
сается противодавления на
выхлопе, то оно изменяется
так же, как и отрицатель-
ное давление на всасывании.
На фиг. 194 приведены
значения насосных потерь
вудвигателе Даймлер, испы-
танном Хопкинсоном.
Кривые А, В и С дают
величину полных потерь од-
ного и того же двигателя с
различными температурами
выходящей воды. Пунктирная кривая D изображает насосные потери, полу-
ченные снятием индикаторной диаграммы слабой пружиной. Разность ординат
между этой кривой и любой из трех остальных дает потери на трение при
274
соответственных оборотах. Как видно из этих кривых, потери на трение
уменьшаются при увеличении температуры охлаждающей воды, и при 100° Ц
эти потери почти наполовину меньше потерь при 18СЦ.
Для определения эффективной мощности и потерь на трение часто поль-
зуются присоединением к двигателю динамомашины, которая при пуске дви-
гателя в ход работает как электромотор; затем включается топливо и зажигание
и двигатель начинает работать за счет собственной энергии, образующейся
внутри цилиндра в процессе сгорания топлива. Электромотор с этого мо-
мента начинает работать как динамо, поглощая развиваемую двигателем мощ-
ность и служа средством изменения внешней нагрузки двигателя. Когда динамо
работает как мотор и его мощность затрачивается на вращение двигателя
при каких-либо оборотах, то для определения этой мощности надо заме-
рить силу тока и напряжение, а так же необходимо знать к. п. д. мотора
при всех оборотах.
Замеренная таким образом мощность состоит из:
1) мощности, необходимой на приведение в движение и на преодоление
сопротивления трения движущихся частей:
2) мощности, потребной на засасывание и выбрасывание воздуха из цилиндра;
3) мощности, необходимой на сжатие и расширение воздуха (при неуда-
ленных клапанах). По первому пункту полученные данные будут прибли-
жаться к действительным условиям, если температура охлаждающей воды
будет поддерживаться такой, как и в нормальных рабочих условиях.
Этот способ, однако, не дает точных результатов, так как в этом слу-
чае давления на подшипники и стенки цилиндра отличны от тех, которые
получаются во время нормальной работы двигателя. Кроме того, вместо го-
рячих газо во время сгорания и расширения здесь мы имеем дело с хо-
18*
273
с двигателя, который приводился в действие
60-
Насосные потери = 1.04 л с
50-
§40-
$
<» 30-
|го-
§
-
лодиым воздухом. Это обстоятельство оказывает заметное влияние на вяз-
кость и состав смазки.
Однако произведенные таким методом замеры механических потерь Хоп-
кинсоном, Ватсоном и др., дали результаты, очень близкие к полученным
путем непосредственного замера индикаторной и эффективной мощности.
По пункту второму ре-
зультаты очень близки к дей-
ствительным, так как средняя
температура металла в про-
ходах и стеаках не успевает
заметно измениться.
Пункт третий не имеет
места в нормальных условиях
работы двигателя .и поэтому
пункту должны быть внесены
поправки.
На первый взляд может
показаться, что при сжатии
и расширении чистого воз-
духа не производится работы
поршня, однако, 'это не со-
всем так, так как потерян-
ное воздухом и станками
Фиг. 195. Диаграммы, снятые при проворачивании цилиндра за ход сжатия тепло
двигателя электромотором при 600 об/мин. не возвращается полностью
обратно за ход расширения.
Для определения характера процесса и величины потерь автором были
сняты индикаторные диаграммы
оТ электромотора. Диаграммы
эти (фиг; 195 и 196) сняты
при 600 и 1100 об/мин. Как
видно из диаграмм, линия
расширения лежит ниже ли-
нии сжатия, и образованная ;
этими двумя линиями «петля» ’
дает работу, которую совер- ,
шает поршень при сжатии и
расширении
линдре.
Площадь
ния» в этих
величину насосных потерь.
В данном случае насосные
потери при 600 об/мин со-
ставляли 0,35 л. с. и при
1100 об/мин—1,04 л. с.
На фиг. 197 приведены кривые, снятые с работающего двигателя на
полном дросселе и наполовину сдросселированного.
Посредством снятия индикаторных диаграмм ин шкатором со слабой пру
жиной можно точно замерить насосные потери. Пример такой диаграммы,
воздуха в ци-
петли «всасыва-
диаграммах дает
0
10-
Фиг. 196. То же, что в фиг. 195, но при
п=1100 об/мин.
276
снятой с четырехцилиндрового двигателя, показан на фиг. 198. Как видно из
этой диаграммы, линия выхлопа лежит выше атмосферной линии, а линия
всасывания ниже. Интересно отметить возрастание давления в конце хода
выхлопа, которое объясняется дросселированием выхлопных газов. Это
дросселирование вызывает противодавление на выхлопе (к моменту открытия
впускного клапана, около в. м. т.), равное, примерно, 0,35 кг/см*. Кстати
можно указать, что посредством индикатора со слабой пружиной можно опре-
Фиг. 198.
делить колебание давлений во всасывающей и выхлопной трубах и в картере
двухтактного двигателя. Снятые таким образ )М диаграммы служат хорошим
средством при изучении действительных условий, существующих в этих
частях двигателя.
Механический к. п. д.
Механическим к. п. д. называется о ношение эффективной мощности к
индикаторной и, следовательно, чем меньше потерь будет в двигателе, тем
выше будет его механический к. п. д. Замерив эффективную мощность
и определив способом, описанным выше, механические потери, можно под-
считать индикаторную мощность двигателя без непосредственного индици-
рования его.
277
Введем следующие обозначения:
/V—индикаторная мощность в лошадиных силах,
Л(,— эффективная » »
Nr— мощность, затраченная на механические и насосные потери в
двигателе,
т1ю1 — механический к. п. д. двигателя.
Тогда получим следующие соотношения:
и
М=-Ч + Ч
Nr Nr
. ,m Nt’
(1)
Из теоретических соображений, основанных на результатах точных испы-
таний газовых в бензиновых двигателей, проф. Каллендер устанавливает,
что для этих двигателей, работающих в одинаковых условиях, в отношении
состава смеси, оборотов и т. д. механический к. п. д. есть функция диа-
метра цилиндра и выводит следующую формулу:
где D— диаметр цилиндра в миллиметрах и/<—коэфициент пропорциональ-
ности, изменяющейся от 0,87 до 0,93 для бензиновых двигателей различных
конструкций.
Вышеприведенная формула основана на результатах опытов, проведенных
на двигателях разных конструкций. В современных двигателях, улучшенных
в отношении смазки и пр., механические к. п. д. будут большими. Так
например, в современном автомобильном двигателе с размерами 68 X 100 мм
механический к. п. д. равняется 87,5°/0 при 1600 об/мин и 89°/0 при
1000 об/мин. В другом бензиновом двигателе с размерами 178 X 203 мм
механические к. п. д. были 90°/о при 1600 об/мин и 93°/О при 1000 об/мин.
Это обстоятельство указывает на то, что большие значения К в формуле
относятся к результатам испытаний на меньших оборотах, при которых
механические к. п. д. получаются большими. В современных автомобиль-
ных двигателях механические к. п. д. при оборотах от 1000 до 1500 об/мин,
изменяются от 92 до 87”/о» а от 2500 до 3000 об/мин от 84 до 78°/0.
Если принять в вышеприведенной формуле /6=0,93 (наивысшее значение),
то получится следующая зависимость механического к. п. д. от диаметра
Цилиндра:
„. = 0,93(1
Д мм 50 60 70 90 100 120 140 160 170 180 190 200
Чт #/о 78,9 81,2 82,9 85,2 85,8 86,5 87,5 .88,4 88,8 89,0 89,2 89,5
<78
В золотниковых двигателях механический к. и. д. несколько меньше
бензиновых, так например, в одноцилиндровом золотниковом двигателе,
испытанном Ватсоном, механические к. п. д. были 89°/п при 600 об/мин
и 75°/0 при 1200 об/мин.
Меньшие значения механического к.' п. Д- у золотникового двигателя
объясняются тем, что золотники требуют больше мощности на приведение
в движение благодаря большему поглощению энергии на скользящее
трение золотников, чем на трение клапанов и клапанной передачи у кла-
панного двигателя. Однако при современных способах обработки и улуч-
шенной системе смазки это различие в к. п. д. золотникового и клапан-
ного двигателя небольшое.
В двухтактных двигателях с двумя или тремя рядами выхлопных окон
механический к. п. д. меньше, чем у четырехтактного таких же размеров и
изменяется от 85 до 70®/о-
Уменьшением трения поршня, устройством хороших проходов (свобод-
ных от углов и т.’д.) улучшенными способами сжатия заряда можно зна-
чительно уменьшить механические потери у двухтактного двигателя.
Влияние оборотов на механический к. и. д.
Так как механические потери увеличиваются с увеличением числа обо-
ротов, притом в некоторой степенной зависимости от последних, отсюда
следует, что механический к. п. д. будет падать по мере увеличения оборотов.
Согласно теоретическим соображениям механические потери изменяются
от оборотов по формуле Nr = b-n!r, где
х = 1,5 — 2.
Результаты соответствующих испытаний подтверждают эту зависимость.
Так как индикаторная мощность бензиновых двигателей изменяется в
нормальных рабочих условиях прямо пропорционально оборотам, т. е.
N^a-n,
и механический к. п. д. можно выразить следующей формулой:
У1 — - ^-Nr _ fl-n-fe-»1’5-2 _ . _ i «0.5—Г,О
Nt Nt ~ а-п а 1
Беря среднее значение показателя 0,75, получим:
А.и°.75.
Для двигателей, у которых среднее эффективное давление мало меняется
с оборотами, последняя формула дает дозольно точные оезультаты. Так
например: если
т1)п = 0,9 при п = 1000 об/мин,
то механический к. п. д.
Т|т = 0,83 при п ~ 2000 об/мин.
279
На фиг. 199 приведены значения Tjm двух двигателей в зависимости от
оборотов.
На фиг. 200 приведены и 1\тг автомобильного двигателя с двумя
Фиг. 199.
комплектами поршней.
Кривая А относится к двигателю с
чугунными поршнями, а кривая Д —
к двигателю с алюминиевыми. Очевид-
но, что влияние перемены поршней
сказывается лишь на эффективной
мощности, а не на индикаторной, так
как это влияние есть результат изме-
нения в работе трения.
Механические потери в газовых дви-
гателях и в двигателях тяжелого топлива больше, чем у бензинового дви-
гател ’, благодаря большего
веса поступательно-движу-
щихся масс. На фиг. 201
приведены значения г1в1 для
этих трех типов двигателей.
Превосходство бензиново-
го двигателя, главным об-
разом, надо отнести за счет
сравнительно меньшего тре-
ния поршня и подшипников.
В дизель-моторах в механи-
ческие потери должна быть
зключена мощность, затра-
ченная на приведение в дей-
:твие насоса и на преодо-
ление всех связанных с его
работой сопротивлений, а
Фиг. 201. Механический к. п. д. различных дви-
гателей.
от 76 до 83°/О; при половинной нагрузке—от 55 до 65°/0 и при малой на-
грузке —от 20 до 35°/а. В хароших газовых двигателях диаметром от 25У
также на работу продувочного насоса. Для
тихоходного трехцилиндрового
дизеля в 500 л. с. с размерами
560Х750л/л при 150 об/мин
с давлением сжатия 37 кг!см*
механический к. п. д. был 80,67
и 33°/О при полной, половинной
и малой нагрузке, без учета ра-
боты насосов. С учетом работы
последних соответственные циф-
ры полу аются такими: 72, 59
и 2О»/о.
Многочисленные испытания
современных тихоходных дизелей
стационарного типа показали,
что механический к. п. д. у них;
при полной нагрузке и оборотах
от 150 до 350 об/мин изменяли
ж
до 500 мм механический к. п. д. несколько выше, чем в тихоходных дизе-
лях, а именно: от 80 до 88°/0. Хорошим средним значением т1я> одноцилин-
дрового газового двигателя диаметром 380 мм будет 85°/й.
Индикаторная и эффективная мощности
Исходными пунктами при рассмотрении индикаторной мощности являются:
степень сжатия, конструкция и размеры камеры сгорания, потому что эти
условия в значительной степени определяют отдачу мощности.
При данном объеме цилиндра количество тепловой энергии, выделенной
при сгорании, зависит от объема введенного в цилиндр двигателя кисло-
рода, который определяет количество потребного топлива. Индикаторная
мощность определяется индикаторным к. п. д. и коэфициентом наполнения Т|„
и на этот счет существует жесткое правило, гласящее, что чем больше эти
коэфициента, тем больше отдача мощности двигателя.
Часть индикаторной мощности передается на вал двигателя и используется
в виде полезной работы. Эта часть мощности называется э<4 фективной
мощностью и определяется она механическим к. п. д, rlm, как уже упоми-
налось об этом.
Так как, __7Ve
lm ~ Nt ’
и
•
то отсюда становится понятным важность вопроса уменьшения потерь в
двигателе. Знал среднее индикаторное давление, можно легко подсчитать
индикаторную мощность двигателя по формуле:
где Vh — рабочий объем одного цилиндра в литрах,
г —число цилиндров,
п—-число оборотов двигателя и
pi —среднее индикаторное давление, которое получается из индика-
торной диаграммы. Для двухтактного двигателя правая часть формулы должна
быть умножена на 2, однако у него будет меньше, чем у четырех-
тактного. Переменными в формуле мощности являются среднее индикаторное
давление pt и обороты п, поэтому можно сказать, что чем выше pi и п,
тем больше Nt и до некоторой степени Ne.
Современные достижения в развитии быстроходных двигателей в смысле
увеличения отдачи мощности в значительной степени обязаны этим двум
факторам, т. е. повышению среднего индикаторного давления и числа обо-
зов двигателя. На фиг. 202, 203 и 204 приведены кривые изменения
мощности с оборотами для некоторых автомобильных и авиационных
двигателей.
Обращаясь к фиг. 202, в которой приведены опытные данные авиацион-
ных двигатедей, можно видеть, что до п = 1400 об/мин Ne изменяется
прямо-пропорционально оборотам, после чего возрастание идет более мед-
ленно благодаря уменьшению Рг. Нормальная или номинальная мощность
281
Фиг. 203. Внешние характеристики автомобильных двигателей.
282
(на которую велся расчет при конструировании) этих двигателей лежит в
пределах 1700—2000 оборотов. Как видно из кривых, увеличивая обороты
за эти пределы, можно увеличить мощность двигателя на короткий отрезок
времени.
Пунктирной линией на фиг. 202 показано изменение крутящего момента
с оборотами, подсчитанное из соотношения:
•Мкр —
716,2
п
1000 1200 1400 1600 1800 2000 -2200 2400 2600 2800 3000
Фиг. 204. Кривые крутящего момента автомобильных двигателей.
Как видно, максимум крутящего момента не совпадает с максимумом
мощности и закон его изменения от оборотов другой, чем мощности. Эти
данные полезны при расчете гребного винта (пропеллера). На фиг. 203 и
204 приведены кривые мощности и крутящего момента для легких авто-
мобильных бензиновых двигателей.
Среднее эффективное давление Ре.
Если вместо индикаторной мощности требуется определить эффективную
мощность, то, зная значение механического к. п. д. для любых оборотов,
можем определить ее из соотношения:
Отсюда
- 900
----V •
283
Произведение среднего индикаторного давления на механический к. и. д.
называется средним эффективным давлением и обозначается через Г\
Следовательно,
Pe^mPt-
Обычно в практике для целей сравнения пользуются этим эффективным
давлением.
Среднее эффективное давление для любого двигателя не является
величиной постоянной, а изменяется для современных двигателей от
5 до 9 кг/сл^.
На его величину влияют следующие факторы:
1) степень сжатия,
2) обороты двигателя,
3) состав смеси,
4) форма камеры сгорания,
5) размеры двигателя,
6) коэфициент наполнения,
7) применяемое топливо.
До некоторой степени на него также влияют температура и плотность
воздуха в карбюраторе и температура охлаждающей воды.
Рассмотрим влияние этих факторов в порядке их наименования за исключе-
нием пункта 6, который уже был рассмотрен.
Влияние степени сжатия
С увеличением степени сжатия увеличивается площадь индикаторной
диаграммы (благодаря увеличению термического к. п. д.), а следовательно,
Фиг. 205
увеличивается и среднее эффек-
тивное давление. В автомобиль-
ных двигателях обычно приме-
няемые степени сжатия лежат
между 3,5 и 5,5, чему соответ-
ствуют давления сжатия от 5
до 10 кг/см* и средние эффек-
тивные давления от 4,6 до
8,8 кг/слР.
На фиг. 205 приведены кри-
вые давлений сжатия (пунктир-
ные линии) и средние эффектив-
ные давления двух двигателей.
Кривые А для четырехцилиндрового автомобильного двигателя с боковым
расположением клапанов и кривые В для четырехцилиндрового автомобиль-
ного двигателя с подвесными (расположенными вверху головки) клапанами
Степень сжатия у обоих двигателей была равна 4,8, а размеры 90^120 мм.
На фиг. 206 показана зависимость между средним эффективным давле-
нием и степенью сжатия. Кривая АА дает среднее индикаторное давление и
кривая ВВ—среднее эффективное давление (рикардовские кривые).
Кривая СС, снятая Берриманом, дает среднее эффективное давление при
соотношении
Рв = 1,4.е;
где е—степень сжатия.
284
Кривая ВВ дает соотношение
Ре = 4,2 + 0,84е.
Опыты, проведенные Рикардо на двигателе с переменной степенью сжатия,
показали, что при работе двигателя на полной нагрузке и при уменьшении
температуры цилиндра индикаторная мощность возрастала. Возрастание
мощности, повидимому, обязано увеличению коэфициента наполнения при
этих условиях.
Замеры показывают, что вес засосанного заряда уменьшается на О,5°/0
на каждые 10° Ц увеличения средней температуры охлаждающей воды.
Ре няЦСМ*
------Л1.0
Фиг. 206. Зависимость среднего эффективного давления Ре от степени сжатия е.
Будет ли падать или увеличиваться эффективная мощность при увеличе-
нии температуры рубашки цилиндра, это зависит исключительно от конст-
рукции и материала поршня.
Поршни с большими трущимися поверхностями будут (благодаря уве-
личению трения) погашать влияние увеличения индикаторной мощности с
уменьшением температуры охлаждающей воды.
При работе с гладкими и легкими алюминиевыми поршнями эффективная
мощность также слегка увеличивается при уменьшении температуры охла-
жд нощей воды.
Влияние числа оборотов двигателя
До некоторого момента при увеличении числа оборотов среднее эффек-
тивное давление Ре увеличивается, а затем начинает постепенно падать-
Если бы Р е уменьшалось обратно-пропорционально оборотам двигателя,
то Ne оставалась бы постоянной при больших оборотах. Но так как Ре
падает быстрее, чем увеличиваются обороты, то Ne после некоторой точки
начинает тоже падать.
Кроме изложенного на падении Ne сказывается увеличение Nr с обо-
ротами, так что для каждого двигателя имеется свое предельное значение
оборотов, после которого его эффективная мощность Nt начинает быстро
падать. Предел этот зависит от конструкции двигателя и факторов, обес-
печивающих достаточную надежность двигателя.
285
Причина увеличения Рв с оборотами до своего оптимального значения
лежит в увеличении весового заряда засосанной смеси по мере открытия
дросселя и в сравнительно меньших потерях на охлаждение при этих усло-
виях, что повышает индикаторный к. п. д.
Фиг. 207.
За этим оптимальным значением Ре увеличение оборотов уменьшает
коэфициент наполнения и, следовательно, весовое количество заряда
смеси за цикл, а также начинается более быстрое падение Г|т.
Фиг. 208. Кривые средних эффективных давлений автомобильных двигателей.
Кроме того, увеличивается температура стенок цилиндра на больших
оборотах, вследствие чего увеличиваются потери на охлаждение, а следо-
вательно, уменьшается индикаторный к. п. д. На фиг. 207, 208 и 209 при-
ведены кривые изменения Ре в зависимости от числа оборотов двигателя п
для типичных автомобильных и авиационных двигателей.
Приводим в табл. 64 некотырые данные, относящиеся к двигателям, пред-
ставленным графиками 207 и 208.
286
ТАБЛИЦА 64
Тип двигателя и номер графика Диаметр в мм Ход поршня в мм Степень сжатия Примечание
Гр. 207, № 1, автомо- бильный (для легковой ма- шины) 90 75 — Двухцилиндровый с подвесными клапанами
Гр. 207, № 2, Моррис Оксфорд с чугунными поршнями 70 102 4,45 Для легковых машин с боковым расположе- нием клапанов
Гр. 207, № 3, Моррис Оксфорд с рикардовскими поршнями 70 102 4,45 То же
Гр. 207, № 4, автомо- бильный двигатель нор- мальный 75 ПО -— Четырехцилиндровый с боковым расположе- нием клапанов
Гр. 207, № 5, двигатель для грузовика 114 152 — То же
Гр. 208, гоночный авто- мобильный двигатель 87 120 Четырехцилиндровый впускной клапан под- весной и два выхлоп- ных боковых
Гр. 208, Тальбот Пак- кард —* — — Восьмицилиндровый автомобильный двигатель
Гр. 208, Молсн-Haum 102 153 — —
Основным требованием, предъявляемым к гоночному двигателю на 208 граф.,
было поддерживать постоянство Ре на больших оборотах. Однако этот дви-
гатель плохо работал на малых оборотах. Кривые на фиг. 209 относятся
к авиационным двигателям
водяного охлаждения срав-
нительно большой мощности,
в конструкции которых пре-
следовалась основная цель—
получить большую отдачу
удельной мощности, т. е.
мощности, приходящейся на
единицу рабочего объема или
веса, и вместе с тем обеспе-
чить достаточную надежность
в работе двигателя.
Выдающейся чертой этой
группы кривых (фиг. 209)
является то, что средние да-
Фиг. 209. Кривые средних эффективных давлений
нескольких авиационных двигателей.
вления здесь гораздо больше тех, которые до сих пор рассматривались.
Максимальное значение Ре здесь изменялось от 8 до 8,8 кг/см2. Как
видно из графика 209, у шестицилиндровых авиационных двигателей (Мер-
седес и Бенц) максимальное значение Ре соответствует 1100 —1200 об/мин.
Двигатели эти работают с прямой передачей мощности на винт и у них как
раз эти обороты совпадают не только с большим значением Ре, но и с боль-
шим к. п. д. винта (пропеллера). Максимальное значение Pt Ролльс-Ройса,
287
Нэпира и Либерты соответствовало от 1300 до 1800 об/мин. Развитие
автомобильных двигателей идет в том же направлении, т. е. в направлении
увеличения Ре и п.
В прежних конструкциях автомобильных двигателей скорости поршня были
порядка 4, 5 — 6,5 м/сек\ в современных же двигателях она изменяется от
6 до 10 м/сек. Это увеличение скорости поршня стало возможным благодаря
улучшению конструкции, материала и смазки.
Влияние состава смеси на Ре
Влияние состава смеси на Ре для четырехцилиндрового автомобильного
двигателя (испытанного Ватсоном) показано на фиг. 210.
Фиг. 210.
Как видно, среднее давле-
ние уменьшается по мере обед-
нения смеси, что объясняется
меньшим количеством энергии
заряда смеси. Максимальное Ре
соответствует составу смеси
более богатому, чем необходи-
мо для совершенного сгорания.
Оставшиеся в цилиндре вы-
хлопные газы несомненно ока-
зывают влияние на Ре, умень-
шая скорость сгорания смеси.
Отсюда, возможно, и является
необходимость обогащения
смеси для противодействия
этому влиянию.
Из кривых фиг. 211 видно, что максимальной мощности, т. е. Ре (что
одно и то же при п = const) соответствуют более богатые смеси.
На фиг. 211 представлены опыты с золотниковым двигателем, который
испытывался на трех топливах: бензине, бензоле и спирте. Прочие условия
оставались неизменными при всех трех случаях.
288
ИзвеС'йо, что для различных топливо-во.здУшныХумессЙ требуется раз-
личное давление сжатия, чтобы достичь максимальных средних давлений.
Например, при работе на керосине (или бензине) лучшие результаты по-
лучаются при давлении сжатия 5—& кг/сл?, в то время как не бензоле —
7 7__8,4 кг]см\ При работе на спиртах хорошие средние давления получа-
ются при давлениях сжатия 10—14 кг/см?.
Из опытов известно, что большинство углеводородных топлив в паро-
образном состоянии обладают одинаксвой внутренней энергией, различаясь
друг от друга на 2 — 3°/0. Однако скрытая теплота парообразования у этих
теплив различна, так например, скрытая теплота парообразования спирта
больше бензина и бензола. Это обстоятельство, уменьшая температуру за-
ряда, дает большее количество смеси за ход всасывания, т. е. повышает
коэфициент наполнения.
По сравнению с бензином коэфициент наполнения двигателя, работающего
на спиртах (при прочих равных условиях), повышается, примерно, на 10°/о
3 1 счет большей скрытой теплэты испарения. Увеличение отдачи мощности
при этом получается на 7,5и/0, бла-
годаря тому, что внутренняя энергия
воздушно-спиртовой смеси меньше бен-
зино-воздушной на 2,5°/0.
Скрытая теплота парообразования
большинства углеводородных топлив
(за исключением спиртов) практически
почти одинаковая и небольшие коле-
бания в ней уравновешиваются коле-,
баниями внутренней энергии. Поэтому
в практике при работе на любом из
этих топлив получается одинаковая
отдача мощности.
Для определения влияния переменных
атмосферных условий (барометрическое
давление, температура и влажность) на
работу двигателя в американском бю-
ро стандартов были произведены со-
Фиг. 212. Изменение среднего эффектив-
ного давления в зависимости от состава
газовоздушной смеси при различных
барометрических давлениях.
ответствующие испытания восьмицилиндрового 150 л. с. двигателя Испано-
Сюиза. Испытания проводились в высотной лаборатории бюро стандартов
при работе двигателя на 1500 об/мин (обороты, соответствующие макси-
муму Ре).
Выводы, сделанные из этих испытаний, в основном сводятся к сле-
дующим:
1. Для получения максимальной отдачи мощности состав смеси должен
быть, постоянным на всех высотах.
2. Изменения вязкости топлива с изменением температуры оказывают
большое влияние на характеристику карбюратора.
3. Вследствие неудовлетворительной работы высотного корректора карбю-
ратора происходит ненужное обогащения смеси при уменьшении бароме-
трического давления, а следовательно, и повышение расхода без соответ-
ствующего повышения мощности.
4. Подогрев смеси вызывает потери в отдачи мощности и повышение
расхода топлива.
19 Джо дж, Автом. и авиац. движители.
289
Замер расхода топлива и воздуха, а также развиваемая двигателем мощ-
ность производились при различных атмосферных давлениях, причем эти
опыты велись на различных карбюраторах. Результаты испытаний в виде
изменения среднего эффективного давления Р в ’зависимости от состава
смеси при различных барометрических давлениях приведены на фиг. 212.
Как видно из этого графика, максимальное значение Р при различных
барометрических давлениях соответствует ймеси, состоящей из 1 части
топлива и 15 частей воздуха (по весу). Из этого же графика видно, что
изменение состава смеси оказывает большее влияние при низких бароме-
трических давлениях. Отсюда выявляется необходимость в устройстве прис-
пособления для регулировки смеси и обеспечения достаточной чувствитель-
ности в работе этого регулятора при низких давлениях, т. е. на больших
высотах.
Влияние размеров цилиндра на Ре
Фиг 213. Влияние диаметра цилиндра на
среднее эффективное давление Ре KzjcAfi.
В опытах, проведенных Каллендером, было обнаружено, что потери на
охлаждение во время сгорания и расширения были большими в двигателях
малых размеров, чем в больших, при
тех же оборотах и составах смеси.
В камерах сгорания подобных кон-
струкций поверхность камеры, под-
верженная непосредственному нагреву,
изменяется пропорционально квадрату
диаметра, объем же камеры сгорания
изменяется пропорционально кубу
диаметр.а, так что отношение поверх-
ности к объему изменяется как
_ D2_ J
а — D* ~ D ’
а так как это отношение увеличи-
вается по мере уменьшения диаметра,
и наоборот, то отсюда следует, что
цилиндры большого диаметра будут
давать относительно меньшие потери
на охлаждение. Увеличение этих потерь в двигателях с малыми размерами
цилиндров уменьшает Ре. Кривая расширения здесь идет ниже и площадь
индикаторной диаграммы получается меньше.
Каллендер приводит следующую эмпирическую формулу, устанавливающую
зависимость между Ре и диаметром цилиндра:
где К есть постоянная величина.
Результаты многочисленных испытаний двигателей показали, что Рг уве-
личивается с увеличением диаметра цилиндра. На фиг 213 приведен опыт-
ный график, указывающий на зависимость Ре от диаметра цилиндра.
290
Кстати напомним, что при увеличений отношения хода поршня 5 к его
диаметру D увеличивается скорость поршня, так например: при отношении
с S
D = 1 средняя скорость поршня С=6 м/сек., а при = 1,6 С=8 м/сек.
Здесь надо подчеркнуть, что, кроме размеров цилиндра, Ре зависит от
ряда других факторов, таких как конструкция двигателя, число оборотов,
состав смеси и др. При таком большом количестве переменных, влияющих
на величину Ре, непосредственное сравнение двигателей по величине Ре
дело довольно трудное. Это обстоятельство часто упускают из поля зрения
при сравнениях.
Так как потери на охлаждение больше у двигателей с малыми размерами
цилиндров, отсюда следует, что во время хода сжатия отдача тепла в стенки
будет относительно больше и поэтому температура в конце хода сжатия
у этих двигателей будет относительно меньше, чем в больших двигателях.
Температура в конце сжатия является одной из главных границ, опреде-
ляющих величину степени сжатия, могущую быть примененной в том или
ином бензиновом двигателе. В двигателях малых размеров может быть при-
менена более высокая степень сжатия и, следовательно, более высокое да-
вление сжатия. Увеличится ли площадь индикаторной диаграммы у этого
двигателя (благодаря более высокой степени сжатия) настолько, чтобы
компенсировать большие потери на охлаждение, сказать пока трудно.
Влияние на Ре формы камеры сгорания
Как уже упоминалось, при прочих равных условиях наибольший инди-
каторный к. п. д. получается у двигателя, который имеет форму камеры
Фиг. 214. Формы камер сгорания.
сгорания, дающей меньшее отношение поверхности камеры сгорания к ее
объему. По той же причине у двигателей с такой формой камеры сгорания
19* ЭД
Фиг. 215. Сравнение различных
форм камер сгорания с боковыми
и подвесными клапанами.
получаются большие Pt и Ре, так как у них меньшие потери тепла В стейки
в период сгорания.
Идеальной формой камеры сгорания с точки зрения меньших тепловых
потерь является сферическая форма, показанная на фиг. 214а. Большим
приближением к этой форме, применяемой на практике, является фиг. 214b
с наклонно-расположенными сверху клапанами и с тарельчатым днищем
поршня. Часто применяемой на практике формой камеры сгорания является
фиг. 214с. С точки зрения Pt L-образные и Т-образные головки фиг. 214е
и 214d являются весьма хорошими, фиг. 214f дает хорошие условия для
сгорания и расширения газов, которые под-
вергаются меньшим препятствиям при их
движении. В практике установлено, что
головки b и с фиг. 214 дают более высо-
кое Ре, чем головки d, е, и /, что, конечно,
не всецело обязано форме камеры сгорания,
но также и более высокому коэфициенту
наполнения благодаря прямому потоку ра-
бочей смеси в цилиндр и малому нагреву
засосанного заряда клапанами и всасываю-
щей системой.
На фиг. 215 приведены результаты испы-
таний двух подобных по размерам двигате-
лей, один из которых имел боковое распо-
ложение клапанов, а другой с подвесными
клапанами. Как видно, у последнего двигателя
Ре было, примерно, на 16°/0 больше пер-
вого. Это различие отчасти обязано и раз-
личию в формах камеры сгорания обоих
двигателей.
Отношение поверхности камеры сгорания
к объему у этих двигателей было сле-
дующее:
двигатель А с боковым рас-
положением клапанов . . 4,66,
двигатель В с подвесными
клапанами................3,60,
идеальная форма камеры его- •
рания..................2,75.
оси ординат фиг. 215 отложены вели-
чины охлаждающей поверхности, соответствующие какой-либо точке ра-
бочего хода.
Две нижние кривые изображают проценты избытка поверхности двух
двигателей по сравнению с поверхностью идеальной формы камеры сгорания.
Так например, в в. м. т. поверхность, подверженная охлаждению (или
нагреву при сгорании), на 7О°/о больше поверхности идеальной формы
камеры сгорания, а у двигателя В—на ЗО°/о. В нижней мертвой точке
в конце хода расширения это увеличение составляет 27°/п Для двигателя А
и 12°/о — Для двигателя В.
Как видно, у двигателей А и В отношение поверхности камеры сгорания
292
По
к ее объему значительно больше, чем в идеальной форме камеры сгорания,
и поэтому увеличение среднего эффективного давления Pt у двигателя В
по сравнению с двигателем А
в значительной степени обязано
уменьшенной поверхности охла-
ждения.
Интересно заметить, что у дви-
гателя А отношение поверхности
камеры сгорания к объему, при-
мерно, на 28®/0 больше, чем дви-
гателя В.
Значительное увеличение в от-
даче мощности и к. п. д. получа-
ются, когда вместо чугунных порш-
ней применяют алюминиевые. Это
увеличение мощности получается
благодаря меньшим потерям на
трение поршней и меньшему весу
поступательно движущихся масс
в случае применения алюминиевых
поршней. Вес алюминиевых порш-
Фиг. 216. Разрез алюминиевого поршня.
примерно, на 60 — 7О#/о меньше чугун-
ней почти наполовину, а трение,
ных поршней. Увеличение к. п. д. у двигателя с алюминиевыми поршнями
получается за счет лучшей теплопроводности алюминия.
На фиг. 216 и 217 по-
казан поршень Рикардо
из алюминиевого сплава,
у которого трение и вес
уменьшены благодаря вы-
резу поверхнос ги у юбочки
поршня.
В этом поршне можно
допустить
зоры, и
уменьшить или вовсе избе-
меньшие за-
следовательно,
жать хлюпания его в ци-
линдре (что является характерным для аллюминиевых
поршней с большими зазорами 2) и получить мень-
ший расход масла. Уменьшение веса поступатель-
но движущихся масс дает возможность увеличить
быстроходность двигателя. На фиг. 218 и 219
приведены результаты испытания четырехцилинд-
рового двигателя размерами 100Х140лгл/.
В одном случае двигатель этот работал с чугун-
ными поршнями и в другом — с алюминиевыми;
все прочие условия оставались одинаковыми в
обоих случаях, так что полученные результаты
Фиг. 217. Рикардовский алю-
миниевый поршень.
вполне сравнимы во всех отношениях.
. Результаты испытаний показывают, что при ра-
боте с алюминиевыми поршнями получаются луч-
293
Фиг. 218. Изменение мощности двигателя в зависимости от материала поршня.
С
Фиг. 219. Изменение механического к. п. д. в зависимости от материала поршня
шие данные в отношении С, и пр., чем с чугунными поршнями
(фиг. 220).
Расход топлива здесь получался, примерно, на 8°/0 меньше.
Фиг. 220. Расход топлива с различными поршнями при п = 1500 об/мин.
Влияние регулировки газораспределения на мощность двигателя
Установка и период открытия клапанов оказывает большое влияния на
отдачу мощности двигателя. В тихоходных двигателях впускные клапаны
могут открываться в в. м. т. и закрываться в н. м. т„ что касается выхлоп-
ных клапанов, то они могут открываться за 20 — 30° до н. м. т. и закры-
ваться в в. м. т.
В быстроходных двигателях впускной клапан обычно открывается на 5 —
10° после в. м. т. и закрывается на 30° пройдя н. м. т.
Выхлопные клапаны у этих двигателей открываются обычно не доходя,
примерно, 40 — 50° н. м. т. и закрываются на 5 — 20° пройдя в. м. т.
для того, чтобы лучше очистить цилиндр от сгоревших газов. Обычно регу-
лировка клапанов устанавливается такой, чтобы снять с двигателя макси-
мальную мощность при максимальных оборотах *.
В таквм случае этот двигатель не будет давать достаточно плавной и
устойчивой работы на малых оборотах, благодаря тому, что энергия газов
на малых оборотах гораздо меньше, вследствие чего происходит потеря
заряда смеси и мощности двигателя.
На фиг. 221 показаны характерные диаграммы регулировки клапанов,
соответствующие тихоходному, средней оборотности и быстроходному дви-
гателям.
Эти диаграммы выражают период открытия клапанов в углах поворота
кривошипа.
Период открытия выхлопного клапана у быстроходных двигателей равняется,
примерно, 240 — 260°, а всасывающего 215—225° поворота кривошипа
* В очень быстроходных двигателях и в нормальных двигателях с наддувом часто
всасывающие клапаны открываются за 10 — 20° до в. м. т., так что в этом случае
имеется перекрытие клапанов, способствующее лучшему очищению цилиндра от сго-
ревших газов.
295
Что касается момента открытия всасывающего клапана, то, повидимому,
позже в. м. т., когда в цилиндре
имеется некоторое разрежение,
В этом случае эффект на-
полнения, вернее засасывания,
получается больший. Более важ-
ным является момент закрытия
всасывающего клапана, так как
он влияет на отдачу мощности.
На фиг. 222 приведены ре-
зультаты испытаний четырех-
цилиндрового двигателя Рено
размерами 100 X 140 мм с пе-
ременной регулировкой всасы-
вающего клапана.
Терельчатые клапаны этого
двигателя расположены были
под углом в 45° и имели оди-
наковые размеры.
Средний диаметр клапана был
равен 38 мм и подъем—7,5 мм.
Посредством перестановки
его нужно было бы открывать несколько
Фиг. 221. Регулировочные диаграммы.
кулачков всасывающие клапаны
могли закрываться: за 27° перед
н. м. т., в н. м. т. и при 19°,
27°, 40°, 60° и 90° после н.
м. т. Момент открытия всасы-
вающих клапаноз соответство-
вал во всех случаях 15° после
н. м. т.
Как видно, максимальная от-
дача мощности получается при
закрытии всасывающего’клапана
на 60° после н. м. т.; позднее
Фиг. 222. Изменение мощности автомобильно-
го двигателя при различных оборотах в зависи-
Фиг. 223. Изменение расхода топлива при раз-
личных моментах закрытия впускного клапана.
го клапана на 60° после н. м. т. Следует
давала хорошие результаты для оборотов
закрытие, как и раннее, дает
падение мощности и оборотов
двигателя.
Влияние регулировки всасы-
.вающих клапанов на к. п. д.
подобно влиянию на отдачу
мощности. На фиг. 223 пока-
заны расходы топлива, соответ-
ствующие различным моментам
закрытия всасывающих клапа-
нов. Как видно из кривых этой
фигуры, и наименьший расход
топлива также соответствует
моменту закрытия всасывающе-
заметить, что такая регулировка
от 1400 до 1600 об/мин, но не
226
являлась хорошей ниже 1000 об/мин. Таким образом для получения хоро-
шей приемистости в работе автомобильных двигателей надо брать какие-то
средние значения из этих цифр.
На фиг. 224 приведены результаты испытания быстроходного бензино-
вого двигателя с различными моментами закрытия всасывающих клапанов.
Результаты этих испытаний подтверждают вышеприведенные заключения
относительно влияния момента закрытия всасывающих клапанов на отдачу
мощности и обороты двигателя; короче говоря, результаты этих опытов
совпадают с предыдущими опытами.
В двухтактных двигателях с двумя или тремя рядами выхлопных окон
Pt всегда меньше, чем в четырехтактных двигателях подобной конструкции
благодаря худшему наполнению, несовершенной продувке и потере заряда
через выхлопные окна.
Согласно опытам с двухтактными двигателями, проведенными Ватсоном,
Ре у них изменялось от 3,2 до 3,7 кг)см* при давлении сжатия равном
4,9 кг/см2 и при оборотах от 900 до 1500.
В лучших конструкциях двухтактных дви-
гателей Pt достигает 6,3—7,6 кг/см?, одна-
ко T|m у них меньше, чем у четырехтактных
благодаря дополнительной затрате мощно-
сти на приведение в действие продувоч-
ного насоса.
Попутно здесь упомянем о современ-
ных достижениях в развитии золотниковых
двигателей. Так например, малого лит-
ража золотниковый двигатель с размерами
68X^0 мм работал без каких-либо не-
поладок при 5000 об/мин и в течение
длительного времени.
При работе на авиационном бензине пря-
мой гонки без примеси антидетонаторов и
без наддува этот двигатель давал />< = 11,4 кг/см* при « = 3500 об/мин и
Ре = 9,9 кг1см\ при п == 5000 об/мин.
Максимальная литровая мощность у этого двигателя была 54 л, с./л.
Во время 25-часового испытания двигатель не давал каких-либо заметных
дефектов в работе. Отсюда следует, что в маленьких двигателях можно
значительно увеличивать обороты, а если к тому же применить еще наддув,
то можно с этого двигателя снять еще большую мощность *.
крытия всасывающего клапана на
внешние характеристики двигателя.
Формулы мощности
Часто бывает необходимо для предварительной оценки мощности, которую-
предполагается получить от двигателя, и для целей конструкции иметь
формулу, дающую возможность сделать предварительные подсчеты. В резуль-
тате многочисленных испытаний двигателей .был установлен ряд эмпириче-
* Здесь, повидимому, идет разговор об экспериментальном двигателе. Внедрение
в эксплоатацию таких двигателей будет связано с разрешением целого ряда проблем
и в первую очередь металлургической, ибо качество металла ставит предел увели-
чению быстроходности. Прим. пер.
297
ских формул, устанавливающих зависимость мощности двигателя от его глав-
ных размеров. Приведем некоторые из них.
Формула Ланчестера дает следующую зависимость эффективной мощ-
ности от размеров двигателя:
Ne = iK^LJ^S,
где К—опытный коэфициент
D—диаметр цилиндра в дюймах,
<5—ход поршня в дюймах,
i — число цилиндроз.
Эта формула дает хорошие результаты в применении к очень быстро-
ходным и длинноходным двигателям. Для короткоходных двигателей Реминг-
тон рекомендует пользоваться следующей формулой
Nt = il D^f/S;
где значение обозначений тоже (амое
и /< = 0,2. '*
Для определения максимальной мощности, снимаемой с одного цилиндра
хорошего автомобильного и авиационного двигателя, проф. Борл дает сле-
дующую формулу:
^ = 0,50(0-1,18)
где О — вес в английских фунтах поступательно движущихся масс поршня
и шатуна.
Эта формула дает в практике хорошие результаты и учитывает увеличе-
ние Ре с увеличением диаметра цилиндра. При испытании двигателей была
выявлена приблизительная зависимость между эффективной мощностью дви-
гателя Ne и полной площадью открытия всасывающего клапана. Отношение
мощности к полной площади (в кз. дюймах) всасывающего клапана изме-
нялось от 4 до 6,5.
Средним хорошим значением для автомобильных двигателей можно счи-
тать 4,5.
Борл устанавливает следующую зависимость диаметра клапана от раз-
меров двигателя:
r/ь = 0,29О2 д/
к у и
В практике среднее значение
dk = (0,5 — 0,55)0,
и если эта формула дает большие значения, то надо устанавливать два
клапана меньшего диаметра, но с той же самой эффективной площадью
и подъемом клапана.
Диаметр или площадь клапана зависит от допускаемой максимальной
скорости газа, а также диаметра и скорости поршня. В практике обычно
подбирают нужное соотношение между скоростью поршня и площадью
клапана для данного двигателя.
298
Для быстрого нахождения требуемой площади всасывающего клапана по
заданной скорости поршня и газа Рикардо предложил построенный им
график фиг. '225.
Фундаментальной и совершенно точной формулой является следующая:
900 ’
Условная средняя спорость газа в м/сек
о которой уже гозорилось выше.
Разделиз обе части последнего уравнения на рабочий объем всех цилин-
дров, получим значение литровой мощности:
JV„ Р.-п
vh-i~ 900 •
I
Из этой формулы видно, что литровая мощность изменяется для любого
двигателя прямо-пропорционально изменению среднего эффективного давле-
ния и числу оборотов двигателя.
В современных автомобильных двигателях литровая мощность лежит
в пределах от 8 до 10 л. с)л, при /г = 1000 об/мин, в то время как
в авиационных двигателях — от 9 до 15 л. с./л при тех же оборатах.
Максимальное значение литровой мощности зависит от того значения-Рг,
которое оно будет иметь при максимальных оборотах. Рикардо удалось
293
7
получить с золотникового двигателя во время испытания 54 л. с.)л при
5000 об/мин. Это, конечно, является наивысшим значением, которого можно
Фиг. 226. Литровая мощность современных
двигателей.
сти авиационных двигателей Рольс-Ройс
Как видно из этого графика, в течение
боле.:, чем в два раза. Это обстоя-
тельство обязано, главным образом,
улучшению процессов сгорания и
охлаждения.
На фиг. 228 приведены резуль-
таты многочисленных испытаний со-
временных автомобильных и авиа-
ционных двигателей в отношении
отдачи мощности в зависимости от
рабочего объема. Линия D дает
отдачу мощности, равную 5 л. с.
на 1000 л (1 м3) в минуту.
Л иния С относится к двигателю со
степенью сжатия 5 и средним эффек-
тивлым давлением Рв = 7,7 кг)см*.
Здесь отдача мощности получается равной 8,33 л. с./м3 в минуту.
Линии А и В относятся к двигателям со степенями сжатия 6 и 5, Р,=9,1
и 8,5 кг/см* и отдачей мощности 10 и 9,25 л. с./м3 в минуту рабочего
достигнуть на практике.
В хорошей конструкции двух-
тактных двигателей можно полу-
чить от 6 до 9 л с./л при п = 1000
об/мин, причем максимальные обо-
роты у них меньше, чем у четы-
рехтактных.
Метод выражения мощности
двигателя, снимаемой с единицы
объема, очень удобен для сравне-
ния между собой однотипных дви-
гателей. На фиг. 226 показан
график, предложенный Рикардо
для приблизительного подсчета
мощности и среднего эффектив-
ного давления, приходящегося на
1 л рабочего объема двигателя.
Например: если двигатель с ра-
бочим объемом в 2 л развивает
мощность 60 л. с. при 3500 об/мин,
то на 1 л приходится 30 л. с. Об-
ращаясь к графику фиг. 226, видим,
что этому значению соответствует
Ре = 8,05 кг/см*.
На фиг. 227 показан график
роста по годам литровой мощно-
с 1914 по 1930.
14 лет литровая мощность
выросла
Фиг. 227. Рост по годам литровой мощ-
ности двигателей Рольс-Ройс.
объема, описанного поршнями двигателя в течение одной минуты.
30Q
Фиг. 228. Опытные данные литровой мощности .авиационных и автомобильных
двигателей.
Вес двигателей внутреннего сгорания
Вес двигателя внутреннего сгорания—величина очень переменная и изм е-
няется в широких пределах для различных типоз двигателей.
В некоторых случаях, как например в стационарных установках, вес дви-
гателя не является важным фактором, в то время как в автомобильных
и особенно авиационных двигателях это является главнейшим фактором.
Обычно принято оценивать вес, приходящийся на 1 эффективную л. с.,
так называемый удельный вес.
Вес дизель-моторов, применяемых в стационарных установках, где боль-
шинство деталей сделаны из чугуна, изменяется от 270 кг/л. с. для четы-
рехтактного одноцилиндрового двигателя до 150 — 180кг/л. с. для трехци-
линдрового двигателя, включая в обоих случаях вес маховика. В легких
морских судах, таких как подводные лодки, веса дизелей уменьшаются от
110 до 7Ъкг/л.с.
Веса двухтактных дизель-моторов подобных (в отношении числа цилин-
дров и литража) конструкций на 25—4О°/0 меньше четырехтактных. Однако
в настоящий момент имеются быстроходные стационарные дизель-моторы
с зесом 4—7 кг/л. с.
Применяя более совершенные методы конструирования (подобно авиацион-
ным двигателям), лучшие материалы и обработку, можно и у этого типа
двигателей снизить вес конструкции до 2,3—1,5 кг/л. с.
До мировой войны мало обращалось внимания на уменьшение веса дви-
гателей. Так например в части автомобильных двигателей для легковых
машин и мотоциклетных лишь сравнительно недавно получили снижение
801
веса от 6,8 до 3,2 лгг/л. с. Чтобы проследить тенденцию в этом вопросе,
интересно познакомиться с весами ранних конструкций.
В течение нескольких последних лет тенденции в развитии авиационных
двигателей оказали большое влияние и на развитие автомобильных двига-
телей в смысле уменьшения удельного веса последних. В современных кон-
струкциях автомобильных двигателей водяного охлаждения удельный вес
колеблется в пределах 2,5—5,5 кг/л. с. для двигателей мощностью от 50
до 15 л. с., причем сюда входит вес магнето, маховика, карбюраторов и вса-
сывающих и выхлопных труб. У мотоциклетных двигателей воздушного
охлаждения с чугунными цилиндрами удельный вес колеблется в пределах
2,5—3,5 кг/л. с. и от 1,5 до 2,5 с алюминиевыми или стальными цилиндрами.
В основном уменьшение веса в современных конструкциях автомобиль-
ных и авиационных, двигателей обязано применению лучших материалов
и усовершенствованиям конструкций.
Для того чтобы составить представление о том, как сказывается на весе
замена одного металла другим, приведем таблицы с >авнительных весов
(табл. 65 и 66).
ТАБЛИЦА 66 Ж
Наименование детали Рикардов- ский облег- ченный алю- миниевый поршень Обыкновен- ный алюми- ниевый пор- шень Легкого сплава'чу- гунный пор- шень
Поршень 100мм диаметра Поршень с кольцами и поршневым пальцем Полный вес поступательно движущихся масс, включая верхнюю часть шатуна . . Вес поступательно движущихся масс, приходящийся на 1 см2 площади поршня 0,45 кг 0,63 кг 0,91 кг 0,075 кг/см2 0,63 кг 0,86 кг 1,22 кг Q,QQ7 кг/см2 1,27 кг 1,50 кг 1,86 кг 0,148 кг/см2
Приводим ср внительную таблицу весов поршней вместе с кольцами и
поршневыми пальцами для различных диаметров.
ТАБЛИЦА 66
Диаметр поршня в мм В е с в кг
Чугунный поршень Стальной Алюминие- вый
50 0,385 0,226 0,181
75 0,88 0,55 0,41
100 1,75 1,09 0,45
125 2,70 1,77 1,47
150 3,92 2,72 2,22
Хотя толщина стенок алюминиевого поршня в полтора или два раза
больше чугунного, тем не менее они дают меньший вес благодаря тому,
что удельный вес алюминия почти в три раза меньше чугуна.
302
В 20-си льном Четырехцилиндровом автомобильном двигателе с чугунными
стаканами цилиндров, заключенными в один блок, весящий 22,6 кг, можно
путем замены чугунных стаканов стальными уменьшить вес, примерно,
на 9 кг.
То же самое в двигателях воздушного охлаждения применением алюминия
вместо чугуна можно уменьшить вес двигателя на 40—50®/в.
В авиационных двигателях, как уже
упоминалось, уменьшение веса имеет
особо важное значение. Даже в ранних
конструкциях мы наблюдаем непрерыв-
ное стремление к уменьшению веса, как
видно из графиков, показанных на
фиг. 229 и 230.
В авиационных двигателях водяного
охлаждения мощностью от 300 до 600 л.с.
расход топлива равняется 220—230 г/л.с.ч.
Расход масла равняется 25—40 г/л. с.ч.
для двигателей воздушного охлаждения
и 13—18 г/л. с. ч. для двигателей водяно-
го охлаждения,
В больших двигателях водяного ох-
лаждения расход масла снижается до
Фиг. 229. Изменение по годам удель-
ного веса английских авиационных
двигателей.
11—13 г/л. с. ч. Допустимый вес радиаторов колеблется в зависимости от
Фиг. 210. Изменение по годам мощности и удельного
веса американских авиационных двигателей.
типа самолетов в преде-
лах!),068—0,181 кг/л. с.
У машин мощностью
меньше 100 л. с. вес
радиатора доходит до
0,32 кг/л. с. Вес охлаж-
дающей воды у машин
разведывательного типа
изменяется от 0,045 до
0,11 кг'л. с. при макси-
мальной скорости дви-
жения самолета от 200
до 250 км/час. В мало-
мощных машинах вес во-
ды доходит до 0,18—
0,22 кг/л. с. при скоро-
сти движения самолета
150—180 км/час.
В среднем для двигате-
лей водяного охлаждения
мощно.тью от 250 до 450 л. с. вес воды и радиатора составляет, при-
мерно, 0,27 кг/л. с.
В двигателях больших размеров и, следовательно, более мощных вес на
силу меньше, чем у двигателей малых размеров. Это объясняется тем, что
в мнсгоцилиндровых двигателях веса многих деталей не изменяются про-
порционально числу цилиндров или их диаметру. Некоторые из этих деталей
как магнето, помпы, передаточные валики и пр. остаются и в больших
303
двигателях такими же (или немного большими), кай и в двигателе малых
размеров. Так например, у 50-сильных двигателей серии Гнома удельный
вес был равен 1,53 «г/л. с., в то время как у 160-сильного двигателя той
же серии он равнялся 0,89 кг/л. с. Или например, 25-сильный двигатель
Анзани весил 2,14 кг/л. с., в то время как 200-сильный двигатель того же
типа весил 1,54 кг/л. с.
На фиг. 231 построен график зависимости мощности от веса конструкции
авиационных двигателей. Справа указаны удельные веса двигателей, к кото-
рым относится та или иная линия.
В табл. 67 приведены веса отдельных деталей одного из авиационных
двигателей хорошей конструкции. Этот двигатель шестицилиндровый, водя-
ного охлаждения, размерами 145^(190 мм. Номинальная мощность его
Л/,= 230 л.с. при=1400 об/мин. Степень сжатия е = 4,9 и Р„— 7,9 кг/см\
Вес сухого двигателя без выхлопных труб . . . 385 кг
» » » на 1 л. с...................... 1,67»
» воды..........................................14 »
» радиатора.......... 63 »
» бензина на один час работы.................. 61 »
» масла................... •............... . 2,3 »
304
ТАБЛИЦА 67
Детали Вес в кг Вес в % от полного веса
Цилиндры 6 шт. .... Поршни с кольцами и поршневыми паль- цами Шатуны Клапаны и пружпны Коромысла, толкатели и оси толкателей . Две всасывающие трубы Два карбюратора Верхняя половина картера Нижняя половина картера ....... Коленчатый вал с подшипниками .... Втулка винта .... Кулачковый вал с подшипниками .... Два магнето Свечи с проводами Водяная помпа с приводами Масляная помпа Бензиновая помпа Выхлопные трубы .... Остальные части Полный вес двигателя 120 20,7 19,4 12,4 17,5 2,4 5,9 46,7 50,0 49,5 8,8 7,5 9,8 1,9 3,9 1,3 3,0 6,8 2 390 30,7 5,3 »5,0 3,2 4,0 0,6 1*5 12 13 12,5 2,0 1,8 2,5 0,5 t,o 0,3 0,7 1,7 0,8 100
Что касается двигателей воздушного охлаждения, то их удельный вес
меньше удельного веса двигателей водяного охлаждения.
Так, например, 400-сильный двигатель Либерти водяного охлаждения
весит 0,9 кг/л. с., в то время как 450-сильный двигатель Космос воздуш-
ного охлаждения весит всего 0,67 кг/л. с.
Чем более мощные двигатели берутся для сравнения, тем меньше различие
в весе двигателей водяного и воздушного охлаждения.
Лучшим критерием для сравнительной оценки весов является так назы-
ваемый полетный вес, т. е. полный вес двигателя с горючим и смазочным
на определенное число часов полета.
ТАБЛИЦА 68
Тип двигателя Мощность Вес в кг ! СЗ ЭД О О гЗ Часовой рас- ход топлива Полетный вес в кг
На 1 час полета На 3 часа полета На 6 час. полета На 10 час, полета
£3 О яз ГТ ход м в кг
Воздушного охлаждения . 400 л. с. 308 11,0 124 453 753 1190 1770
Либерти, водяного охла- ждения 450 388 5,9 93 600 817 1140 1570
BR-2 воздушного охла- ждения 230 226 9,3 70 314 488 750 1110
Рольс-Ройс водяного охла- ждения 275 325 3,6 60 478 517 825 1110
20 Дж о дж, Автом. и авиац. двигатели.
3'5
g табл. 68 в полетный вес включены веса радиатора и воды, а также
топливных и масляных баков.
Из этой таблицы видно, что более тяжелый двигатель водяного охла-
ждения той же мощности, но с меньшим расходом горючего дает уже после
6 час. полета меньший полетный вес. Если взять полетный вес последних
двух двигателей (BR=2 и Рольс-Ройс) и отнести их к своим мощностям,
то получим следующие данные из табл. 69.
ТАБЛИЦА 69
Полетный вес в кг
Двигатёль
1 час
полета
3
часа
6 час., 10 час.
BR-2 воздушного
охлаждения . . . 230
Рольс-Ройс водяного
охлаждения . . .' . 275
1,34
1,74
2,12
2,15
4,83
4,03
Из этой таблицы видно, что при длительных полетах двигатель водяного
(или вообще жидкостного) охлаждения с меньшим расходом горючего и
смазочного более выгоден, чем двигатель воздушного охлаждения такой же
мощности.
На фиг. 232 показан график изменения веса авиационных двигателей
фирмы Рольс-Ройс по годам. Как видно, на протяжении 14 лет благодаря
различным конструктивным усовершенствованиям, применением наддува и пр.
удельный вес уменьшился в 1929 г. в три раза по сравнению с 1914 г.
Удельный еемп/У я С.
Фиг. 232. Изменение удельного веса по
годам двигателей Рольс-Ройса (Англия).
Фиг. 233. Изменение по годам расхода
топлива двигателей Рольс-Ройса.
На фиг. 233 показано изменение удельного расхода топлива (т. е. рас-
хода на 1 л. с. ч.) для этих двигателей за тот же период времени.
В современных лучших конструкциях авиационных и автомобильных бензи-
новых двигателей расход бензина колеблется в пределах 200 — 230 г/л. с. ч.
и расход масла 8—12 г/л. с. ч. — для двигателей водяного охлаждения и
20 — 35 г/л. с. ч. — для двигателей воздушного охлаждения.
Двигатели с послойным введением заряда смеси
В результате многочисленных испытаний бензиновых двигателей было
установлено, что наибольший индикаторный к. п. д. получается при несколько
бедных смесях. Также установлено, что тепловые потери в бензиновом
двигателе (в особенности во дремя сгорания) зависят от температуры пла-
мени. Если каким-либо
способом удастся умень-
шить температуру пламени
при той- же скорости и
полноте сгорания, то ин-
дикаторный к. п. д. уве-
личится. Одним из воз-
можных средств к этому
является работа на бедных
смесях, но, к сожалению,
однако, при бедных сме-
сях получается меньшая
скорость сгорания, а сле-
довательно, неполное сго-
рание, результатом чего
в практике является пере-
грев двигателя и выхлопы
в карбюратор, часто кон-
чающиеся пожаром.
Если же удается рабо-
тать на бедных смесях без
указанных дефектов, то
можно значительно уве-
личить индикаторный
к.п д. и, кроме того, умень-
шить детонацию, в резуль-
тате чего можно приме-
нить более высокую сте-
пень сжатия.
Этих результатов мож-
но достичь применением
так называемого послой-
ного расположения заряда
смеси, как это проде- Фиг. 234. Разрез двигателя, работающего по принци-
лывал в своих опытах чу послойного введения заряда смеси.
Рикардо, который таким
образом получил к. п. д. двигателя, приближающийся к теоретически воз-
можному _ значению.
В своих опытах Рикардо применял двигатель, показанный на фиг. 234,
у которого, как видно, имеется конической формы камера сгорания с не-
большим карманом наверху, соединенным с камерой узкой шейкой.
В этом кармане устроен автоматически действующий дополнительный
всасывающий клапан и установлена свеча. Конструкция газораспределения
у этого двигателя была осуществлена таким образом, что во время работы
307
сперва открывался автоматический клапан, через который засасывалась смесь
воздуха и топлива из карбюратора. Затем, когда поршень проходил, при-
мерно, одну пятую часть своего хода, открывался главный клапан, который
засасывал чистый воздух в главную камеру, которая расположена ниже
кармана.
Находящаяся в кармане смесь приводилась в состояние завихрения во
время хода сжатия, в результате чего смесь сгорала с большой скоростью.
Горящая в кармане смесь выбрасывалась через узкий перешеек в главную
камеру, где она встречалась и смешивалась с чистым воздухом. Изменением
количества засасываемой смеси через автоматический клапан можно было
отрегулировать двигатель на любую нагрузку.
Двигатель этот не имел охлаждающей рубашки или ребер, так что стакан
цилиндра не охлаждался; охлаждалась водою лишь головка с карманом.
Несмотря на это двигатель работал нормально, без какой-либо порчи стенок
цилиндра.
Последующие опыты, проведенные на других двигателях, показали, что
устройство послойного введения заряда смеси для получения хорошей ра-
боты двигателя дело довольно
трудное. Здесь требуется удач-
ное и совместное разрешение
следующих трех задач:
1) форма камеры сгорания;
2) форма и размер перешей-
ка, соединяющего пространство
кармана с камерой сгорания, и
3) расположение свели в кар-
мане.
Одновременно с только что
описанным опытным двигателем
(фиг. 234) работал идентичной
конструкции нормальный дви-
гатель, причем первый двига-
тель работал в рикардовской
лаборатории в течение 20 месяцев без ремонта и очистки нагара, в то
время как нормальный двигатель работал до ремонта 2 месяца.
Среднее эффективное давление у первого двигателя было 5,6 кг/см*,
в то время как у нормального двигателя оно было 7,8 кг!см?.
Опытный двигатель имел степень сжатия 6 и работал на чистом бензине
без признаков детонации.
На фиг. 235 показано изменение индикаторного к. п. д. этого двигателя
в зависимости от состава смеси. Здесь для сравнения показано изменение
и теоретического к. п. д.
Для введения в серийное производство и эксплоатацию этих двигателей
необходимо тщательно изучить влияние на их работу различных перемен-
ных факторов и провести большую экспериментальную работу. В этом
отношении золотниковые двигатели сулят большие возможности.
Фиг. 265. Изменение к. п. д. с составом смеси у
двигателя, работающего по принципу послойно-
го введения заряда смеси.
808
ГЛАВА ДЕСЯТАЯ
ВЛИЯНИЕ ВЫСОТЫ НА РАБОТУ ДВИГАТЕЛЯ
Малые высоты
Хотя влияние небольших высот на изменение мощности быстроходного
двигателя не имеет особого значения, тем не менее интересно рассмотреть
этот вопрос с точки зрения работы автомобильного двигателя.
Нормальная высота, на которой приходится работать автомобильному
двигателю в Англии, не превышает 300 м.
Падение барометрического давления на этой высоте сопровождается
уменьшением плотности воздуха на 3,2% п0 сравнению с плотностью над
уровнем моря, и уменьшением температуры воздуха, примерно, на 2° Ц.
Точка кипения воды на высоте 300 м равна приблизительно 99° Ц.
Мощность на высоте 300 м падает на 2,5%. Эти изменения происходят
при нормальных условиях карбюрации и зажигания. Разность между темпе-
ратурой воздуха и максимально возможной температурой охлаждающей
воды над уровнем моря, принимая температуру воздуха, равной 15° Ц,
будет 100 — 15° = 85°Ц. На высоте 300 м эта разность будет равна
99 —13° = 86° Ц.
Отсюда видно, что мощность и температура охлаждающей воды настолько
незначительно изменяются, что этими изменениями практически пренебре-
гают.
Большие высоты
На высоте 1500 м и выше уже заметны большие изменения в работе
двигателей. Рассмотрим первоначально влияние на мощность уменьшения
плотности воздуха, которая на высоте 1500 м составляет около 86% от
плотности над уровнем моря. Это уменьшение плотности воздуха при не-
изменном положении дросселя карбюратора вызовет понижение давления
сжатия, и эффективная мощность будет равна около 86% мощности, приведен-
ной к уровню моря, т. е. мощность двигателя на этой высоте упадет на 14%.
На высоте 1500 л/ температура воздуха понижается в среднем па 7 — 9°,
вследствие чего увеличивается коэфициент наполнения, в результате этого
потеря в мощности уменьшается, примерно, на 3%.
Таким образом, грубо говоря, на высоте 1500 м потери в мощности
составляют около 10%. —• '—
На высоте 1500 м точка кипения воды будет около 95° Ц и температура
воздуха около 8° Ц. Мы, следовательно, имеем на охлаждение 95 — 9° — 86° И,
в то время как над уровнем моря эта величина будет равна 84.
309
Эта разница (2°Ц) почти незаметная, но уменьшай щаяся плотность воздуха
довольно значительно отражается на охлаждении трущихся поверхностей
двигателя.
Отвлекаясь от вышеприведенных теоретических соображений, следует
указать, что для автимобильных двигателей эти высоты достигаются при
продолжительном подъеме, при почти полной нагрузке и уменьшенных
сбэротах, что заставляет обратить серьезное внимание на охлаждение дви-
гателя при этих условиях. Необходимо в случаях работы автомобильного
двигателя в гористых местностях ставить радиаторы большого объема или
в крайнем случае можно воспользоваться запасным баком с водой. Факто-
рами, влияющими на мощность двигателя внутреннего сгорания, являются
плотность и температура воздуха, а также до некоторой степени и влаж-
ность его.
Влияние плотности воздуха
Что касается влияния плотности воздуха на мощность двигателя, то со-
вершенно очевидно, что если температура воздуха окружаюше i среды
постоянна, то влияние уменьшающейся плотности воздуха сказывается в
понижении давления в начале хода сжатия, вследствие чего понижается
также максимальное и среднее давление. В результате получим меньшую
мощность.
Теоретически установить количественную зависимость между плотностью
воздуха и мощностью двигателя невозможно, так как она будет во многом
зависеть от рабочих температур и изменений теплоемкостей от этих темпе-
ратур. Из фиг. 79 видно, что если PeVe— давление и объем в точке А и
PjVj—в точке В, то
это отношение объемов называется степенью сжатия.
Давление сжатия для политропического процесса в точке В определяется
формулой
где п есть показатель политропы.
Если теперь плотность воздуха в точке А будет уменьшена так, что
соответствующее давление равно К-1\ (где К—постоянная, меньше едини-
цы), тогда давление в В будет:
Давление сжатия будет изменяться прямо-пропорционально плотности
наружного воздуха. Кроме того, известно из теоретических и эксперимен-
тальных данных, что среднее давление на поршень в быстроходном двига-
теле внутреннего сгорания почти пропорционально давлению сжатия, сле-
довательно и плотности.
Так как мощность при данном числе оборотов изменяется прямо-пропор-
ционально изменению среднего давления на поршень, то из этого следует,
£10
что она должна изменяться прямо-пропорционально плотности вез духа и
может быть выражена следующей формулой:
Ч = Ч “5
е еа7о
•де Ne— мощность для плотности у и
» » То-
Ниже будет показано, что эта зависимость, хотя приблизительно пра-
вильная, требует незначительного изменения для учета некоторых других
факторов.
Влияние температуры
Если считать, что плотность воздуха в конце хода всасывания (точка А
фиг. 79) остается постоянной, то температура в точках В и А выразите»
следующей зависимостью:
тип Тв = ТА е"1.
"ЧП
Давление Рв определяется формулой:
п
Предполагая X постоянной величиной, ня которую повышается темпера-
тура на участке от В до С, температуру в точке С находим по формуле:
Tc==TB + X=X+TAtr'
илл
= *± = 1 _2L_ (а)
1В- 7А.е“-' • 1 '
Кроме того, давление (благодаря вспышке) в С будет в m раз больше,
чем давление в точке В, где m — постоянная величина;
так что
Рс = тРБе". (Ь)
Поскольку среднее давление пропорционально разности давлений в точке
С и В, оно определяется следующим образом:
Рт = К{Рс-Рв)=К{т-Рл-^-РА.гп=К-РА e»(/n-l).
Отношение давлений и температур в точках С к В должны быть оди-
наковы, так как объем постоянный.
Так как из формул (а) (Ь) имеем:
7° = ! + ^—
тв ТА Е’-1
311
то отсюда и на основании сказанного выше следует, что
т =1-4
или
Среднее давление Рт пропорционально (т — 1) и отсюда
Р
m
КРАеп-Х
=К-Х~л-г
1 А
Поскольку в. данном случае К,Х,РА и е — постоянные величины, то Рт>
а следовательно и мощность двигателя, изменяется обратно-пропорционально
абсолютной температуре воздуха (поступающего в цилиндр).
Из этой же зависимости вытекает, что мощность изменяется прямо-про-
порционально атмосферному давлению РА, и следовательно, прямо-пропор-
ционально плотности, на что раньше уже было указано.
Теоретические соображения, таким образом, приводят к заключению, что
понижение температуры внешней среды вызывает увеличение мощности.
Действительно такое явление имеет место, только лишь это увеличение
получается меньше, чем дает вышеуказанная зависимость. В дальнейшем
еще вернемся к этому вопросу.
Атмосферное давление и изменения температуры
Прежде чем перейти к рассмотрению результатов испытаний двигателей
внутреннего сгорания при различных условиях плотности и температуры
внешней среды, необходимо подробно исследовать действительные изменения
вышеуказанных параметров в зависимости от различных высот, времени
года и. т. д.
Обычно изменения барометрического давления на уровне земли протекают
в пределах 725 — 775 мм ртутного столба, что соответствует изменению
плотности, примерно, на 7°/0.
Обычные температурные изменения колеблются в пределах, примерно,
10° Ц, так что при благоприятных условиях теоретическое изменение мощ-
ности автомобильного двигателя, работающего в гористых местностях, в
зависимости от погоды (жара с низким барометрическим давлением, или
холод, т. е. высокое барометрическое давление) колеблется в пределах
около 10 —15°/0-
Исследование действительных изменений температуры и плотности воз-
духа на различных высотах имеет особо важное значение при изучении
работы авиационных двигателей, которые работают в крайне переменной
среде, влияющей существенным образом на мощность и экономичность
этих двигателей.
В современных условиях полета крайним пределом высоты принято счи-
тать около 9000 м. Если температура у земли будет 15° Ц, то на высоте
9000 м мы будем иметь среднюю температуру воздуха около 35° Ц> так
что температура на этой высоте изменяется, примерно, на 50° Ц.
312
Если принять барометрическое давление у земли равным 760 мм, то на
высоте 9000 м оно будет равно 231 мм ртутного столба.
Плотность воздуха на высоте 9000 м будет составлять лишь 35% ог
плотности воздуха у земли.
Изменение температуры и плотности воздуха с высотой
Зависимость между высотой и температурой воздуха (с учетом различных
времен года) показана на фиг. 236 и является результатом многочисленных
наблюдений Метеорологического бюро.
При определении температуры на высоте мы встречаемся с понятием
температурного градиента, показывающего, на сколько градусов падает
температура с изменением высоты.
Принято считать изменение температуры, при изменении высоты на 1000 м
при градиенте, равным 6,5° Ц, на 1000 м.
Свыше 12 000 м прекращается падение температуры*.
Результаты многочисленных наблюдений Метеорологического бюро в
отношении изменений давления и плотности воздуха, проведенных в течение
длительного периода посредством сигнальных воздушных шаров, предста-
влены на фиг. 236.
Величины стандартной плотности и температуры
' Кривые, приведенные на фиг. 236, показывают, что для любой заданной
высоты величины давлений и плотности значительно меняются со временем
года, так что для удобства вычисления возникает необходимость установить
стандартные кривые плотности и температуры с изменением высоты.
Фиг. 237 показывает стандартные кривые плотности и температуры, при-
нятые в Англии для полетных высот.
* Эта высота является пределом тропосферы, после которой начинается страто-
фера.
313
В табл. 70 даны стандартные плотности воздуха, при различных высотах,
принятые Воздушным министерством для целей вычисления; данные этой
таблицы точно соответствуют кривым фиг. ‘. 37.
Величины, приведенные в следующей табл. 71, вычислены на основании
предположения, что параметры воздуха изменяются согласно уравнению
политропы: Р- V71’19 = .onst.
ТАБЛИЦА 70
Стандартная плотность воздуха на различных высотах
Еысота в м Стандартная плотность в % Высота в м Стандартная плотность В % Высота в м Стандартная плотность В %
0 102,6 2 500 78 5000 59
50J 97 г ооо 84 5500 56,1
ГО 0 92 3)009 7i 6 000 53,2
1500 87,2 4 000 66,8 6 500 50
2 00J 82,5 4500 62,6 7 000 47,2
Результаты, полученные по этой формуле, совершенно точно соответ-
ствуют метеорологическим наблюдения и могут использоваться при расчете
бензинового двигателя.
ТАБЛИЦА 71
Дав .ения, плотности и температуры на различных высотах,
вычисленные согласно уравнению
Р. У1-19 = const
Высота над уровнем моря ! вм Атмосферное давление Плотность В % Температура ° П
кг/см2 в мм ртут- ного столба
0 1,033 760,0 100,00 15,5
1 000 0,917 675,0 90,47 10
2 00J 0.43 599,8 81.66 4,5
3 000 0,717 527,5 73,55 — 1
4 000 0,632 466,0 66,14 — 6,5
5 000 0,555 409,0 59,32 .. —12
6 00J 0,486 358,0 53,08 — 17,5
7 000 0,425 312,5 47,40 -23
8 000 0,370 272,0 42,20 — '.8,5
9 0v0 0,322 237,0 37,49 -34
Зависимость между барометрическим давлением и высотой, установленная
Американским бюро стандартов, выражается следующей формулой:
Н = 18850Igp ,
где Н — высота в метрах и Р— барометрическое давление в сантиметрах
ртутного столба.
314
Фиг. 237. Кривые температуры и плотности в зависимости от высоты
Фиг. 238. Барометрическое давление и
температура на различных высотах.
Большая часть результатов испытания Высотной лаборатории американ-
ского бюро стандартов показывает, что вышеуказанная зависимость может
быть использована для определения высоты по барометрическому давлению
и соответствующей этой высоте температуры. Зависимость температуры и
плотности воздуха на различных высотах представлена в фиг. 238 и 239.
315
Влияние барометрического давления или плотности
На основании теоретических соображений можно заключить, что мощность
при постоянной температуре окружающей среды должна изменяться прямо-
пропорционально ПЛОТНОСТИ; так что мощность /V4 при плотности воздуха р
получается из следующего выражения:
где рс—-плотность воздуха у земли,
Ne — мощность у земли.
Ряд испытаний авиационных двигателей на различных высотах показы-
вает, что эта зависимость соответствует действительности и является до-
статочно точной для приближенных расчетов.
При расчете авиационных двигателей для получения более точной
зависимости между мощностью и плотностью воздуха мы пользуемся
формулой
Приводимая табл. 72 составлена на основании результатов испытаний*
авиационных двигателей, проведенных высотной лабораторией американского
бюро стандартов.
Мощность двигателя при различных барометрических давлениях
Мотор 150 л. с. со степенью сжатия 5,3.
ТАБЛИЦА 72
Барометри- ческое дав- ление в см ртутного столба Замеренная мощность при 1500 об/мин и 0° Ц Замеренная мощность в % от мощности на земле при 0°Ц и 760 .мл ртут- ного столба Удельный вес или плотность воздуха в % от плотности над уровнем моря при0°Ци760 мм ртутного столба Соответ- ствующая высота в м
25,6 59,6 28,1 33,6 8270
37,6 80,4 44,6 49,5 580J
49,8 110,8 61,5 65,5 3 500
62,1 140,4 78,0 81,8 1630
70,0 166,0 92,3 92,1 670
76.0 180,0 100,0 100,0 0
*
Вышеуказанные значения мощности были приведены к 0°Ц.
Следующая табл. 73 составлена с учетом действительной температуры,
соответствующей данной высоте.
* Опубликованных в «The Automobile Engineer» (Sept. 1919).
.316
ТАБЛИЦА 73
Мощность на различных высотах
Двигатель в 150 л. с. Степень сжатия 5,3.
Высота в м Т емпература окруж. среды в°Ц Мощность при 1500 об/мин, вы- раженная в % и отнесенная к нулевой высоте Плотность в %, отне- сенная к плотности у земли
0 20 100 100
670 15 94,8 92,1
1600 10 81,0 81,8
3500 0 65,0 . 65,5
5800 — 15 48,4 49,5
8270 — 30 31,5 33,6
Вышеприведенные результаты показывают, что мощность на различных
высотах изменяется приблизительно так же, как барометрическое давление,
или плотность окружающей среды.
Данные последних испытаний R. А. Е.
Исследования характера изменений в работе двигателя на различных
высотах путем многочисленных наблюдений проводились R. А. Е. и резуль-
тг*ты были опубликованы в журнале «Аегоп. Resear. Com. Reports and me-
n и.», стр. 462, 960, 961, 1080 и 1099.
На основе общего ознакомления с этими результатами можно сделать
’следующие выводы:
1. Мощность авиационного бенвиноворо двигателя является в большей
степени функцией атмосферного давления, чем плотности окружающей
среды.
2. Для экспериментальных данных лучше подходит нижеследующая фор-
мула, которая включает и давление и плотность:
J 1
^ = А-Р3’-р3,
где Ne — мощность двигателя,
Р—барометрическое давление,
р — плотность окружающей среды,
К — постоянная.
Эта формула выражает результаты испытаний двигателей в высотной
камере и с достаточной степенью точности может быть применена для
высот в пределах от 0 до 4600 м. Она дает более точные результаты,
чем закон изменения давления, которым мы до сих пор пользовались.
317
изменения давления у земли
Для всех барометрических изменений на земной поверхности можно (с до
статочной степенью точности) считать, что мощность бензинового двигателя
изменяется прямо-пропорционально изменению барометрического давления
при постоянной температуре.
Таким образом, если Nt есть мощность, соответствующая барометриче-
скому д влению h и N—h0, то на основании только что сказанного по-
лучим:
".“"..(О™..-
где F—барометрическое поправочное число.
Поправка на температуру и плотность
Для приведения замеренной во время испытаний мощности к стандартным
условиям необходимо умножить ее на поправочный коэфициент, выражение
которого будет:
р.. 529 замеренная температура в °11 у испрчвл. баром, давление
1 529 + исправленная температ. в °. Ц замерен. баром давление
На фиг. 240 приведена диаграмма, построенная по этой формуле. Поль-
зование этой диаграммой производится следующим образом. От точки (на
горизонтальной оси), соответствующей замеренной температуре воздуха,
проходящего через карбюратор, проводят вертикальную линию вверх до линии,
соответствующей исправленной температуре. От точки пересечения этих
двух линий проводят горизонтальную линию до соответствующего этой
температуре барометрического давления. Затем по наклонной линии идем
до исправленного давления и отсюда по горизонтальной оси справа читаем
поправочной коэфициент, выраженный вышеприведенной формулой.
В высотной лаборатории американского бюро стандартов были проведены
соответствующие испытания, показывающие влияние высоты и плотности
окружающей среды на мощность двигателя.
Для этих испытаний применялся 150-сильный двигатель Испано-Суиза, ко-
торый был оборудован тремя группами поршней, сконструированных для
«низкой», «высокой» и «сверхвысокой» степеней сжатия, соответственно
значениям 4,7, 5,3 и 6,2 (Д, В и С на фиг. 242).
Все испытания проводились с одним сортом бензина и карбюратором
Клодель, который благодаря наличию ручной регулировки позволял под-
держивать постоянно максимальную мощность. Полученные данные отно-
сятся к работе двигателя при 1500 об/мин.
На фиг. 241 представлены данные испытаний с этими тремя степенями
сжатия при различных барометрических давлениях. Средняя мощность вы-
ведена в результате достаточно большого числа наблюдений и приведена
к 0°Ц и 1500 об/мин.
Из кривых на фиг. 238, 239, характеризующих зависимость между ба-
рометрическим давлением и высотой, могут быть получены высоты, соответ-
ствующие барометрическим давлениям, показанным на фиг. 241, для тем-
пературы 0сЦ.
318
Фиг. 240. Замеренные температуры воздуха, проходящего через карбюратор в °Ц
319
Если мощность на фиг. 241 будет приведена к температурам, соответ-
ствующим определенным высотам, то, конечно, изменится, как было уже
указано, и зависимость между мощностью -и барометрическим давлением,.
мощности с высотой (высотная
характеристика).
что видно из фиг. 242.
Необходимо подчеркнуть, что эти кривые
дают нам очень приближенное представление
о действительных условиях работы авиацион-
ных двигателей на различных высотах.
На фиг. 243 изображены кривые зависи-
мости мощности двигателя от числа оборо-
тов на различных высотах. Кривые относятся
к двигателю со степенью сжатия 5,3. Мощ-
ность приведена к стандартной температуре.
Кривые А, Б, С и D соответствуют работе
двигателя на высотах 9000, 4850, 3480 и
1670 м.
Из анализа этих кривых видно, что на
больших высотах мощность двигателя в за-
висимости от оборотов растет меньше, чем
на меньших высотах. Если для примера срав-
ним мощность двигателя при 1300 об/мин и
2100 об/мин. для высоты 1670 м и 9000 м,
то увидим, что мощность для 1670 м воз-
растает на 49,6°/0, в то время как на высоте
"9000 м она возрастает лишь на 35,4*/п.
Влияние высокой степени сжатия на больших высотах
Из чисто теоретических соображений можно предсказать, что с увеличе-
нием степени сжатия увеличится и мощность двигателя. Это можно пока-
зать следующим образом.
Предполагая, что Pt— внешнее давление, е — степень сжатия и V —
объем рабочей смеси, при давлении Ро, тогда давление сжатия в в. м. т.
будет:
Р=Р^г”,
где п — отношение теплоемкостей смеси.
Так как давление вспышки и среднее давление приблизительно пропор
•циональны давлению сжатия Р (другие факторы остаются без изменения),
до, следовательно, мощность также пропорциональна Р; значит она также
пропорциональна и еи.
Для бензино-воздушной смеси п=1,35.
Высокие степени сжатия обычно сопровождаются большими потерями
тепла в стенки цилиндра и с выхлопными газами. Однако до появления
детонации мощность двигателя увеличивается с увеличением степени сжатия.
Предполагая на основании вышеприведенных соображений температуру
среды постоянной, мы можем для определения мощности пользоваться
кривыми фиг. 206.
Так как с увеличением высоты плотность воздуха уменьшается, то при
данной степени сжатия и давление сжатия будет по мере подъема умень-
320
шаться. Применение высокой степени сжатия на высотных полетах дает
возможность увеличить давление сжатия, повысить к. п. д. и мощность
двигателя. Помимо детонаиии (о которой речь 6}дет позднее) величина
степени сжатия ограничивается соображениями о преждевременном вос-
пламенении смеси на небольших высотах (если двигат ль предназначен для
работы на больших высотах). Но в настоящее время этого явления избе-
гают, заставляя двигатель на небольших высотах работать при неполностью
открытом дросселе (в результате чего получается меньшее давление ежа
тия), открывая е> о полностью лишь на больших высотах.
На фиг. 244 приведена результаты испытаний 150-сильно:о авиацион-
ного двигателя на различных высотапричем приведенные на этой фи-
гуре мощности соответствуют действительным температурам на данных
высотах.
Ось ординат представляет собою отношение мощности при 1500 об/мин
двигателя со «сверхвысокой» и «низкой» степенью сжатия к мощности
Фиг. 24 I. Кривые зависимости степени сжатия от высоты.
двигателя с «высокой» степенью сжатия; ось абсцисс высота в метрах. Двига-
тель со степенью сжатия 5,3 был, таким образом, принят как образец для
сравнения, и для каждой высоты его данные принимались за 100®/п.
Увеличение полезной мощности в процентах для двигателя с е==6,2 оче-
видно из приведенных кривых, причем это увеличение на высоте 610м
составляет 2,5°/0, в то время как на высоте 8550 м оно достигает 6°/0.
Двигатель с «низкой» степенью сжатия показывает противоположные ре-
зультаты— уленьшение мощности с высотой, причем чем больше высота,
тем быстрее падает мощность.
Опыты д-ра Гибсона
Некоторый интерес предспвляот опыты, проведенные R. А. Ё. для
определения влияния температуры и давления всасываемого воздуха на
мощность двигателя.
Д-р Гибсон провел свой первый опыт на одноцилиндровом двигателе,
и результаты его опыта показали, что при увеличении температуры воз-
духа на 6° Ц эффективная мощность уменьшилась на 1°/р.
21 Дж од ж, Автом. и авиац. двигатели.
321
Дальнейшие опыты на 12-цилиндровом авиадвигателе воздушного охла-
ждения типа R. A. F. 3-А показали, что необходим рост температуры
на 10° Ц для того, чтобы мощность упала на 1%.
Последующие опыты на другом двигателе с воздушным охлаждением под-
твердили прежние результаты для температуры в пределах от 10 до 55° Ц.
Данные э их испытаний показаны на фиг. 245 для двигателя, делаю
щего 1400 об/мин.
Были также проведены испытания при искусственных высотных условиях
на том же числе оборотов. В первой серии испытаний температура вса-
сываемого воздуха была—10°, во второй -% 12е Ц.
Результаты испытаний показали, что эффективная мощность в каждом
случае первоначально изменялась пропорционально давлению (следовательно^
и плотности, поскольку температура была постоянная), а затем падала
быстрее, чем уменьшалось давление.
Разница между эффективной мощностью в обеих сериях испытаний при
одинаковых давлениях была всегда 3%- Разность температур в обоих
испытаниях составляла 22° Ц; следовательно, разности температуры в
7,5е Ц соответствует 1%-
Для того чтобы рассмотреть как изменяется индикаторная мощность с
изменением давления, было принято, что механические потери у земли со-
ставляют 12% индикаторной мощности. Из них 40% * представ яют собой
насосные потери (которые зависят от плотности) и 60% потери на тре-
ние и др., не зависящие от плотности воздуха.
На основании проведенных опытов можно сказать, что при пониженных
давлениях, соответствующих до высоты 7000 м, индикаторная мощность и
часовой расход бензина изменялись почти пропорционально давлению или
плотности воздуха.
При дальнейшем пад нии давления индикаторная мощность падала, а
расход увеличивался более быстро, чем падало давление, т. е. уже не на-
* Эго значение насосных потерь слишком высокое; обычно они изменяются от 15
до 20°/о 113 всех потерь для нормальной конструкции автомобильных и авиацион-
ных двигателей. Прим. пер.
32Q
блюдалось этой пропорциональности. В табл. 74 приводим результаты
испытаний при температуре проходящего через карбюратор воздуха 12° Ц
и переменных давлениях. Испытания велись при п = 1400 об/мин.
л
ТАБЛИЦА 74
Отношение давлений Р Ре Индикаторная мощность Nt л. с. Эффективная мощность Ne л. с. Расход бензина в литрах на 1 индикаторную л. с. ч.
0,923 168 147 0,29
0,838 153 133 0,29
0,725 135 116 0,29
0,580 109 92 0,31
0,465 80 63 0,37
0,384 66 50 0,414
Сравнивая результаты опытов д-ра Гибсона с данными, приведенными
выше, видно, что ни в одном опыте эффективная мощность не изменялась
пропорционально давлению.
Американские данные указывают на большее влияние на мощность дви-
гателя изменения температуры при постоянном давлении и более близкую
пропорциональность между индикаторной мощностью и плотностью воз-
духа, до плотности, соответствующей высоте в 9000 м.
Разница в этих и американских данных может быть объяснена тем, что
в одном случае опыты велись на двигателе с воздушным охлаждением, в
другом случае — с водяным.
Потери тепла на высоте
Так как уменьшается мощность, то отношение между теплом, потерян-
ным в водяную рубашку, и мощностью увеличивается.
Отсюда следует,* ч^о с увеличением высоты растет и это отношение.
Так например, при испытании 12-цилиндрового авиадвигателя с D = 114 мм,
5=152 и е=5,3 были получены следующие значения отношений тепла,
ушедшего в охлаждающую воду, к теплу, эквивалентному эффективной
Это отношение зависит, конечно, в некоторой степени от типа радиа-
тора и вообще от охлаждающей системы.
Необходимо напомнить, что тепло передается в охлаждающую воду
также во время такта выхлопа, так что индикаторный к. п. д. несколько
изменяется с изменением высоты.
21,
323
Влияние высоты на карбюрацию
Хорошо известно, что в обычных бензиновых двигателях, снабженных
влементарными карбюраторами, с увеличением числа оборотов получается
богатая смесь.
Большинство авиационных и автомобильных карбюраторов поэтому снаб-
жены компенсирующим приспособлением, которое действует или как огра-
ничитель отверстия жиклера при увеличении числа оборотов или как устрой-
ство для дополнительной подачи воздуха в двигатель. В общем это устрой-
ство выполняет роль воздушного редукционного клапана.
Причина большего поступления бензина при высших скоростях в слу-
чае О1сутствия компенсирующего приспособления в карбюраторе заклю-
чается в том, что бензин подчиняется законам истечения жидкости, воз-
дух— законам истечения газов и что при том же разрежении истечение
бензина будет относительно больше, чем воздуха.
При конструировании карбюраторов для авиационных двигателей при-
нимается во внимание, что на высоте уменьшаются как плотности так и
температура окружающей средь;, причем уменьшение плотности относи-
тельно больше, чем уменьшение температуры.
Влияние уменьшения давления состоит в том, что ум ньшается весовое
количество воздуха, проходящего через карбюратор; скорость же воздуха,
проходящего вокруг жиклера, не уменьшается подобным же образом, так
что имеется приблизительно то же самое разрежение у жиклера и поэтому
получается богатая смесь, т. е. в цилиндры поступает относительно больше
бензина, чем воздуха.
Давление воздуха, вызывающее истечение топлива из жиклеров, пред-
ставляет разность между внешним атмосферным давлением и давлением,
имеющимся над жиклером.
По мере увеличения высоты падает давление окружающей среды, и раз-
ность давлений с увеличением высоты уменьшается вследствие того, что
давление всасывания ртличается от давления окружающей среды. Вслед-
ствие этих причин количество поступающего воздуха становится относи-
тельно меньше, чем бензина, так что смесь с увеличением высоты полу-
чается более богатой.
Результаты некоторых опытов, проведенных фирмой Зенит, показали,
что карбюраторы автомобильного типа, отрегулированные к условиям ра-
боты на уровне моря, дают около 1О°/о излишнего расхода бензина на
высоте 1830 М. Вследствие этого выявляется крайняя необходимость в
устройстве особого регулятора смеси, благодаря которому можно было бы
получить приблизительно постоянную смесь на любой высоте. Поэтому
большинство карбюраторов авиационных двигателей снабжены так называе-
мыми высотными к анами. На фиг. 246 схематически показан простой тип
воздушного клапана, применявшегося на некоторых карбюраторах авиацион-
ных двигателей.
Наиболее простой принцип регулировки качества смеси, примен ющийся
в карб раторах Зенит, состоит в уменьшении давления в поплавковой
камере. На фиг. 247 показана принципиальная схема действия карбюра-
тора Зенит.
Поплавковая камера, закрытая герметически, соединена трубкой ab с
каналом, через который засасывается воздух. Другая трубка cf соединяет
324
Фиг. 247. Поиниипиальная схема компенсационного устройства в карбюраторе
Я2Ъ
поплавковую камеру со смесительной камерой, немного выше диффузора
Посредине этой трубки помещен управляемый рукою кран /?. При работе
двигателя с закрытым краном в смесительной камере будет иметься раз.
режение, а в точках А и С—атмосферное давление. При этих условиях
Фиг. 248. Высотный кран авиационного карбю-
ратора.
В ротативных двигателях, на которых
истечение топлива из жиклера
будет происходить под влиянием
разности давлений в поплавковой
камере и над жиклером. При от-
крытом же кране R давление в
С понижается и, следовательно
уменьшается и разность давлений
так, что из поплавковой камеры
вытекает меньше бензина.
На фиг. 248 мы видим дей-
ствие вышеуказанного принципа
в действительном карбюраторе.
Высотный кран находится в
точке г, трубка ab заменена ка-
налом ab и трубка е/ — отвер-
стиями у, кольцевой канавкой v v
и каналом е/.
Так как карбюратор отрегу-
лирован для работы у земли с
закрытым высотным краном, то
с увеличением высоты необхо-
димо его постепенно открывать.
На некоторых авиационных
двигателях имеются карбюрато-
ры с автоматическим регулиро-
ванием высотного крана посред-
ством анероида (металлического
барометра), состоящего из. пу-
стотелой гофрированной коробки
(или серии таких коробок, сое-
диненных вместе), стороны кото-
рой при уменьшении плотности
воздуха разжимаются. Посред-
ством системы рычагов это дви-
жение может быть приспособле-
но для регулирования высотного
•крана и с увеличением высоты
для подачи большего количества
воздуха в карбюратор. Нафиг. 249
показана схема высотного крана
авиационного карбюратора,
установлены карбюраторы типа
Блок-Тюб, с отсутствием поплавковых камер подача топлива может регу-
лироваться автоматически посредством анероида или подвинчиванием иглы
вручную при помощи системы рычагов по мере увеличении высоты.
В карбюраторах авиадвигателей иногда также применяется система пе-
326
ременной подачи и регулировки топлива. В основном этот метод заклю-
чается в том, что в бензиновый канал, соединяющий поплавковую камеру
с жиклером, вставляется конусный или игольчатый клапан для регулирова-
ния подачи бензина в жиклер.
Такая система легко выполнима и она может быть дополнена без всяких
трудностей приспособлением для регулирования анероида.
Влияние высоты на состав смеси
С увеличением высоты вес
воздуха, проходящего через кар-
бюратор, уменьшается пропор-
ционально давлению, количе-
ство же топлива, протекающего
через жиклер, изменяется при-
близительно как корень ква- |
дратный из давления. J
В результате этого при умень- §
шепии плотности получается 5
богатая смесь. При наличии |
разности в температурах воз-
духа разность давлений и от- е
сюда количество вытекающего |
из жиклера топлива остаются
постоянными, в то время как
вес протекающего воздуха изме-
няется приблизительно обратно-
пропорционально корню квад-
ратному из абсолютной темпе-
ратуры.
Уменьшение температуры
воздуха с высотою несколько
обедняет смесь. На фиг. 250
показано изменение состава
смеси в зависимости от плот-
ности воздуха.
сутствует регулировка состава смеси.
Плотность (удельный бес) всздуга в кг/м3
Фиг. 250. Влияние высоты на состав смеси.
Кривые показывают обогащение смеси, которое имеет место, когда от-
данные высотной лаборатории
Некоторый интерес представляют испытания, проведенные высотной ла-
бораторией американского бюро стандартов на авиационном двигателе с
нагнетател ем.
Испытания проводились с целью исследования влияния увеличения да-
вления впускаемого в карбюратор воздуха (превышающего противодавле-
ние выхлопа) на мощность двигателя.
Для испытания был взят авиационный двигатель Испано-Суиза 150 л. с.,
327
с =5,3 с карбюратаром Клоделг, который был отрегулирован так, чтобы
давать минимальный расход топлива и максимальную мощность*.
Двигатель был помещен в камеру низкого давления.
Двигатель дважды запускался при почти постоянном давлении в карбю-
раторе и с изменяющимся в каждом случае давлением на выхлопе. Работа
д игателя после первого запуска происходила при полном открытии кла-
пана на всасывающем трубопроводе, т£к что в карбюраторе поддержива-
лось самое высокое давление.
Давление внутри камеры было переменным, равнялось пр тиводавленню
выхлопа, и показания отсчитывались при давлениях в 340, 380, 500 и
620 ди/ ртутного столба. Результаты этих испытаний показаны в табл. 75
и на фиг. 251 (кривая /11
Противодавление выхлопа вммртутн столба
Фиг. 251. Кривые зависимости между мощностью и противодавлением на выхлопе.
Работа двигателя после второго запуска происходила при частично от-
крытом клапане на всасывающем трубопроводе, так что давление в карбюра-
торе было на 200 мм ртутного столба ниже атмосферного давления, и по-
казания отсчитывались при приблизительно тех же самых давлениях в ка-
мере, как и в первом случае. Данные этих испытаний приведены в той
же таблице и показаны графически в виде кривой В на фиг. 254.
Во время первого испытания давление воздуха на всасывании было не-
постоянным, изменяясь от 726,7 до 702,2 мм ртутного столба, вследствие
чего замеренная мощность двигателя путем интерполяции была приведена
к постоянному давлению в 700 ртутного столба в предположении, что
увеличение мощности при данном противодавлении пропорционально при-
ращению давления воздуха в карбюраторе. Эти поправки изображены кри-
вой С на фиг. 251.
* Совпадения этих обстоятельств на практике не удается получить, и минималь-
ный расход не соответствует максимальной мощности, а лежит ниже ее. Прим. пер.
328
Для того чтобы определить работу двигателя в условиях переменных
давлений как на всасывании в диффузоре карбюратора, так и при вы-
ходе выхлопных газов был построен ряд кривых, характеризующих зависи-
мость между давлениями в карбюраторе, соответствующими 760, 700, 650,
600 и 500 мм ртутного столба и противодавлением выхлопа.
ТАБЛИЦА 75
Данные мощности и давлений выхлопа
Барометрическое давление в мм ртутного столба . . 619 497 375 339 331 377 500 • 621
Давление в диффузоре кар- бюратора в мм ртутного столба . 726,7 714,2 711,2 702,2 552,2 552,2 552,2 552,2
Мощность, приведен, к 0° Ц и 1500 o6/msh 107,2 171,3 173,4 171,8 132,9 129,6 125,4 122,0
Расход топлива в г/л. с. ч. . 265,0 269,0 260,0 263,0 257,0 245,0 251,0 254,0
Эти кривые получены путем интерполяции двух опытных кривых на
основе вышеупомянутых предположений.
Для целей конструирования необходимо знать развиваемую двигателем
мощность в различных условиях среды, чтобы иметь возможность сравнить
противодавление выхлопа в jttjtt рт ст
Фиг. 252. Диаграмма для вычисления мощности в зависимости от высоты.
ее с той максимальной мощностью, которую развивает двигатель на земле,
при нормальных внешних условиях.
С этой точки зрения результаты, приведенные на фиг. 252, являются
чрезвычайно полезными. Эти кривые представляют работу двигателя при
переменных давлениях в карбюраторе и на выхлопе и при постоянной
температуре в карбюраторе.
Для подсчета мощности, которую должен развить двигатель с нагнетате-
лем в различных условиях высоты, давления воздуха в карбюраторе и
329
давлении выхлопных газов (зная мощность_его у земли), предлагается сле-
дующая формула, полученная эмпирически, на основе вышеприведенных
испытаний, а именно:
Ne=Nei-R-M,
где Ne — мощность, развиваемая двигателем с нагнетателем на данной
высоте,
Ne, — мощность этого двигателя у земли при температуре воздуха
карбюратора
R — отношение мощности двигателя с нагнетателем при данных давле-
ниях на выхлопе и в карбюраторе на определенной высоте к
мощности двигателя на земле. Это отношение для каждого дан-
ного случая берем из кривых фиг. 252 и
Д/—поправочный температурный коэфициент, учитывающий разность
температур воздуха у земли (/,) и в карбюраторе (А2) при дан-
ных условиях. Было применено большое количество нагнетателей
для поддержания давления на всасывании до данной высоты по-
стоянным и равным атмосферному давлению у земли или не-
сколько большим.
В результате работы нагнетателя воздух подогревался, вследствие чего
мощность двигателя несколько уменьшалась против расчетной.
Температура сжатия может быть легко подсчитана методом, уже рас-
смотренным в этой книге.
Определив, в связи с применением нагнетателя, температуру воздуха t3,
поправочный температурный коэфициент Д/ с учетом новой температуры t3,
надо внести поправку на мощность, которую должен развить двигатель при
существующей температуре и при различных условиях работы карбюратора.
Метод определения поправок температуры уже рассматривался. Ниже-
приводимый пример будет служить иллюстрацией выпи указанного метода.
Рассмотрим случай -с двигателем, развивающим 400 л. с. у земли при
температуре воздуха в 10° Ц. Предположим, .что этот двигатель снабжен
турбокомпрессором, работающим от выхлопных газов, который при ба-
рометрическом давлении, равном 350 мм ртутного столба, соответствующим
6400 л/ высоты и температуре—21° Ц, увеличивает противодавление на
выхлопе на 350 мм ртутного столба и давление воздуха в карбюраторе
на 300 мм ртутного столба. Тогда давление выхлопа на данной высоте
будет 350 мм + 350 мм = 700 мм ртутного столба и давление воздуха в
карбюраторе будет 350 + 300 = 650 мм ртутного столба.
Находим на кривых (фиг. 252) отношение мощности, которое для дан-
ного случая равно 0,836.
Поправочный коэфициент для температур от 10 до 30° Ц определяется
по формуле:
Мощность на высоте 6400 л/ находим по формуле:
^=^.^ = 400-0,836-0,963=322 л. с.
В случае применения приводного центробежного нагнетателя противо-
давление выхлопа должно быть равно барометрическому давлению на
данной высоте.
830
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие переводчика ................................................
Предисловие автора......................................................
ГЛАВА ПЕРВАЯ
Сгорание топливо-воздушных смесей в двигателях и современные теории
по сгоранию
Общие соображения..............................................• ... .
Горючи* смеси...........................................................
Состав смеси и скорость распространения пламени.........................
Сгорание при постоянном объеме..........................................
Данные по сгоранию......................................................
Объемные соотношения при сгорании.......................................
Объемная теплотворная способность ......................................
Состав продуктов сгорания...............................................
Измерение скоростей горения ............................................
Скорости сгорания в двигателях..........................................
Опыты со сгоранием в закрытых сосудах (в бомбах)........................
Оп >1ты Питевела........................................................
Опыты Фининга в закрытом сосуде.........................................
Теоретические температуры сгорания .....................................
Влияние лучеиспускания................................................ 44
Влияние турбуленпии на тепловой поток ................................. 47
Действительные процессы сгорания....................................... 51
ГЛАВА ВТОРАЯ
Термодинамика двигателя внутреннего сгорания
Общие соображения.................................................«... 57
Закон Джоуля.........................................................• 58
Работа расширения ............................................... • • 62
Общее уравнение для теплоемкости газов................................. 65
Данные нескольких опытов с переменными теплоемкостями газов............ 69
Новейшие значения теплоемкости.................................... • 72
Метод Клерка для определения кажущейся теплоемкости.....................73
Применение идеальных циклов к двигателям внутреннего сгорания.......... 79
Энтропия............................................................... 89
Изменение энтропии при данном изменении состояния газов............• - 90
Энтропийные диаграммы.................................................. 91
Методы построения энтропийных диаграмм................................. 91
ГЛАВА ТРЕТЬЯ
Идеальные и действительные тепловые процессы в бензиновых двигателях
Условия с постоянными теплоемкостями................................. • 96
Условия с переменными теплоемкостями.................................... 98
Современные данные о внутренней энергии ................................. *01
Цикл Дизеля.............................................................*03
Цикл Отто в практике................................................... 401
Управнение линии сжатия................................................. 105
Действительное возрастание давления................................• - ~
Уравнение кривой расширения........................................ • 1°6
331
ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ
Идеальные и действительные к. п. д.
Сравнительные данные ............,.....................................107
Относительный к. п. д. двигателя........................... ’ ' ’ дод
Индикаторный к. п. д. двигателя....................... . . . . ’ ’ ’ ’ [ цд
Индикаторный к. п. д. двигателя и расход горючего.............." ’ J ’ щ
Индикаторный к. п. д. двигателя при дросселировании.............. . " ’ ’ цз
уфакторы, влияющие на индикаторный к. п. д..........................' ё ____
^Зависимость индикаторного к. п. д. от состава смеси...................." Ц4
^Индикаторный к. п. д. при бедных смесях . ..........................’ ’ 115
уОпыты Рикардо...................................................• • . ' 116
Исправленные кривые индикаторного к. п. д............................... —
✓ Влияние сжатия ..................................................... 118
уРод топлива и индикаторный к. п. д. . ............1...................... —
^/Степень сжатия и индикаторный к. п. д..................................120
Опыты Тизара и Пая...................................................• 122
Влияние сжатия.......................................................123
Опытные данные зависимости индикаторного к. п. д. бензинового двигателя от
степени сжатия.....................................................125
^/Расход горючего и к. п. д,-............................................126
^Степень сжатия, индикаторный к. п. д. и мощность........................127
^/Индикаторы й к п. д. и расход воздуха................................... —
✓Влияние формы цилиндра на индикаторный к. п. д....................... . 129
Влияние стенок цилиндра на индикаторный к. п. .........................130
✓ Влияние размеров цилиндра на индикаторный к. п. д......................131
Относительный к. в. д. для двигателей с различными ходами..............132
Внеосные цилиндры................,.....................................133
✓Влияние числа оборотов на индикаторный к. п. д........................ 134
Новейшие данные........................................................135
К. п. д. автомобильных двигателей........•........................ .... 136
у Новые данные о влиянии размеров двигателей на индикаторный к. п. д. ... 137
V Влияние регулировки клапанов на индикаторный к. п. д...................138
Сравнение к; п. д. различных двигателей................................ •—
Возможный к. п. д. бензинового двигателя............................. 139
Индикаторный коэфициент двухтактных двигателей.........................140
Тепловой баланс бензиновых двигателей..................................141
Тепловой баланс для различных горючих..................................143
Индикаторный к. п. д. и тепловой баланс дизелей........................144
Идеальные стандарты Рикардо . •........................................146
Наивысшая допустимая в практике степень сжатия.........................147
V Влияние топлива на к. п. ..............................................1-4
глава пятая
Теплопроводность, радиация и охлаждение
Тепловой поток при теплопроводности ................................ . . .
Пример приближенных температурных градиентов...........................
Сопр -тивление коррозийного слоя.......................................
Тепловой поток в бензиновых и газовых двигателях.......................
Математическое исследование теплового потока ..........................
Тепловой поток для циклических изменений температур ...................
Приложение математических результатов..................................
Действительные потери тепла в двигателях ..............................
Теплопередача и плотность газа ........................................
Количество тепла, отдаваемого системе охлаждения.......................... •
Методы охлаждения.....................................................................................................................
Воздушное охлаждение двигателей и радиаторы...........................................................................................
Поверхность охлаждения цилиндров двигателей воздушного охлаждения . . .
Скорость- охлаждения..................................................................................................................•.................................................................................................................
Мощность, поглощаемая при охлаждении.................................................................................................................................................................................................... . . .
Воздушное охлаждение автомобильных и авиационных двигателей................
Размеры ребер охлаждения .... .............................................
150
154
155
157
159
160
162
163
164
165
167
168
170
171
173
332
170
Применяемые материалы ................................................
Практическое прмснение воздушного охлаждения............................
Охлаждение мощных двигателей..........................................
Охлаждение с помощью вентилятора......................................
Данные по охлаждению бензиновых двигателей............................
Автомобильные радиаторы...............................................
Сравнение различных радиаторов........................................
Авиационные радиаторы.................................................
Новейшие данные.......................................................
Влияние коли 1ества протекающей волы..................................
Влияние плот .ости и температуры воздуха..............................
Общи результаты испытаний радиаторов .. . ............................
Мощность, расходуемая hi охлаждение ротативных даигателей.............
Температуры воды и воздуха............................................
Количество циркулирующей воды.........................................
Веса радиаторов.......................................................
Паровое охлаждение ...................................................
Система радтйтора Рашмора (Rushmore)..................................
Паровое охлаждение двигателей дирижабля R-101.........................
Охлаждение высококипящими жидкостями..................................
Масл ное охлаждение двигателей........................................
176
178
181
183
185
188
189
192
193
195
196
197
199
200
201
203
205
ГЛАВА ШЕСТАЯ
Температуры в двигателях внутреннего сгорания
Измерение температур....................................................207
Определение температуры конца всасывания по температуре выхлопных газов . —
Метод профессора Кокера.................................................211
Температуры в автомобильных Двигателях..................................213
Опыты по определению температур бензиновых двигателей................. 215
Современные опыты по определению температур поршней....................216
Колебания темп.-рагур в зависимости от числа оборотов...................218
Влияние степени сжатия..................................................219
Влияние состава смеси.................................................... —
Опережение зажигания •..................................................220
Зазор поршня........................................................... 221
У адка цилиндров..................................................... 222
Температура в двигателях типа Дизеля..................................
ГЛАВА СЕДЬМАЯ
Давления в двигателях внутренн го сгорания
Давление в четырехтактных двигателях..............’................... 225 V
Конструктивные диаграммы . .............................................228
Давление в двухтактных двигателях.......................................230
Давление всасывания и выхлопа......................................... 233
Влияние давления выхлопа на мощность двигателя .........................237
Опыты по замеру противодавл ния на выхлопе....................... ... 238
Влияние выхю ных труб на отдачу мощности................................239
Требования, предъявляемые к глушителю...................................241
глава восьмая
Коэфициент наполнения
Общие соображения . . . . •...............• . . •...............• . . . 242
Плоность заряда......................'................................ 243
Коэфициент наполнения по индикаторной диаграмме.........................244
Вес заряда..............................................................246
Скорость газа...........................................................247
Влиян. е трения.........................................................249
Влияние пово оюв...................................................... 252
Течение газа че; ез тарельчатые клапаны.................................253
Сравнение одного и ц, ух клапанов.......................................255
Подъем клапанов ....................................................... 256
333
Удельное время-сечение клапана для авиадвигателей......................* 258
Подогрев заряда........................................................ 259
Двухтактные двигатели....................................................
Вычисление потерь заряда в двухтактных двигателях.......................261
Изменение потерь свежей смеси с оборотами................................263
Влияние плотности заряда .... 264
Коэфициент наполнения и степень сжатия двигателя.......................... —
ГЛАВА ДЕВЯТАЯ
Мощность и механические потери двигателей
Потери в двигателе и механический коэфициент полезного действия . . . . 266
Трение поршия.....................................................267
Анализ поте, ь.................................................. 269
Механические потери в различных типах двигателей..................270
Влияние на потери температуры охлаждающей воды...................272
Насосные потери...................................................273
Падение давления на всасывании..................................... —
Механический к. п. ...............................................277
Влияние оборотов на механический к. п. д........................ 279
Индикаторная и эффективная мощности...............................281
Среднее эффективное давление......................................283
Влияние степени сжатия............................................284
Влияние числа оборотов диигателя..................................285
Влияние состава смеси на Ре .................... ... 288
Влияние размеров цилиндра на Ре...................................290
Влияние на Ре формы камеры сгорания................................291
Влияние регулировки газораспределения на мощность двигателя . ....295
Формулы мощности..........'.......................................297
Вес двигателей внутреннего сгорания.............................> • 301
Двигатели с послойным введением заряда смеси................... . 307
ГЛАВА ДЕСЯТАЯ
Влияние высоты на работу двигателя
Малые высоты...................................... . .................309
Большие высоты........................................................... —*
Влияние плотности воздуха...............................................310
Влияние температуры ....................................................311
Атмосферное давление и изменение те перат ”ры....................... . 312
Изменение температуры и пдотности с высотой........................... 313
Ветчины стандартной плотности и температуры............................... —
Влияние барометрического давления или платности.........................316
Мощность двигателя при различных барометрических давлениях................—
Данные последних испытаний.......................................... - 317
Изменения давления у земли....................................... • . . 318
Поправка на температуру и плотность...................................• • 318
Влияние высокой степени сжатия на больших высотах ......................320
Опыты д-ра Гибсона.......................• ...........................321
Потери тепла на высоте..................................................323
Влияние высоты на карбюрацию . . .............................• • • ' 324
Влияние высоты на состав смеси..........................................327
Данные высотной лаборатории ............................................
(
Отв. редактор Г. К. Холоманов.
Индекс МС—68-52.
Издат. № 126/м.
Поступ. в печать с матриц 13/VIII 33 г.
Вышло в свет в августе 1933 г.
Уполномоч. Главлита № В-45574.
Технический редактор Р. С. Песзнер.
Печатных листов 21.
Бумажных листов ‘W/j.
Печатных знаков 48.144.
Бумага 62x94.
Заказ № 3118. Тираж 10.000 экз^
ЛОЦТ Наркомвоенмора им. Клима Ворошилова (Ленинград, пл. Урицкого, 10).