/
Автор: Рикардо Г.Р.
Теги: механика двигатели инженерное дело двигатели внутреннего сгорания
Год: 1960
Текст
ГЛ РИКАРДО
х
ЫСТРОХОДНЫЕ
ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
: . • • *.
THE HIGH-SPEED
INTERNAL- COMBUSTION
ENGINE
BY
SIR HARRY R. RICARDO, LL.D., F.R.S.
BLACKIE & SON LIMITED
LONDON AND GLASGOW
Г. Р. РИКАРДО
БЫСТРОХОДНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
Перевод с английского
Ю. Л. ЕГАНЯНА, В. И. ИВИНА и М. Г. КРУГЛОВА
Под общей редакцией
М. Г. КРУГЛОВА
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Москва 1960
В книге на основании последних исследований автора осве-
щены особенности работы быстроходных двигателей внутреннего
сгорания: вопросы теории, конструкции, детонации, теплового
баланса, наддува, сгорания и многие другие.
Книга содержит богатый экспериментальный материал.
Книга предназначена для инженерно-технических работ-
ников, конструкторов и специалистов, занимающихся вопросами
проектирования, исследования и эксплуатации двигателей внут-
реннего сгорания, а также может быть полезна для студентов
втузов.
Рецензент канд. техн, наук Е. И. Гагарин
Редакция литературы общетехнической и по транспортному машиностроению
Зав. редакцией ин ж. А. П. КОЗЛОВ
ПРЕДИСЛОВИЕ РЕДАКТОРА
Со времени первого перевода книги Г. Рикардо «Быстроход-
ные двигатели внутреннего сгорания» на русский язык прошло
26 лет. За этот период поршневое двигателестроение в своем раз-
витии значительно шагнуло вперед, а в областях применения порш-
невых двигателей внутреннего сгорания произошли большие из-
менения.
Настоящий перевод выполнен с книги Г. Рикардо «Быстро-
ходные двигатели внутреннего сгорания» издания 1953 г.
Учитывая большие изменения, которые произошли в разви-
тии двигателестроения со времени выхода предыдущего издания
(1941 г.), автор, по существу, заново написал книгу. Содержание
ее базируется на результатах работ автора или сотрудников, ра-
ботавших под его руководством.
Наряду с более ранними работами, в книге широко освещены
работы автора в области поршневого двигателестроения перед
войной и во время второй мировой войны, которые по тем или
иным причинам не опубликовывались. К таким работам относятся,
например, исследования., связанные с созданием четырехтактных
и двухтактных поршневых двигателей с гильзовым газораспре-
делением.
Ценными являются соображения автора и по другим вопросам
развития двигателестроения.
Безусловно, не со всеми положениями автора можно согла-
ситься. Однако во всех этих случаях перевод также сохранен по
возможности близким к оригиналу и по большей части оговорен
специальными примечаниями.
Книга предназначена для инженеров и научных работников,
работающих в области расчета и конструирования быстроходных
поршневых двигателей внутреннего сгорания; она, несомненно,
будет также полезна и для студентов, специализирующихся в этой
области техники.
ПРЕДИСЛОВИЕ
В 1923 г. Блекки опубликовал мою книгу «Быстроходные дви-
гатели внутреннего сгорания». Эта книга несколько раз перера-
батывалась; последний раз она была переработана моим асси-
стентом Г. С. Гляйдом.
В настоящее время содержание вопроса настолько выросло,
что его невозможно осветить даже в нескольких томах. Я также
не делаю попытки рассмотреть вопросы, касающиеся нового на-
правления развития двигателей внутреннего сгорания, развития
газовой турбины, так как по этому вопросу уже опубликовано
достаточно много литературы.
В книге я концентрирую внимание на исследовательской, кон-
структорской и доводочной работе, которая была выполнена в ла-
боратории моей фирмы за последние тридцать пять лет, и на вы-
водах из этой работы. Почти все испытания, результаты которых
я привожу в книге, выполнены под моим личным наблюдением;
поэтому я осведомлен о всех обстоятельствах и условиях, при ко-
торых они были получены, и могу быть вполне уверен, что, сопо-
ставляя результаты, я сравниваю действительно сравнимые ве-
личины. Вместо попытки охватить весь широкий круг вопросов
я сделал попытку сконцентрировать свое внимание на тех сторо-
нах предмета, которые, насколько я осведомлен, недостаточно ос-
вещались в периодической литературе; одновременно я пытаюсь
установить связь между деятельностью ученого, с одной стороны,
и деятельностью инженера-практика, с другой.
В моей первой книге я отвел значительное место обсуждению
детонации и ее зависимости от топлива и от конструкции камеры
сгорания. В то время о детонации было опубликовано сравни-
тельно мало материала, а я чувствовал, что очень многое нужно
было сделать как инженерам, так и химикам. С тех пор проблеме
детонации посвящено огромное количество исследований; и если
по мере более глубокого ее изучения она с точки зрения химиков
казалась все более сложной и запутанной, то с точки зрения ин-
женеров, механизм детонации в настоящее время является доста-
точно хорошо изученным.
Так как эта книга написана скорее для инженеров, чем для тех-
нологов производства бензина, вопросу детонации я посвятил
только небольшое место. Кроме того, значительный объем в пер-
вой книге посвящен обсуждению конструкции тарельчатых кла-
7
панов и механизма газораспределения и лишь слегка затронуто
гильзовое газораспределение; в этой книге я сконцентрировал
больше внимания на гильзовом газораспределении, ввиду его
широкого использования в авиадвигателях.
Особое внимание я уделяю рассмотрению вопроса о механиче-
ском к. п. д. Это безусловно оправдывается тем, что, несмотря на
тридцатилетние исследования, усовершенствования, использо-
вание лучших топлив, гораздо более высоких степеней сжатия,
значительно улучшенной карбюрации и так далее, расход то-
плива современных автомобилей в литрах на тоннокилометр,
главным образом в связи с увеличенной долей механических по-
терь в самом двигателе, лишь немного ниже, если не выше, расхода,
который был тридцать лет назад.
В главе, посвященной поршневым авиационным двигателям,
я ограничился рассмотрением тенденций их развития, а не описа-
нием или подробным рассмотрением выполненных двигателей,
так как этому вопросу уже посвящено много полных и квалифи-
цированных работ.
Настоящую книгу можно разделить на три части.
Первые главы посвящены общим вопросам; в них показаны
только общие зависимости, так как тот, кто занимается глубоким
изучением специфической стороны вопроса, может найти его де-
тальный анализ в соответствующей специальной литературе.
Несколько следующих глав посвящены описанию конструкции
двигателей и написаны гораздо подробнее, т. к. именно детали
определяют успех всего изделия.
Последние главы посвящены рассмотрению некоторых напра-
влений исследований и усовершенствований, которые были выпол
йены в лаборатории фирмы.
ВВЕДЕНИЕ
Развитие двигателей внутреннего сгорания за последние 10 лет
характеризуется широким применением газовых турбин, которые
почти полностью вытеснили поршневые двигатели высокой мощ-
ности в авиации, где преимущества газовой турбины имеют наибо-
лее благоприятные условия для реализации, в то время как ее
конкурент, поршневой двигатель, оказывается менее приспосо-
бленным к работе в разреженной атмосфере.
Несмотря на проделанные уже исследования транспортных
газовых турбин, пройдет еще много лет, прежде чем газовая тур-
бина сможет конкурировать с поршневым двигателем в автомобиль-
ном транспорте, так как в этой области применения, с преобла-
дающим фактором низкой нагрузки и требованием высокой то-
пливной экономичности, большинство преимуществ еще остается
за поршневым двигателем.
Кроме появления газовой турбины, наиболее важным в разви-
тии двигателей внутреннего сгорания за последние тридцать лет
является, вероятно, успешное освоение производства легкого
быстроходного двигателя с воспламенением от сжатия. За тот
же самый период бензиновый двигатель, по всем внешним при-
знакам, претерпел только небольшие изменения; но за этот срав-
нительно короткий отрезок времени средняя эффективная мощ-
ность, снимаемая с двигателя определенного размера, увеличи-
лась более чем в 2 раза, а в авиационных двигателях более чем
вчетверо. Такое большое увеличение мощности двигателей полу-
чено без каких-либо радикальных изменений в конструкции.
Около'пятидесяти лет назад проф. Бертрам Гопкинсон обратил
внимание на явление детонации в бензиновом двигателе, следст-
вием которой он считал образование волн давления, и предпола-
гал, что детонация является характеристикой топлива.
Постепенно пришли к выводу, что именно детонация устана-
вливает предел, и относительно низкий, эффективной мощности
и экономичности бензинового двигателя. На практике появление
детонации определяет как вес воздуха, который может быть исполь-
зован при сгорании, так и возможную эффективность превращения
освобожденной теплоты в полезную работу.
В области быстроходных поршневых двигателей наиболее
крупным событием явилось быстрое развитие двигателя с воспла-
менением от сжатия. В течение нескольких лет он занял место
9
бензинового двигателя почти во всех видах тяжелого автомобиль-
ного транспорта и, конечно, во всех промышленных установках,
исключая только очень небольшие мощности.
За последнее время приобрели известность миниатюрные,
так называемые, двигатели Дизеля для авиамоделей. Они являются
промежуточным типом двигателя, так как работают на карбюри-
рованной смеси парообразного топлива и воздуха с воспламене-
нием заряда от теплоты сжатия. Это возможно благодаря специ-
фическим свойствам эфира, который составляет большую часть
топливной смеси, используемой двигателем. Несмотря на эти не-
сколько необычные примеры, определение «воспламенение от
искры» или «воспламенение от сжатия», кажется, обеспечивает
наилучшую и наиболее подходящую границу между двумя ти-
пами двигателей.
Книга посвящается некоторым проблемам быстроходных дви-
гателей.
Термины быстроходный и тихоходный имеют, конечно, относи-
тельное значение, и не существует четкой границы, которая
могла бы быть выражена в абсолютных величинах.
Граница должна быть установлена не только с учетом величин
числа оборотов вала или скорости поршня, но и с учетом полного
принципиального отличия конструкции, а также совершенно
отличной технологии производства. В тихоходном двигателе ди-
намические нагрузки, возникающие от сил инерции поршней и
других движущихся частей, относительно невелики; следовательно,
эти части могут быть сделаны очень прочными, не вызывая чрез-
мерных напряжений в корпусе или подшипниках; но динамиче-
ские нагрузки увеличиваются пропорционально квадрату числа
оборотов, и в быстроходном двигателе приобретают решающее
значение. Следовательно, сущность конструирования быстро-
ходного двигателя состоит в том, чтобы использовать наиболее
жесткий и компактный корпус, имеющий возможно более легкие
движущиеся части; при этом определяющим фактором становится
скорее жесткость, чем прочность.
Необходимость применения легких движущихся деталей
с очень малой теплоемкостью или короткими тепловыми потоками
требует специальной организации потока и передачи теплоты,
которая в тихоходном двигателе может быть в основном достиг-
нута применением толстых стенок.
Кроме того, существенной особенностью быстроходного двига-
теля в техническом отношении является то, что все рабочие или
трущиеся детали должны быть малых размеров, чтобы их можно
было легко изготовить на автоматах или на специальных станках,
легко подвергнуть термической обработке или сделать из дефи-
цитных материалов.
ГЛАВА I
СГОРАНИЕ
ДВИГАТЕЛИ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ ИСКРЫ
Процесс сгорания рабочей смеси в цилиндре двигателя с вос-
пламенением от искры происходит следующим образом. Между
электродами свечи зажигания проскакивает только одна искра,
имеющая высокую температуру, оставляя после себя тонкую
нить пламени. От этой нити пламя распространяется по поверх-
ности рабочей смеси, непосредственно окружающей ее, со ско-
ростью, которая зависит, в основном, от температуры самого
фронта пламени и в меньшей степени от температуры и плотности
окружающей рабочей смеси. Поэтому постепенно образуется
сначала незначительный полый очаг пламени.
Если содержимое цилиндра двигателя находится в покое,
как, например, в бомбе, этот очаг пламени будет распространяться
с постоянно увеличивающейся скоростью, пока не распространится
по всему объему смеси. В таком случае можно представить себе
тонкий граничный слой или фронт пламени, который отделяет
нагретые продукты от негорящей рабочей смеси, находящейся
впереди фронта пламени. Если содержимое цилиндра находится
в покое, то этот граничный слой будет двигаться в виде гладкого
неразрывного фронта.
Однако в цилиндре двигателя рабочая смесь не находится
в покое. В действительности она находится в условиях высокой
турбулизации, или, другими словами, она состоит из множества
вихрей, не имеющих общего направления движения. В результате
поверхность пламени изламывается и представляет собой разо-
рванный фронт, имеющий гораздо большую поверхность, через
которую передается тепло, и следовательно, скорость пламени
намного увеличивается. Стробоскопические наблюдения через
прозрачные окна в головке цилиндра и исследования с помощью
ионизационных индикаторов в камере сгорания показывают,
что если скорость распространения фронта пламени зависит, в ос-
новном, от степени турбулизации, то на основное направление
движения фронта, радиально от точки зажигания, она не влияет
(при условии, что на общую турбулентность не накладывается
какая-либо форма направленного потока или воздушного вихря).
11
В качестве теоретических предпосылок автор принимает, что
процесс воспламенения топлива развивается в двух вполне отчет-
ливых фазах:
первая — образование и развитие самораспространяющегося
очага пламени;
вторая — распространение этого пламени по всей камере сго-
рания.
Первая фаза является химическим процессом, зависящим от
природы топлива, температуры и давления, а также от темпера-
турного коэффициента топлива, который представляет собой связь
между температурой и степенью ускорения окисления или горения.
Вторая фаза является чисто механическим процессом.
Нельзя утверждать, что эти две фазы совершенно четко разде-
лены, так как между ними не существует строгой границы, и они
конечно, до некоторой степени взаимосвязаны друг с другом.
Например, чем выше температура пламени и быстрее сгорание
в течение первой фазы, тем быстрее будет распространяться сго-
рание при данной интенсивности турбулизации. Однако можно
за начало второй фазы считать момент, когда происходит заметное
повышение давления на индикаторной диаграмме (фиг. 1). На
фиг. 1 точка А соответствует проскакиванию искры, точка В —
началу повышения давления и точка С — достижению максималь-
ного давления. Поэтому АВ представляет первую фазу, а ВС —
вторую. Хотя завершение пути пламени отмечается точкой С,
из этого не следует, что в этой точке заканчивается выделение
всей теплоты топлива, так как даже после прохождения пламени
будут продолжаться некоторые дальнейшие химические превра-
щения вследствие диссоциации и т. д., обычно относящиеся
к догоранию.
Пределы горючести
Кривая (фиг. 2) показывает характер зависимости между тем-
пературой t пламени и продолжительностью горения т в сек.
для гомогенной смеси любого парообразного углеводородного
топлива с воздухом. Цифры по оси ординат соответствуют вре-
мени от момента проскакивания искры до образования саморас-
пространяющегося очага пламени, то есть времени, соответствую-
щему первой фазе процесса сгорания. Нет необходимости гово-
рить, что эти значения не являются неизменными величинами,
а служат только для определения общей закономерности.
Кривая на фиг. 3 показывает приблизительную температуру
пламени при различных составах смеси (степень сжатия равна 5),
с учетом перемешивания поступающего заряда с остаточными га-
зами, подогрева его, диссоциации и т. д.
Кривая на фиг. 4, построенная на основании двух предыду-
щих кривых, дает зависимость между продолжительностью
процесса сгорания и составом рабочей смеси в течение первой
фазы процесса сгорания.
12
Р
кг/см2
Фиг. 1. Индика-
торная диаграмма
двигателя с вос-
пламенением от
искры:
а — первая фаза;
б — вторая фаза.
100 80 60 ЬО 20 0 20 W 60 80 а °
в.мт
Фиг. 2. Приближенная зависимость между
температурой пламени и продолжитель-
ностью процесса сгорания.
Фиг. 3. Прибли-
женная зависи-
мость между тем-
пературой пла-
мени и составом
смеси.
С остов смеси
бедная богатая
Состав смеси
Фиг. 4. Приближенная зависимость между
составом смеси и продолжительностью про-
цесса сгорания.
На фиг. 5 предыдущая диаграмма построена в координатах:
продолжительность сгорания в градусах поворота кривошипа
двигателя (работающего при 2000 об/мин) и состав смеси. Кроме
того, добавлено постоянное время, соответствующее углу пово-
рота кривошипа на 12°, равное продолжительности второй
фазы процесса, то есть фазы распространения пламени турбули-
зацией, так как все наблюдения подтверждают, что интенсивность
турбулизации, а следовательно, и скорость распространения
фронта пламени увеличиваются прямо пропорционально увели-
чению числа оборотов вала двигателя.
Следовательно, эта кривая выражает время и, вероятно, ми-
нимальное время в градусах угла поворота кривошипа от момента
бедная богатая
Состав смеси
Фиг. 5. Приближенная зависимость между со-
ставом смеси и продолжительностью процесса
сгорания в градусах угла поворота кривошипа
двигателя:
а — первая фаза; б — вторая фаза; А — опережение
зажигания 35°; Б — 50°.
проскакивания искры до достижения максимального давления.
Практически этот период ограничивается приблизительно 50°,
так как при дальнейшем увеличении опережения зажигания
оно будет происходить в момент, когда газы имеют очень низкие
температуру и давление; поэтому образование пламени будет
происходить соответственно медленнее, так что никакого улучше-
ния работы не будет. Если приблизиться к любой границе преде-
лов горючести 1 рабочей смеси, то условия распространения пла-
мени становятся неустойчивыми, а слабое и неустойчивое пламя
имеет тенденцию сохраняться в течение всего хода расширения
и последующего хода выпуска в каком-нибудь горячем, изолиро-
1 Эти пределы называют также «пределами воспламеняемости», что также
не вполне точно. Так, достаточно мощным источником зажигания можно сжечь
смесь любого состава, но пламя не будет распространяться по смеси. (Ирим. ред.).
14
ванном месте (как, например, внутри корпуса свечи зажигания)
и поджигать входящий заряд, вызывая обратную вспышку в карбю-
ратор. Это особенно заметно на границе горючести в области бедной
смеси, где, как показано на фиг. 5, кривая протекает более круто.
Видно, что время, необходимое для образования самораспрост-
I аняющегося пламени в богатой смеси такого топлива, как бензин,
примерно эквивалентно времени поворота кривошипа на 8°. Пред-
положим, что число оборотов вала двигателя увеличится с 2000
до 4000 в минуту, а интенсивность турбулизации удвоится. При
этом скорость распростра-
нения пламени также удво-
ится, и время поворота
кривошипа на 12° будет
еще достаточным для за-
вершения второй фазы
процесса. Однако время,
необходимое для развития
очага пламени, останется,
по существу, тем же самым
и будет соответствовать
повороту кривошипа на
16° (вместо 8°), а общий
период горения — на 28°
(вместо 20°).
Поскольку это касается
всех летучих углеводоро-
дных топлив, их темпера-
турный коэффициент и
пределы горючести заметно
Фиг. 6. Приближенная зависимость между
составом смеси и продолжительностью про-
цесса сгорания:
1 — для бензина; 2 — для водорода.
не изменяются, и сгора-
ние в двигателе будет происходить с температурой пламени
несколько выше 2200° С. С другой стороны, если температура пла-
мени превысит примерно 2500°С, то скорость процесса сгорания
становится так велика, что вызывает детонацию при сго-
рании многих топлив; следовательно, практически можно рабо-
тать только в очень ограниченных пределах изменения темпера-
туры пламени и поэтому состава горючей смеси, но во всех случаях
в области бедной горючей смеси. В случае применения водорода
скорость сгорания примерно .в 12 раз больше, чем в случае приме-
нения бензина. Если теперь перестроить верхнюю кривую, путем
увеличения скорости первой фазы в 12 раз, то получим результаты,
показанные на фиг. 6. Из рассмотрения этих результатов видно,
что в случае применения водорода при том же предельном опере-
жении зажигания можно уменьшить количество топлива в смеси
до 20% от количества его в смеси стехиометрического состава,
то есть практически топлива в смеси будет меньше, чем при работе
без нагрузки и без дросселирования подачи смеси.
Эксперименты показали, что если увеличивать температуру
пламени введением добавочного кислорода, то в этом случае можно:
15
1) сжечь большее количество топлива и получить большую мощ-
ность;
2) расширить пределы горючести, и на границе бедной горючей
смеси иметь тот же минимальный расход топлива на цикл, т. е.
уменьшить температуру пламени до минимальной при том же самом
опережении зажигания;
3) при богатой горючей смеси и, следовательно, при высоких
температурах пламени получить существенно меньшее опережение
зажигания.
Однако при этом склонность к детонации значительно увеличи-
вается, и фактически нельзя работать при температурах пламени,
заметно превышающих нормальные, не понижая значительно
степень сжатия.
Если снизить температуру пламени введением пара и инертных
газов, например, азота или углекислого газа, то в этом случае можно
обеднить состав горючей смеси (при одинаковом минимальном
расходе топлива на цикл и том же опережении зажигания) и по-
низить склонность к детонации.
Однако при этом увеличится опережение зажигания при бога-
тых горючих смесях.
При повышении степени сжатия ускоряется весь процесс, тре-
буется меньшее опережение зажигания, незначительно расширяются
действительные пределы состава горючей смеси, а склонность к де-
тонации увеличивается. В этом случае действуют два фактора,
а именно — давление и температура. Давление повышается значи-
тельно, а температура незначительно и, вероятно, большее влияние
имеет увеличение давления, а пе температуры.
Увеличение скорости сгорания с увеличением давления сжатия
очень хорошо иллюстрируется тремя индикаторными диаграммами
(фиг. 7), которые сняты на двигателе конструкции автора с пере-
Таблица I
Степень сжатия и среднее
индикаторное давление для кривых
на фиг. 7
№ кривой Степень сжатия е Среднее индикаторное давление р, в ке'сл<,2
1 4 8,45
2 5 9,6
3 6 10,3
меппои степенью сжатия при сте-
пенях сжатия 4; 5 и 6 при одина-
ковых во всех случаях составах
горючей смеси и опережении за-
жигания.
Величина среднего индикатор-
ного давления для каждой диа-
граммы приведена в табл. 1.
Для получения оптимального
к. п. д. нужно стремиться к акой
интенсивности турбулизации, ко-
торая во время второй фазы про-
цесса сгорания дает скорость
нарастания давления
-^^- = 2,1—2,5 кг{см2град.
Если превысить значение оптимальной скорости, то путем пря-
мой теплопередачи в стенки цилиндра из-за интенсивной конвекции
16
потеряем больше, чем выиграем благодаря более быстрому сгора-
нию (фиг. 8). Для достижения этого оптимума при низких степенях
сжатия потребуется очень интенсивная турбулизация, но при вы-
соких степенях сжатия, благодаря общему ускорению обеих фаз
процесса, для получения необходимой скорости повышения давления
вполне достаточна умеренная интенсивность турбулизации, которая
Фиг. 7. Действительные индикаторные диаграммы, снятые при трех различных
° степенях сжатия.
обеспечивается при обычном поступлении горючей смеси через
впускные клапаны.
Предыдущие рассуждения как будто показывают, что в. узких
пределах регулирования момента зажигания при увеличении интен-
сивности турбулизации возможные пределы горючести смеси расши-
ряются, хотя и незначительно. Это действительно ^подтверждается
;; г. О f 2?'
2 Заказ 2026. / \Л v 'V /X 17
при определенных условиях экспериментом. Однако некоторые
опыты, проведенные автором на специальном экспериментальном
двигателе, показали, что в условиях чрезмерной турбулизации
(несравненно выше уровня, существующего в любом обычном типе
двигателя) пределы горючести смеси фактически сужались до таких
размеров, что двигатель мог работать только на горючей смеси, со-
держащей от 5 до 30% избыточного топлива. Любая попытка выйти
за эти узкие пределы приводила к невоспламенению смеси. В этом
случае скорость нарастания давления значительно превосходила
7,0 кг/см?\ а работа двигателя в общем была недопустимо жесткой
и шумной. В этом случае турбулизация искусственно была увеличена
настолько, что она, вероятно, смывала очаги пламени у свечи зажи-
гания и мешала их образованию, за исключением случаев, когда
состав смеси обеспечивал получение максимальной температуры
пламени.
Различия в характере протекания отдельных циклов
Для всех двигателей с воспламенением от искры, особенно для
двигателей, использующих летучие жидкие топлива, было устано-
влено, что индикаторные диаграммы заметно изменяются от цикла
к циклу и что эти изменения значительно увеличиваются, как только
состав смеси приближается к нижнему или верхнему пределу горю-
чести. Такие явления имеют место, большей частью, в начальный
период задержки воспламенения и существуют, несомненно, благо-
даря различиям в составе незначительного объема смеси, образую-
щего начальный очаг пламени. В случае карбюрированной смеси
это может происходить благодаря незначительным изменениям
в ее составе в последовательных циклах, но это также является
и, вероятно, в гораздо большей степени, следствием различного со-
отношения инертных продуктов сгорания, которые, разбавляя
свежий заряд, будут влиять на начальную температуру очага пла-
мени и, следовательно, на скорость его образования, Установлено,
что даже небольшое изменение относительного содержания остаточ-
ных газов в месте зарождения начального очага пламени будет
достаточным для того, чтобы повысить или понизить начальную
температуру пламени и таким образом значительно повлиять на
продолжительность периода задержки воспламенения.
Жизненность этой теории подтверждается тем наблюдением,
что разница в протекании отдельных циклов обычно больше при
низких, чем при высоких степенях сжатия, а также при пониженных
нагрузках, то есть другими словами, когда общее количество оста-
точных газов больше; различия в протекании отдельных циклов
больше также в том случае, когда свеча зажигания расположена
или в углублении, или таким образом, что она недостаточно хорошо
обдувается свежим зарядом, поступающим через впускной клапан.
К тому же коэффициент остаточных газов может изменяться от
цикла к циклу благодаря волнам давления в выпускном трубопро-
воде. Как правило, эти различия циклов, наблюдаемые на индика-
18
торной диаграмме в течение периода сгорания хотя и кажутся
достаточно большими, имеют очень небольшое вредное влияние на
показатели или к. п. д. двигателя так как хотя максимальное да-
вление может изменяться как по величине, так и по фазе, среднее
эффективное давление от цикла к циклу меняется очень мало, за
исключением работы при условиях, близких к любому пределу
горючести смеси; в этом случае изменения давления становятся
такими, что могут вызвать жесткую и неравномерную работу и огра-
ничить таким образом допустимый состав горючей смеси. Если
к этим различиям в периоде задержки воспламенения по циклам
добавляются различия в среднем составе рабочей смеси по цилинд-
рам (для многоцилиндрового двигателя), то практически^ невоз-
можно удовлетворительно работать с одним карбюратором, обслу-
живающим группу цилиндров, при количестве топлива в смеси,
значительно меньшем 90% количества его в смеси стехиометриче-
ского состава. Это зависит от таких факторов, как равномерность
распределения карбюрированной смеси, степень сжатия, положение
свечи зажигания и т. д. Для газовых топлив, таких, как метан или
пропан, частично благодаря более однородной смеси, частично бла-
годаря более высокой допустимой степени сжатия, можно заметно
расширить пределы горючести смеси, а если в состав газа входит
и водород, например, в случае угольного газа, можно расширить
их очень намного.
Неравномерность состава смеси
Что касается допустимых пределов состава горючей смеси, то
во всех предыдущих рассуждениях принималось, что в цилиндр
поступает смесь, приготовленная вне его и, следовательно, гомо-
генная. Ясно, что, если бы был изобретен способ, при котором
с помощью впрыска топлива или другими средствами можно было
обеспечить более богатую смесь в непосредственной близости от
свечи зажигания, то тогда можно было бы очень значительно обед-
нить состав смеси в основном пространстве камеры сгорания и рас-
ширить таким образом предел горючести смеси в сторону обедне-
ния, так как в действительности критическим является только со-
став смеси той небольшой части заряда, которая образует начальный
очаг пламени и его непосредственное окружение. Возникнув, пламя
будет распространяться по объему камеры даже в том случае, если
состав смеси* будет намного беднее, чем это требуется для начального
очага пламени. Другими словами, если путем создания неравномер-
ности заряда можно изолировать небольшую часть относительно
богатой смеси в области свечи зажигания, то остальную смесь можно
значительно обеднить.
, Было установлено, что в” этом случае двухтактный бензиновый
двигатель с воспламенением от искры может удовлетворительно
работать на среднем составе горючей смеси, при котором количество
топлива в ней составляет лишь 60% топлива в смеси стехиометриче-
ского состава. Это позволяет получить очень высокий индикаторный
к. п. д.
2*
19
Регулирование опережения зажигания
Совершенно ясно, что сгорание должно быть завершено как
можно быстрее, так как теплота, выделившаяся при ходе расшире-
ния, может быть использована только с коэффициентом, соответ-
ствующим оставшемуся ходу расширения; в пределе теплота, вы-
делившаяся в самом конце хода расширения, вообще не’(может про-
извести полезной работы и будет только нагревать выпускные кла-
паны и выпускную трубу. С другой стороны нежелательно, чтобы
максимальная температура сгорания поддерживалась дольше, чем
это необходимо, так как в этом случае увеличиваются потери теплоты
в стенки цилиндра. Поэтому нежелательно иметь полное сгорание
Фиг. 9. Индикаторные диаграммы при различных углах опережения зажига-
ния.
или максимальное давление в цилиндре раньше момента, соответ-
ствующего повороту коленчатого вала приблизительно на 10—15°
после в. м. т. В случае достижения максимальной температуры
приблизительно в промежутке 10—15° после в. м. т. почти не умень-
шается работа на ходе расширения, но заметно сокращается период
времени с весьма интенсивными потерями тепла.
На фиг. 9 и 10 показаны индикаторные диаграммы (а в табл. 2
представлены их параметры), снятые на двигателе с гильзовым га-
зораспределением с низкой степенью сжатия при постоянном числе
оборотов коленчатого вала, постоянном составе горючей смеси и пе-
ременном угле опережения зажигания, равном 6; 14,5; 23; 31,5;
39,5 и 46° до в. м. т. Видно, что максимальная мощность и эконо-
мичность достигаются, когда максимальное давление развивается
уже после в. м. т. Оптимальное опережение зажигания при этих
условиях равно 17° до в. м. т. На фиг. 10 показаны четыре из диа-
грамм, изображенных на фиг. 9, перестроенные в координатах да-
20
Таблица 2
Влияние угла опережения зажигания на работуГдвигателя
при постоянном составе горючей смеси
Опережение зажигания 6° до в. м. т. Среднее индикаторное давление р/ в кг/см^ Угол поворота кривошипа от момента проска- кивания искры до достижения максимального давления в град. Температура циркулирующей воды при постоян- ной скорости потока в град. Максимальное давление pz в цилиндре В КЗ/СЛ12
6,0 8,37 35,0 53,7 24,6
10,5 8,68 33,0 54,0 27,0
14,5 8,79 32,0 54,5 28,8
19,0 8,79 31,5 55,5 31,3
23,0 8,72 31,5 56,0 33,0
27,0 8,61 31,5 56,8 34,4
31,5 8,47 32,0 57,5 35,9
35,5 8,35 33,0 58,0 35,9
39,5 8,21 34,0 58,5 35,1
44,0 8,02 36,0 59,0 34,4
48,0 7,77 39,5 59,7 33,4
вление р — ход поршня S. Во время испытаний подача и скорость
Фиг. 10. Индикаторные диаграммы при различных углах опережения зажига-
ния в координатах давление — ход поршня.
тельно, температура воды определяет относительные измёнения по-
терь тепла в охлаждение.
На диаграммах ясно видны увеличенные потери теплоты при
более раннем зажигании; в то же время среднее индикаторное да-
вление можно рассматривать в качестве меры к. п. д., так как рас-
ход топлива и воздуха был постоянным во всей серии опытов.
Все указанные выше испытания были проведены при несколько
сниженной степени сжатия и незначительно уменьшенной нагрузке,
21
чтобы предотвратить появление детонации или преждевременной
вспышки даже при чрезмерном угле опережения зажигания. Поэтому,
первая и вторая фазы сгорания были довольно продолжительными
по времени и соответствовали 31,5%
Поверхностное окисление
В любом двигателе внутреннего сгорания имеются поверхности
(головка выпускного клапана, электроды свечи зажигания и поверх-
ность нагара), температура которых значительно выше температуры
самовоспламенения топливовоздушной смеси. Если рабочая смесь
неподвижна и имеется достаточно времени, то эти поверхности могут
вызвать воспламенение всего заряда. В практике этого не происхо-
дит благодаря тому, что смесь находится в движении и недостаточно
время для образования самораспространяющегося пламени. Тем
не менее определенное поверхностное окисление или предпламен-
ные реакции происходят в пленке рабочей смеси, соприкасающейся
с этими горячими поверхностями; во время впуска и сжатия в ци-
линдре образуются продукты частичного окисления, как, например,
альдегиды. Однако, если температура поверхности превысит опре-
деленный и достаточно высокий предел, воспламенение заряда
произойдет раньше момента проскакивания искры. Температура
поверхности, необходимая для осуществления воспламенения, за-
висит от химического состава топлива и от его температурного коэф-
фициента. Она зависит также от некоторых других факторов, как,
например, от интенсивности турбулизации в области горячей по-
верхности. Хотя головка выпускного клапана или поверхности от-
ложения нагара благодаря их относительно большой площади
являются, вероятно, причиной большей части поверхностного окис-
ления, все же только электроды свечи зажигания или выступающие
наросты нагара могут, вероятно, достигнуть температуры достаточно
высокой, чтобы вызвать преждевременное воспламенение при нор-
мальных рабочих условиях.
Часто наблюдается, что, если зажигание на двигателе выключается
после работы на большой нагрузке, а дроссельная заслонка почти
закрыта, двигатель продолжает давать вспышки, хотя довольно не-
равномерно и при очень низких оборотах коленчатого вала. Это
происходит, по-видимому, вследствие возникновения самопроизволь-
ной преждевременной вспышки, возникающей на поверхности
горячей головки выпускного клапана или от достаточно большой по-
верхности сильно нагретого нагара. При таких условиях поверхно-
стное окисление может развиваться в обычное воспламенение вслед-
ствие того, что, с одной стороны, при очень низких числах оборотов
вала время для этого достаточно и, с другой, при малом открытии
дроссельной заслонки турбулизация очень мала и недостаточна
для того, чтобы удалить неподвижный слой, находящийся в кон-
такте с горячей поверхностью. Известно, что в таких условиях пол-
ное открытие дроссельной заслонки немедленно останавливает дви-
гатель, по-видимому, из-за появления достаточной турбулизации.
22
ДВИГАТЕЛИ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ СЖАТИЯ
Процесс сгорания в двигателе с воспламенением от сжатия зна-
чительно отличается от процесса сгорания в двигателе с воспламе-
нением от искры. В этом случае топливо впрыскивается в жидком
состоянии в камеру сгорания, в которой находится воздух, сжатый
до высокого давления и нагретый до высокой температуры. Каждая
капля, поступающая в воздух, нагретый до высокой температуры,
быстро окружается оболочкой своих собственных паров, которые
после соответствующего периода воспламеняются на поверхности
оболочки.
На поперечном разрезе любой капли топлива было бы видно
центральное ядро жидкости, окруженное тонкой оболочкой пара
с наружным покровом пламени; это будет продолжаться до тех пор,
пока не испарится все жидкое ядро.
Этот процесс в идеальном случае занял бы продолжительное
время, но, как и в двигателе с воспламенением от искры, он может
быть ускорен почти в неограниченных пределах механическими
средствами: ускорением движения капли через воздух, или увеличе-
нием скорости движения воздуха относительно капли.
Горение углеводородного топлива в воздухе является чисто
окислительным процессом; оно может быть крайне быстрым или
чрезмерно медленным. В последнем случае привыкли описывать
его скорее как процесс окисления, чем горения. Если нефтяное то-
пливо подвергнуть воздействию воздуха при обычных температурах,
оно будет окисляться, но только очень медленно; если температура
воздуха повышается, процесс ускоряется. Некоторые составляющие
топлива будут окисляться быстрее, чем другие. Вследствие крайней
сложности тяжелых молекул углеводородов процесс окисления очень
сложен. При обычных температурах для окисления только части то-
плива могут потребоваться годы; при температуре, скажем, 200°
он будет занимать несколько дней; при 250°, вероятно, несколько
мицут и т. д., но во всех этих случаях скорость нарастания темпе-
ратуры за счет выделения тепла при окислении меньше, чем скорость
рассеивания тепла путем конвекции и теплопроводности.
При дальнейшем повышении температуры достигается критиче-
ское состояние, когда тепло от окисления выделяется с большей
скоростью, чем рассеивается. Температура затем продолжает под-
ниматься автоматически; это, в свою очередь, ускоряет процесс
окисления и, следовательно, выделения тепла; процессы продолжают
быстро развиваться, происходит то, что называют воспламене-
нием, и возникает пламя. Температура, при которой имеет место
это критическое изменение, обычно называется температурой
самовоспламенения топлива, но, очевидно, для любого
данного топлива она не может быть раз навсегда установленной вели-
чиной, так как зависит от большого числа факторов; например, она
будет в значительной степени зависеть от давления, которое опре-
деляет степень контакта между топливом и кислородом, необходи-
мым для сгорания топлива, а также от времени контакта. Темпера-
23
тура самовоспламенения будет зависеть также от интенсивности
рассеивания тепла, выделяющегося в период предпламепного окисле-
нения; еще она будет зависеть, конечно, от химической стабильности
и от температурного коэффициента топлива. Поэтому при ссылке
на температуру воспламенения топлива необходимо иметь в виду
вышеперечисленные факторы.
Что же произойдет, если вместо нагревания совместно воздуха
и топлива распылим холодное топливо в воздухе, уже нагретом др
температуры, значительно превышающей точку воспламенения?
При попадании в горячий воздух наружная поверхность капли
немедленно начнет испаряться, окружая ядро тонкой оболочкой
пара. Однако, для того чтобы произошло испарение капли, она
должна получить из воздуха количество теплоты, равное по величине
скрытой теплоте парообразования жидкого топлива. Поэтому не-
посредственным следствием парообразования является понижение
температуры тонкого слоя воздуха, окружающего каплю, и прежде,
чем эта температура сможет повыситься за счет поглощения теплоты
из основной массы воздуха, расположенного поблизости, должно
пройти некоторое время. Как только пар и воздух, находящийся
в непосредственном окружении, достигнут определенной темпера-
туры, будет иметь место воспламенение, хотя ядро капли все еще
находится в жидком состоянии и относительно холодное. Когда про-
изойдет воспламенение и образуется пламя, дальнейшее испарение
будет происходить за счет теплоты, выделяющейся при сгорании.
В этом случае имеется ядро жидкости, окруженное слоем пара,
который сгорает, как только находит кислород, необходимый для
поддержания процесса сгорания; эти условия остаются, вероятно,
неизменными, пока не сгорит вся капля. При таких условиях, ко-
торые по существу подобны условиям в цилиндре двигателя с воспла-
менением от сжатия, перед воспламенением топлива имеется неко-
торый период задержки воспламенения. Ясно, что продолжитель-
ность этого периода зависит от превышения температуры воздуха
над температурой точки кипения и температурой самовоспламенения
топлива. Чем выше температура воздуха или ниже температура
точки кипения или воспламенения топлива, тем короче период за-
держки его воспламенения, однако такой период должен всегда
существовать. Кроме температуры, большое влияние на продолжи-
тельность периода задержки воспламенения имеет также давление,
так как чем выше давление, тем больше скорость передачи тепла,
лучше контакт между горячим воздухом и холодным топливом и
короче период задержки воспламенения. На фиг. 11 приближенно
показано изменение температуры воздуха и соответствующей темпе-
ратуры самовоспламенения топлива во время хода сжатия в двига-
теле. Абсолютные величины, конечно, только приблизительны и
даны просто для грубой ориентировки. Когда закончится период
задержки воспламенения и установится горение, скорость сгорания
будет, главным образом, зависеть от скорости, с которой каждая горя-
щая капля может вступить в контакт с кислородом. Поэтому можно
сказать, что скорость сгорания будет зависеть от скорости, с которой
24
капля движется в воздухе или воздух движется относительно капли.
В двигателе с воспламенением от сжатия топливо подается не вса
сразу, а впрыскивается в течение определенного периода. Первыа
поступившие капли встречаются с воздухом, температура которога
только немного выше температуры самовоспламенения топлива,
поэтому период задержки воспламенения более или менее продолжи-
телен. Позднее поступившие капли встречаются с воздухом, нагре-
тым уже до значительно более высокой температуры в результата
горения предыдущих капель топлива и, следовательно, загораются
намного быстрее. Почти сразу после истечения капель из сопла
Фиг. И. Изменение температуры воздуха te
и температуры самовоспламенения tec до начала
воспламенения.
форсунки, они вступают в нормальный процесс горения. Последую-
щее развитие сгорания затрудняется, так как неиспользованного»
кислорода становится меньше.
Если бы воздух внутри цилиндра был неподвижен, то совершенно
ясно, что только небольшая часть топлива встретила бы достаточное
количество кислорода, так как невозможно равномерно распреде-
лить капли по всей камере сгорания. Поэтому необходимо обеспе-
чить довольно интенсивное движение воздуха и топлива в цилиндре,
как и в двигателе с воспламенением от искры. Однако, если в двига-
теле с воспламенением от искры необходима общая и неорганизо-
ванная турбулизация, чтобы изломать поверхность фронта пламени
и распространить очаги пламени по всей горючей смеси, пригото-
вленной вне цилиндра, то в двигателе с воспламенением от сжатия
необходимо организованное и направленное движение воздуха,
обеспечивающее непрерывную подачу воздуха к каждой горящей
капле и уносящее продукты сгорания, которые в противном случае
препятствовали бы горению.
Когда говорится о турбулизации, то подразумеваются беспоря-
дочные вихри и водовороты, не имеющие основного направления
потока. Когда говорится о воздушном потоке, то подразумевается
25
организованное движение всей массы воздуха с определенной тур-
булизацией или без нее.
В двигателе с воспламенением от сжатия сгорание может быть
разделено на три различные фазы.
Первая — период задержки воспламенения, в течение которого
топливо впрыскивается, но еще не воспламеняется. Она сменяется
периодом быстрого нарастания давления, следующего за воспламе-
нением. Нарастание давления происходит быстро, так как в течение
периода задержки воспламенения капли топлива имеют время
для распространения в значительном объеме и окружены свежим
воздухом. В конце этой второй фазы температура и давление на-
столько высоки, что последние капли горят почти сразу же после
<Ьиг. 12. Диаграмма, показывающая три
фазы процесса сгорания:
1 — период задержки воспламенения; 2 —
период быстрого нарастания давления; з —
период управляемого процесса сгорания.
Фиг. 13. Действительная индикатор-
ная диаграмма, снятая на быстро-
ходном двигателе с воспламенением
от сжатия.
поступления, и дальнейшее возрастание давления может регулиро-
ваться чисто механическими средствами. На фиг. 12 показана схема-
тическая индикаторная диаграмма, показывающая три рассмотрен-
ные фазы, как четко разделенные, в то время как на фиг. 13 пока-
зана действительная индикаторная диаграмма, снятая на быстро-
ходном одноцилиндровом двигателе с диаметром цилиндра D ==
= 140 мм, ходом поршня S = 178 мм, п = 1500 об/мин, ре =
7,95 кг!см2, рг = 9,6 кг!см2, Ne = 36 л. с. и Ni = 43,4 л. с.; на
диаграмме три фазы хотя и сливаются, но все же вполне раз-
личимы.
Период задержки воспламенения
Очевидно, что для любой впрыскивающей системы давление
в цилиндре, достигаемое в течение второй фазы, будет, зависеть от
продолжительности периода задержки воспламенения; чем он
больше, тем быстрее нарастание давления, и тем выше величина дав-
ления, так как в цилиндре будет находиться больше топлива до
того момента, когда можно будет непосредственно управлять ско-
ростью горения. Однако некоторое воздействие на скорость нара-
26
стания давления может оказываться путем применения замедлен-
ного впрыскивания топлива в начале периода, или посредством
предварительного вспомогательного впрыска, обеспечивающего
поступление небольшого количества топлива до начала воспламе-
нения. В любом случае должны стремиться получить возможно
короткий период задержки воспламенения для обеспечения мягкой
работы, а также для того чтобы сохранить возможность воздей-
ствия на изменение давления. Хотя всегда стремятся получить
возможно более короткий период задержки воспламенения, имеется,
однако, предел, меньше которого задержка воспламенения не
должна быть.
Рассмотрим, что бы произошло, если периода задержки воспла-
менения не было вообще и капельки воспламенялись бы немедленно
после выхода из сопла распылителя. В этом случае концентрация
горящих капель была бы такой плотной, что невозможно было
распределить среди них воздух, необходимый для полного сгора-
ния. Поэтому необходим определенный период задержки воспла-
менения, чтобы дать каплям время рассеяться до начала воспламе-
нения.
Когда для впрыска топлива используется струя воздуха, как
было в первых типах дизелей, можно обойтись почти совершенно
без периода задержки воспламенения, так как для рассеивания и
распределения капель по всей камере сгорания служит струя воз-
духа высокого давления; но без струи воздуха: в той или другой
форме, это не может быть сделано, и требуется хотя бы неболь-
шой период задержки воспламенения.
Однако период задержки воспламенения в двигателе больше
необходимого или желательного, и поэтому, насколько возможно,
его стремятся сократить.
Из предыдущих рассуждений ясно, что период задержки воспла-
менения должен быть постоянным по времени, а это, без сомнения,
имело бы место, если окружающие условия оставались неизмен-
ными. Когда число оборотов вала двигателя увеличивается, то по-
тери тепла при ходе сжатия уменьшаются, в результате темпера-
тура и давление сжимаемого воздуха повышаются, сокращая про-
должительность периода задержки воспламенения. Это влияние
может быть усилено в любой степени введением в камеру сгорания
теплоизолированной вставки, температура которой будет автома-
тически возрастать с увеличением числа оборотов вала или нагрузки
двигателя. Такими средствами возможно поддерживать период за-
держки воспламенения постоянным не по времени, а в градусах
угла поворота кривошипа.
Обычно считают, что для того чтобы сгорание закончилось
в очень короткое время, имеющееся в наличии в быстроходных дви-
гателях,' жидкое топливо должно быть раздроблено по возможности
на частицы малого размера, для обеспечения наибольшего отноше-
ния площади поверхности капель к их объему; на первый взгляд
это должно казаться логическим выводом, так как ясно, что чем
меньше капля, тем быстрее она сгорит.
27
Однако на общую картину явления влияют другие факторы в
в значительной мере противоречат этому предположению.
1) Скорость сгорания в основном зависит от скорости, с которой
продукты сгорания могут быть удалены с поверхности капли и за-
менены свежим кислородом; другими словами, она зависит от ско-
рости, с которой горящая капля движется относительно окружаю-
щего воздуха. Каждая отдельная капля выходит из сопла форсунки
с очень высокой начальной скоростью, а воздух также, в большин-
стве случаев, находится в движении; поэтому относительное движе-
ние между ними в начальный период имеет очень высокую скорость.
Но чем меньше капля, тем меньше ее кинетическая энергия; когда
же она потеряет свою начальную скорость» то будет двигаться про-
сто вместе с воздухом, а относительная скорость будет равна нулю.
В этом случае капля будет частично изолирована своими собствен-
ными продуктами сгорания, и условия для сгорания будут анало-
гичны условиям в печке, когда она закрыта заслонкой. Следова-
тельно, обычно капли должны быть достаточно велики, чтобы со-
хранять свою кинетическую энергию до тех пор, пока сгораниа
будет близко к завершению.
2) Рассмотрим после этого влияние размера капли на период
задержки воспламенения и на скорость нарастания давления при
сгорании. При любых установившихся температуре и давлении
время, необходимое для образования воспламенения оболочки
пара, не будет зависеть от размеров капли, но скорость и величина
общего повышения давления, следующего за таким воспламенением,
будут зависеть от площади поверхности воспламенившихся капель.
Ясно, что чем меньше размер и чем больше число капель, тем больше
будет общая поверхность воспламенения и, следовательно, тем
больше скорость и величина нарастания давления го время не-
управляемой фазы.
Казалось бы, что с точки зрения только понижения скорости на-
растания давления во время второй фазы, и, следовательно, с точки
зрения мягкости работы и ограничения максимального давления
предпочтительнее подавать топливо в форме одной единственной
большой капли, но соответствующая скорость сгорания была бы,
конечно, слишком низка.
Как и во всяком другом случае, необходимо принять компро-
миссное решение и стремиться так распылить топливо, чтобы по-
лучить капли достаточно большими для поддержания их кинети-
ческой энергии почти до конца периода сгорания, и достаточно
малыми, чтобы они сгорели в отводимое для этого время. Конечно,
нельзя получить все капли одинакового объема, но необходимо стре-
миться получить их оптимального размера, но не наименьшего из
возможных.
В определенных пределах можно влиять на размер кабель из-
менением нагрузки на иглу форсунки: чем меньше нагрузка, тем
больше капли. Действительно, чем ниже давление впрыска, тем
ниже скорость нарастания давления в течение неуправляемой фазы
и мягче работа.
28
Кроме размера отдельных капель, период задержки будет также
зависеть от следующих факторов:
1) испаряемости топлива и его скрытой теплоты парообразова-
ния;
2) температуры самовоспламенения (цетанового числа) топлива.
Первое будет влиять на время, необходимое для образования
оболочки пара, а второе — на перепад между температурой сжатого
воздуха и температурой воспламенения топлива.
Ясно4» что чем больше этот перепад, тем лучше с обеих точек зре-
ния.
Температуру воздуха можно поднять:
1) путем подогрева воздуха перед поступлением или во время
его поступления в цилиндр;
2) путем использования очень высокой степени сжатия;
3) применением в камере сгорания теплоизолированной вставки,
температура которой будет значительно выше температуры сжатого
воздуха.
На первый взгляд подогрев воздуха может показаться простым
решением, но фактически он нежелателен, потому что понижает
плотность воздушного заряда, а плотность является таким же важ-
ным фактором, как и температура. Опыты показали, что подогрев
воздуха до температуры 100° снижает период задержки воспламе-
нения только на 2°, кроме того подогрев воздуха снижает коэффи-
циент наполнения, а следовательно, и эффективную мощность.
Таким образом, подогрев воздуха оказывает малое влияние на
период задержки воспламенения и дает в результате понижение
мощности и значительное увеличение тепловых потерь и поэтому
совершенно нежелателен. Необходимо, наоборот, стремиться по-
лучить воздух в цилиндре как можно более холодным.
Можно, конечно, поднять и температуру и плотность воздуха
путем использования более высокой степени сжатия, однако против
этого имеются возражения. Во-первых, в двигателе с воспламене-
нием от сжатия объем пространства сжатия и так уже очень мал.
Необходимость обеспечения достаточных рабочих зазоров между
поршнем и головкой цилиндра и вокруг клапанов вынуждает оста-
влять тонкие слои или карманы воздуха, в которые не может про-
никнуть топливо; этот воздух не может присоединиться к общему
объему. Ясно, что чем выше степень сжатия, тем меньше объем
камеры сжатия и тем больше часть воздуха, заключенного в таких
изолированных карманах. Размер объемов таких изолированных
зазоров определяется в основном производственными допусками,
а так как они для большинства деталей ограничены, то из этого
следует, что чем меньше цилиндр, тем больше относительный объем
зазоров.
Поэтому, чем выше степень сжатия, тем меньше часть воздуха,
которую можно использовать и, следовательно, тем ниже эффектив-
ная мощность. Действительно, в цилиндре диаметром 101,6 мм
при степени сжатия е = 16 доля неиспользуемого воздуха должна
быть приблизительно равна 20—25%. Этот воздух не теряется пол-
29
ностью, так как некоторая часть его используется позднее, во время
хода расширения, но он недоступен в верхней мертвой точке или
около нее, когда он наиболее необходим.
Кроме того, чем- выше сжатие, тем выше среднее давление (как
положительное» так и отрицательное) работы сжатия по отношению
к среднему эффективному давлению, и тем ниже механический
к. п. д.
Практически на максимальное давление сгорания степень сжа-
тия влияет незначительно, так как чем выше степень сжатия и, как
результат ее, короче период задержки воспламенения, тем меньше
будет повышение давления при сгорании. Поэтому можно сделать
вывод, что степень сжатия можно поднять только ценой уменьше-
ния эффективного коэффициента наполнения 1 и механического
к. п. д. Практически наименьшая степень сжатия, которую можно
применять, определяется необходимостью обеспечения пуска дви-
гателя в холодном состоянии и работой на малой нагрузке при вы-
соких числах оборотов коленчатого вала.
Третий случай, а именно применение теплоизолированной
вставки в каком-то месте камеры сгорания устраняет большинство
указанных выше возражений, причем вставка всегда располагается
так, чтобы ее тепло не передавалось поступающему воздуху. Это
легко обеспечить в вихрекамерном двигателе и возможно в двига-
теле с образованием вихрей при впуске, с гильзовым распределением
или в двухтактном, но совсем нелегко сделать в четырехтактном
двигателе с неразделенной камерой и с тарельчатыми клапанами.
Вставку можно расположить так, что она будет достаточно удалена
от пути поступающего воздуха. В этом случае вставка имеет следу-
ющие свойства:
1) она повышает температуру сжатия, не снижая плотности
воздуха;
2) температура ее увеличивается с увеличением числа оборотов
вала двигателя, и при удачном расположении и размерах она будет
поддерживать период задержки воспламенения постоянным (в гра-
дусах поворота кривошипа), позволяя, таким образом, использо-
вать постоянный момент впрыска на всем диапазоне чисел оборотов;
3) при всех условиях работы температура поверхности вставки
будет достаточно высокой, чтобы предотвратить отложение нагара
или золы, а если она расположена так, что струя топлива ударяется
о нее, то это полностью исключает образование отложений в этой
зоне — очейь важное свойство, особенно, когда используются то-
плива с большим содержанием золы.
Однако вставка не облегчает холодный пуск двигателя, если
не обеспечены средства для ее начального подогрева, что вряд ли
является практичным.
1 Под этим определением автор, по-видимому, понимает коэффициент на-
полнения с учетом потери воздуха, который нельзя использовать. (Прим, ред.)~
ГЛАВА II
ДЕТОНАЦИЯ И ПРЕЖДЕВРЕМЕННОЕ ВОСПЛАМЕНЕНИЕ
В этой книге не рассматривается детально чрезвычайно сложное-
явление детонации, так как оно включает в настоящее время слиш-
ком большой круг вопросов, а также вопрос о том, можно ли назвать
«стук» в двигателе с воспламенением от искры детонацией в прямом
смысле слова, так как это служит предметом спора между физи-
ками и химиками.
Давно сложилось представление, что существует сфера дей-
ствия детонации, и только детонации, которая в прошлом ограничи-
вала мощность и к. п. д. двигателя с воспламенением от искры
при работе на летучих нефтяных топливах.
Благодаря большим усовершенствованиям в производстве бен-
зиновых топлив и, в меньшей степени, в результате использования
присадок, например тетраэтилсвинца, детонация теперь является
ограничивающим, но уже не решающим фактором, как это было два-
дцать или тридцать лет назад.
Сущность детонации заключается в образовании внутри ци-
линдра волны давления, распространяющейся с такой высокой ско-
ростью, что при столкновении со стенками цилиндра она вызывает
их вибрацию, которая влечет за собой появление звонкого звука
высокой частоты.
В общих чертах, не рассматривая химической природы явления,
сущность механизма детонации была без доказательства принята
давно и может быть объяснена достаточно элементарно.
Когда смесь топлива и воздуха воспламеняется при проскаки-
вании искры, образуется сначала медленно, а затем значительно
быстрее, маленький очаг пламени; пламя распространяется от него
с увеличивающейся скоростью, и, если смесь находится в покое,
фронт пламени будет двигаться по камере сгорания, сохраняя глад-
кую поверхность. В действительности, конечно, поверхность пла-
мени разрывается под действием турбулизации, что обеспечивает
его более быстрое продвижение.
’ Когда фронт пламени продвигается, он сжимает оставшуюся
перед ним несгоревшую смесь, температура которой повышается
от сжатия и от радиации движущегося пламени до тех пор, пока
оставшийся песгоревший заряд не достигнет состояния, когда он
воспламенится самопроизвольно, образуя волну давления. Послед-
31
няя проходит по горящей смеси с чрезвычайно высокой скоростью,
так что ее столкновение со стенками цилиндра вызывает звенящий
стук, как будто по ним ударяют легким молоточком.
Ниже показано, что возникновение детонации, зависит:
1) от степени нагрева и сжатия, которую допускает смесь, сго-
рающая в последнюю очередь, т. е. от химического состава топлива
(и от его температурного коэффициента);
2) от передачи теплоты от быстро продвигающегося фронта пла-.
мени к смеси, сгорающей в последнюю очередь;
3) от абсолютного расстояния, которое должно пройти пламя
от точки воспламенения;
4) от фактора времени, так как развитие реакций в смеси, сго-
рающей в последующую очередь, занимает определенное время;
5) от степени турбулентности, которая сокращает оба процесса.
Турбулентность, с одной стороны, способствует отдаче теплоты
от невоспламенившегося заряда и значительно ускоряет продвиже-
ние фронта пламени, а с другой стороны, она увеличивает поверх-
ность излучения. Первый фактор преобладает, и увеличение тур-
булентности уменьшает склонность к детонации. Многое зависит
также и от формы и конфигурации камеры сгорания. В экспери-
ментах, проведенных автором, усиление турбулентности никогда
не увеличивало склонности к детонации и в большинстве случаев
значительно понижало ее.
Трудно установить, какая часть всего заряда детонирует. Стро-
боскопическое наблюдение камеры сгорания через кварцевые окна
показывает, что детонация менее 5% всего заряда достаточна, чтобы
вызвать очень сильный стук. Кроме шума, детонация опасна тем,
что может привести к преждевременному воспламенению всего за-
ряда. Продолжительная детонация вызовет также эрозию днища
поршня, по характеру подобную эрозии лопастей винта морских
судов при кавитации.
При работе двигателя на малых нагрузках (пли при небольших
размерах двигателей, как например, легких автомобильных), де-
тонация не опасна, так как шум в двигателе при детонации является
достаточным сигналом; в больших напряженных двигателях, осо-
бенно с высоким наддувом, как например, в авиационных, когда
общий уровень шума уже достаточно высок, детонация может (эыть
опасной и привести к аварии двигателя от преждевременного вос-
пламенения, сопровождаемого разрушением поршня даже до того,
как она будет обнаружена.
Детонация сопровождается значительным увеличением тепло-
вого потока в поршнях и в стенках цилиндра. Это происходит не бла-
годаря увеличению общего количества выделяющейся теплоты,
а скорее вследствие разрушения волнами давления защитного по-
граничного слоя более или менее неподвижного газа у стенок ци-
линдра. Увеличение передачи теплоты в стенки цилиндра увели-
чивает опасность появления преждевременных вспышек.
Детонация прежде всего и главным образом зависит от химиче-
ского состава и молекулярной структуры топлива. Хотя научные
32
работники всего мира более пятидесяти лет стараются разгадать
физические, и химические изменения, которые обусловливают
склонность топлива к детонации, проблема, по-видимому, все еще
далека от разрешения.
На основании анализа проб газа и других наблюдений известно,
что процесс сгорания включает в себя ряд чрезвычайно сложных
химических реакций, и что в движущемся фронте пламени и непо-
средственно перед ним образуются все виды продуктов частичного
окисления. Большинство из них являются только промежуточными
продуктами, т. е., другими словами, они существуют и присутствуют
только в определенных температурных интервалах, и наличие их
чрезвычайно трудно установить. Вероятно, один или несколько
из этих промежуточных продуктов может действовать как интен-
сификатор, вызывающий взрыв заряда, но никто еще не смог уста-
новить природу этих продуктов.
Известно, что некоторые добавки, например, этилнитрат, зна-
чительно увеличивают склонность к детонации и до определенной
степени объяснимо, что их присутствие поднимает общий уровень
температуры самовоспламенения. Известно также, что сернистый
углерод при добавлении к бензину снижает склонность к детонации,
несмотря на тот факт, что он имеет очень низкую температуру са-
мовоспламенения, так что при его использовании в чистом виде дви-
гатель не может работать без преждевременных вспышек даже при са-
мых низких степенях сжатия; но в этом случае это исключение объяс-
няется тем, что сернистый углерод имеет очень низкий температурный
коэффициент. Гораздо труднее объяснить действие окиси азота,
высокоэндотермического носителя кислорода, которая, по всем пра-
вилам, должна значительно усиливать склонность к детонации, но
в действительности оказывает прямо противоположное влияние.
Еще не выдвинута вполне удовлетворительная теория для объ-
яснения действия свинца и таллия; оба этих элемента, если их
ввести или в мелко раздробленной форме вместе с воздухом, или
в форме растворимых органических солей в бензине, эффективно
подавляют детонацию, хотя при применении некоторых углеводо-
родных топлив намного сильнее, чем других.
По-видимому, они препятствуют образованию некоторых про-
дуктов частичного окисления или не дают им сразу вступать в ре-
акции, которые в противном случае служили бы побудителями
взрыва — вероятно, одного или нескольких неустойчивых перокси-
дов — но это еще не доказано.
Из анализа газовых проб, взятых непосредственно перед фрон-
том пламени, в самом пламени и позади него, известно, что присут-
ствие свинца приводит к снижению концентрации пероксидов и аль-
дегидов. Графики на фиг. 14 являются типичным примером одного
иа многих сотен таких испытаний, выполненных в лаборатории на
экспериментальном двигателе Е6 с переменной степенью сжатия.
Условия испытаний приведены в табл. 3«
В этом случае пробы отбирались посредством газоотборочного
клапана, который при числе оборотов вала двигателя, равном 1500
3 Заказ 2026. 33
в минуту, открывался всего лишь на время, соответствующее 3°
поворота кривошипа. Пробы отбирались в интервале 5° др в. м..т. —
Таблица 3
Степень сжатия и топлива
для кривых на фиг. 14
№ кривой Сте- пень сжа- тия е Топливо
1 2 3 4 7 8 9,9 9,9 Октаны » Октаны (наличие детонации) Октаны с добав- кой 0,66 см3 тетраэтилсвин- ца на 1 л топ- лива
Фиг. 14. Изменение предпламенной кон-
центрации Кп пероксидов.
10° после в. м. т. В то же время перемещение фронта пла-
мени записывалось ионизационным устройством. Было установлено,
Фиг. 15. Изменение предпламенной концент-
рации Ка альдегидов: обозначения те же,
что и на фиг. 14.
что фронт пламени дости-
гает газоотборочного кла-
пана примерно при 10°
после в. м. т. В качестве
топлива применялся вы-
сокооктановый бензин,
который детонировал при
е ~ 9,5. Была взята также
серия проб газа при сте-
пенях сжатия 7,0 и 8,0
без детонации, а также при
8 9,9, когда детонация
была очень интенсивной,
и когда детонация была
полностью ликвидирована
добавкой в топливо тетра-
этилсвинца.
По результатам испы-
таний можно отметить,
что концентрация перо-
ксидов в пробах смеси, сгорающей в последнюю очередь, до-
стигает максимума во всех случаях приблизительно при 7° после
в. м. т., т. е. очень незадолго до прохождения фронта пламени.
Концентрация увеличивается, когда степень сжатия повышается от
7 до 8 и еще больше при степени сжатия 9,9, когда наблюдается
сильная детонация. Добавка свинца при степени сжатия 9,9 при от-
сутствии детонации понижает концентрацию от максимальной (30
миллионных долей) приблизительно до 17 миллионных долей.
34
На фиг. 15 показано изменение концентрации альдегидов (глав-
ным образом формальдегида), определенной во время только что
описанных испытаний (обозначения диаграмм те же, что и на фиг. 14).
Необходимо отметить, что концентрация альдегидов достигает своего
максимума несколько позднее по ходу цикла и после прохода фронта
пламени. Добавление свинца имеет то же самое влияние на концен-
трацию альдегидов, что и пероксидов.
Если собрать перекиси и формальдегид и вводить их в цилиндр
вместе с воздухом и с бензином, то оказывается, что более устойчи-
вые пероксиды, которые только и можно сохранить, являются уси-
лителями детонации, а формальдегиды — антидетонаторами. Это
обстоятельство определенно подтверждает теорию, что свинец
является антидетонатором благодаря его способности подавлять
образование пероксидов, но такое простое объяснение не является
достаточным.
Проблема еще более усложняется тем фактом, что имеют место,
по-видимому, два варианта механизма химических превращений,
которые вызывают стук. В одном варианте превращений, который
наблюдается при использовании большинства топлив высокопара-
финистого, нафтенового и олефинового} рядов, стук является след-
ствием двухстадийного «низкотемпературного» окисления, при ко-
тором сначала образуется холодное пламя, а потом за ним следует
нормальное «горячее» пламя воспламенения. При определенных
топливах, как, например, метан и бензин, которые не имеют «низ-
котемпературных» реакций, стук является следствием окисления,
которое не включает в себя образование холодного пламени.
Было установлено, что формальдегид (фиг. 16), который является
окислителем «высокотемпературной» области, способствует детона-
ции при наличии метана и бензола в двигателе. Наоборот, в «низко-
температурной» области он имеет антидетонационный эффект и
является антидетонатором в двигателе при наличии .топлив высоко-
парафинистого ряда.
Еще более удивительным является действие^ п-метиланилина,
добавленного к стандартному бензину и бензолу (фиг. 17).
Испытания проводились на двигателе с карбюратором Солеке
при следующих условиях:
число оборотов в мин.....................................1500
температура воздуха на впуске в град......................120
температура охлаждения в град............................. 90
В результате испытаний установлено, что n-метиланилин ока-
зывается антидетонатором в обычном бензине, состоящем в основ-
ном из парафинов, и чрезвычайно сильным усилителем детонации
в,топливе ароматического ряда (бензол); однако объяснение этого
явления может заключаться просто в тепловом эффекте.
На фиг. 18 показано влияние добавления тетраэтилсвинца в ко-
личестве до 4,4 см2/'л к ряду топлив, а именно к циклогексану (ти-
пичный нафтеновый компонент бензина), к изооктану (чисто парафи-
новый компонент) и четырем ароматическим топливам от бензола
3*
35
до «бензольных остатков» (главным образом кселен) при работе дви-
гателя с п — 1500 об/мин и температурой воздуха на впуске 120°.
Фиг. 16. Влияние добавки формальде-
гида (Кф %) на наивысшие допустимые
степени сжатия етах для различных
топлив:
I — метан; г — бензол; з — октан; 4 — стан-
дартное топливо № 1 (К^ = мол • 100%).
МОЛ
Фиг. 17. Влияние добавки л-метила-
нилина Кма % в топливо на наи-
высшую допустимую степень сжа-
тия етах:
1 — бензол; 2 — стандартное № 4.
Можно отметить, что свинец наиболее
Ктс в см3/л на наивысшие допустимые сте-
пени сжатия при различных топливах:
1 — циклогексан; 2 — бензольные остатки; з — ку-
мол; 4 — изооктан; ,5 — толуол; 6 — бензол.
эффективен при добавлении
к топливам парафинового
ряда (изооктан), немного
менее — при добавлении к
топливам нафтенового ряда
(циклогексан), тогда как
его влияние при добавле-
нии к четырем аромати-
ческим топливам изме-
няется почти от нуля
на бензоле до «очень за-
метного» на остальных
трех.
Изложенное выше пред-
ставляет собой несколько
примеров, выбранных из
многих сотен подобных
испытаний, выполненных
в лаборатории, и вклю-
чено в эту глайу для
того чтобы показать, на-
сколько сложные проб-
36
лемы стоят перед технологией химического и нефтяного произ-
водства.
Из опытов известно, что из нефтяных фракций прямой гонки
фракции ароматического ряда намного меньше склонны к детонации
чем парафинового, а нафтеновый ряд занимает приблизительно
промежуточное место между ними, Определение склонности топлива
к детонации производится при испытании двигателей с переменной
степенью сжатия, путем отыскания наивысшей степени сжатия,
при которой двигатель может
работать без детонации; стой-
кость топлива против дето-
нации оценивается тогда
величиной октанового числа,
численно равной доли изоок-
тана в смеси с тг-гептаном,
которая детонирует при той
же самой степени сжатия,
что и образец топлива при
испытании; но простые испы-
тания топлива на двигателе
не вполне удовлетворитель-
ны; так как, хотя большин-
ство топлив будет детониро-
вать на бедной смеси, а не
на обогащенной, их отноше-
ние к составу смеси при
детонации значительно ме-
няется и некоторые топлива
снова детонируют. когда
смесь чрезмерно обогащена;
другие топлива резко чув-
ствительны к температурь
и т. д. В результате, для
того чтобы оценить образец
топлива, требуется испытание
двигателя при широком диа-
пазоне изменений условий,
что превращает октановое число в сомнительную величину. Осо-
бенно это относится к синтетическим бензинам с высокими антиде-
тонационными свойствами.
На фиг. 19 показано влияние состава смеси на наивысшую до-
пустимую степень сжатия при работе двигателя с п = 1500 об/мин
и температурой воздуха на впуске 120° для нескольких типичных,
если не показательных, образцов топлива. Из рассмотрения графи-
ков можно сделать вывод, что склонность к детонации максимальна
как для метана (парафины), так и для бензола (ароматик) при сте-
хиометрическом составе смеси; для обоих этих топлив максимум
определяется очень четко. При работе на циклогексане (нафтены)
детонация максимальна при составе смеси, обедненной приблизи-
Фиг. 19. Влияние состава смеси на наи-
высшие допустимые степени сжатия при
различных топливах:
I — циклогексан; 2 — изооктан; з — изооктан с
добавкой тетроэтилсвинца 0,88 см3/л топлива;
4 — бензол; 5 — метан; 6 — водород.
37
тельно на 12%, а на изооктане, со свинцом или без него, при составе
смеси, обогащенной в пределах от 10 до 20%, но эти максимумы
выражены не особенно резко.
О механизме детонации за многие годы его изучения получено
уже достаточно сведений, чтобы иметь возможность уменьшить
ее применением соответствующих конструктивных мероприятий,
например:
а) уменьшением до минимума длины пути пламени путем исполь-
зования камеры сгорания меньших размеров и расположения свечи
зажигания ближе к ее центру или, когда это невозможно сделать,
путем применения двух свечей зажигания, устанавливаемых на
противоположных сторонах камеры сгорания;
б) предусмотрев, чтобы смесь, сгорающая в последнюю очередь,
имела наилучшее охлаждение;
в) поддерживая наименьшую температуру выпускного клапана
и, кроме того, насколько возможно, удаляя его от смеси, сгорающей
в последнюю очередь;
г) использованием гильзового газораспределения, при котором
устраняются неохлажденные поверхности в головке цилиндра и
автоматически обеспечивается почти идеальная форма камеры со
свечой зажигания в центре;
д) использованием турбулентности такой интенсивности, кото-
рая согласовывается с другими требованиями, например, с мягкой
работой двигателя и низкой общей потерей тепла;
е) путем выбора такого положения свечи зажигания, при кото-
ром она в каждом цикле будет очищаться от инертных остаточных
продуктов сгорания, что обеспечивает, насколько это возможно,
одинаковую длительность периода задержки воспламенения;
ж) путем обеспечения одинакового угла опережения зажигания
в каждом цикле.
Все эти факторы были полностью изучены более 30 лет назад,
и, вероятно, уже достигнут предел уменьшения детонации с по-
мощью изменений конструкции.
Поскольку детонация начинается только в смеси, сгорающей
в последнюю очередь, одним из очевидных методов снижения ее
является обеспечение того, чтобы этот заряд состоял или из одного
воздуха или из топливовоздушной смеси, слишком бедной, чтобы
детонировать. Это возможно при значительной степени неравномер-
ности смеси, которая достигается путем впрыска топлива непосред-
ственно в цилиндр. Наиболее известным и наиболее удачным приме-
ром этого метода является двигатель типа Гессельман. В этом дви-
гателе, как и в двигателе с воспламенением от сжатия, в цилиндр
поступает только воздух и завихривается с помощью специальной
ширмы на впускном клапане, или просто направлением во впускном
патрубке. Во вращающуюся массу воздуха в конце хода сжатия
впрыскивается мелкораспыленное топливо и поджигается от свечи
зажигания, расположенной ниже форсунки. Опережение зажигания
подбирается такое, чтобы проскакивание искры совпадало с момен-
38
том встречи ее с первой порцией впрыснутого топлива. Поэтому
ниже свечи зажигания находится чистый воздух, тогда как выше
ее образуется смесь, когда тонко распыленное жидкое топливо по-
дается в проходящий поток воздуха. В любой данный момент во
время сгорания единственно невоспламенившейся и несгоревшей
смесью является смесь, заключенная в объеме, находящемся между
топливной форсункой и свечей зажигания. Ниже этой зоны продукты
сгорания оттесняют воздух к периферии камеры сгорания, тогда
как выше нее свежий воздух входит в зону полного сгорания; при
этом объем смеси, сгорающей в последнюю очередь х, отсутствует.
По способу Гессельмана удалось работать на двигателе с высокой
степенью сжатия на очень низкооктановых топливах, как напри-
мер, кербсине и даже легком газойле при условии, если последний
был достаточно летучим. Подобно двигателю с воспламенением от
сжатия двигатель типа Гессельман мог работать на относительно
тяжелом топливе. Хотя таким образом можно устранить дето-
нацию или по крайней мере задержать ее появление до более высо-
ких степеней сжатия и получить возможность хорошо использовать
низкооктановые топлива, все же этот результат достигается путем
усложнения конструкции и чувствительности двигателя к регули-
рованию. Такой двигатель должен иметь топливоподающий насос
и форсунку плюс электрическое зажигание, средство автоматиче-
ского регулирования подачи воздуха», потому что, в отличие от дви-
гателя с воспламенением от сжатия, он не может регулироваться
на всем диапазоне нагрузок одним регулированием подачи топлива,
так как существует предел диапазона состава смеси, которая может
воспламеняться свечей зажигания даже при неравномерном заряде.
Поэтому в двигателе объединяется вся сложность как двигателей
с воспламенением от сжатия, так и двигателей с искровым воспла-
менением, но по сравнению с двигателем с воспламенением от сжатия
он имеет то преимущество, что может работать при более низких
давлениях цикла.
В отношении чувствительности работа двигателя типа Гессель-
мап зависит от момента впрыска топлива и проскакивания искры
и от промежутка между началом впрыска и проскакиванием искры.
При любом постоянном числе оборотов вала или нагрузке как мо-
менты опережения впрыска и зажигания, так и промежуток между
ними можно определить и зафиксировать, однако при изменении
нагрузки и чисел оборотов вала они могут изменяться и не всегда
в одинаковом отношении один к другому. Если двигатель исполь-
зуется только при постоянном числе оборотов вала, как например,
в стационарном исполнении, или при постоянном отношении между
крутящим моментом и числом оборотов вала, например, в судовом,
то можно построить механизм регулирования, который обеспечил
бы хорошее соотношение топлива и воздуха; однако, в применении,
1 В том понятии, как это имеет место при карбюраторном смесеобразова-
нии. (Прим. ред.).
39
скажем, к автомобильному двигателю, проблема становится слож-
ной. В практике этот тип двигателя применяется главным образом
в судовом и стационарном исполнении Ч
ВЛИЯНИЕ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ НА ДЕТОНАЦИЮ
Помимо использования присадок к топливу, как например,
тетраэтилсвинца или таллиевой соли олеиновой кислоты и т. д.к
детонация может быть до некоторой степени, предотвращена добавле-
нием охлаждаемых продуктов сгорания или воды.
Действие охлаждаемых и вновь введенных в цилиндр продуктов
сгорания состоит в том, что они уменьшают концентрацию кисло-
рода в воздухе и таким образом понижают температуру пламени,
но это, конечно, сужает также пределы горючести смеси, особенно
в области бедных смесей, в результате выигрыш в к. п. д. при ис-
пользовании более высокой степени сжатия теряется из-за необхо-
димости использования обогащенной смеси. Тем не менее, если
добавляются охлажденные продукты сгорания, и смесь обогащается
только при полной или почти полной нагрузке, то получается зна-
чительная выгода от более высокой степени сжатия при пониженных
нагрузках. Если вместо добавления охлажденных продуктов сго-
рания просто оставить в камере сжатия часть горячих продуктов
сгорания, то тогда влияние добавочного тепла, которое вносится
с ними, перекроет и больше чем перекроет их разбавляющий эффект;
температура сгорания будет более высокой и склонность к детона-
ции увеличится, а склонность к преждевременному воспламенению
увеличится намного больше.
В 1900-х гг. был принят метод впрыска воды в испаритель керо-
синовых двигателей. Образованный при этом пар служил в каче-
стве эффективного разбавителя, который предотвращал детонацию
или, как тогда считали, преждевременную вспышку. Впрыск воды
обеспечивался ручным регулированием; в результате чего при ма-
лых нагрузках количество впрыскиваемой воды становилось чрез-
мерным и приводило к неисправностям из-за коррозии.
В 1914—1918 гг. бензин в Великобритании имел октановое число
от 45 до 50, и двигатели имели значительную склонность к детона-
ции. Большинство автомобилей снабжалось двигателями с боковыми
клапанами и плоской камерой сгорания, перекрывающей весь ци-
линдр и клапаны. Комбинация очень низкооктанового топлива
с формой камеры сгорания, чрезвычайно склонной к детонации,
приводила к тому, что такие двигатели работали со степенью сжатия
несколько меньшей 4 и, вследствие этого, имели высокий расход
топлива.
Испытания, проведенные на двигателе с переменной степенью
сжатия конструкции автора, показали в то время ценность добавле-
1 В настоящее время разработка вопросов регулирования двигателей с не-
посредственным впрыском значительно продвинулась вперед и эти двигатели
начинают шире применяться в автомобилестроении. (Прим, ред.).
40
ния в качестве антидетонаторов как одной воды, так и смеси воды
с метиловым или этиловым спиртами.
Эти испытания позволили сделать следующие выводы.
1) Сухой пар, сам по себе, являлся эффективным антидетонато-
ром, но, как и в случае добавления охлажденных отработавших
газов, максимальная мощность при любой данной степени сжатия
и пределы горючести смеси уменьшались из-за вытеснения кислорода
и разбавления смеси;
2) Вода действовала более эффективно, чем пар, потому, что ее
скрытая теплота способствовала уменьшению температуры в конце
сжатия и увеличению коэффициента наполнения до величины,
которая более чем компенсировала влияние вытеснения кислорода
паром; но действие воды сильно зависело от того, когда, где и до
какой степени она испарялась. Если полное испарение происходило
во впускном патрубке или в цилиндре до закрытия впускного кла-
пана, тогда полная величина ее скрытой теплоты могла быть реали-
зована как в отношении увеличения коэффициента наполнения и,
следовательно, эффективной мощности, так и в отношении подавле-
ния детонации. Если же испарение происходило во время хода сжа-
тия, то пар еще служил как эффективный антидетонатор, но уже
не как фактор увеличения мощности, так как любая жидкость,
остающаяся в цилиндре после воспламенения, поглощает тепло,
выделяющееся при сгорании и, таким образом, снижает эффективную
мощность и к. п. д. без какого-либо компенсирующего преимуще-
ства. Обычно некоторое испарение происходит на всех этих стадиях,
и задача состоит в том, чтобы закончить испарение как можно
раньше с помощью распыливания в комбинации, если необходимо,
с некоторым добавочным предварительным подогревом от местного
источника тепла во впускном патрубке, на который впрыскивалась
водяная струя.
3) Добавление этилового или метилового спирта (метанола)
оказалось эффективным потому что:
а) снижает точку кипения и гарантирует более раннее испарение;
б) автоматически дает такое увеличение среднего обогащения
состава смеси, которое необходимо как для ускорения сгорания,
так и для компенсации сужения диапазона горючести смеси в связи
с разбавлением ее паром;
в) метиловый и этиловый спирты предохраняют топливо от за-
мерзания.
Метаноловый пар имеет высокую максимально допустимую сте-
пень сжатия и поэтому сам является антидетонатором, но в то же
время он склонен к преждевременной вспышке при слишком высо-
кой концентрации.
Этиловый спирт предпочтительнее метилового спирта, так как
он менее склонен к преждевременной вспышке, но по причине своей
более высокой точки кипения дает меньший выигрыш в увеличении
мощности.
В результате этих наблюдений был сконструирован карбюратор
с двумя поплавковыми камерами, одна камера для бензина, другая
41
для одной воды, или для смеси воды с этиловым или метиловым
спиртом. Бензиновая часть карбюратора была обычной, а водяная
часть имела один распылитель, подающий воду в диффузор; подача
воды регулировалась диафрагмой, которая подвергалась воздей-
ствию давления во впускном патрубке. Если давление во впускном
патрубке было ниже определенного предела, то водяная форсунка
оставалась закрытой и двигатель работал на одном бензине; при
полном открытии дроссельной заслонки, или когда разрежение на
всасывании падало ниже некоторого предопределенного минимума,
водяная форсунка открывалась движением диафрагмы. Поэтому
регулирование подачи воды было полностью автоматизировано и
начинало действовать только при большой перегрузке двигателя.
После предварительных дорожных испытаний, проведенных
в 1920—1921 гг., в результате которых было найдено, что степень
сжатия может быть увеличена приблизительно на единицу, т. е.
с 4 до 5, большое количество автобусов, курсировавших в Цент-
ральной и Южной Англии, было оборудовано такими двойными кар-
бюраторами и находилось в эксплуатации. При использовании од-
ной лишь воды по сравнению с обычной эксплуатацией была полу-
чена экономия топлива 10%. При использовании спиртовой смеси
экономия бензина увеличилась до 15%, т. е. больше той, которая
необходима для возмещения стоимости спирта. Поэтому коммерче-
ское преимущество применения спиртовой смеси перед использова-
нием одной воды свелось к незначительному увеличению максималь-
ной мощности и к предохранению от замерзания. После эксплуата-
ции большого количества автобусов в течение 18 месяцев использо-
вание двойных карбюраторов было прекращено потому, что введение
так называемой турбулентной головки для двигателей с боковыми
клапанами совместно с небольшим увеличением октанового числа
топлива дало возможность работать со степенью сжатия 5,0 без до-
бавления воды, а небольшой выигрыш, ожидаемый от использования
воды при более высоких степенях сжатия, не мог бы компенсировать
неудобства, вызываемые использованием двух видов топлива,
даже в хорошо организованном автобусном парке.
Кроме того, во время работы возникало большое число затрудне-
ний, главными из которых были:
а) количество воды или смеси вода—спирт, используемой в те-
чение любого данного рейса широко изменялось. Хотя регулирова-
ние было целиком автоматическое, все же многое зависело от способа
управления и было установлено, что один водитель использует ан-
тидетонационной добавки вдвое больше другого на той же самой
дороге; отсюда емкость бензинового бака должна была быть доста-
точной для того, чтобы обеспечить бесперебойную работу автобуса
при наихудших условиях;
б) были обнаружены значительные неисправности от коррозии
особенно, когда добавлялся спирт.
Заключение, которое вытекает из этого эксперимента, прове-
денного в широкий масштабах и растянувшегося на несколько ме-
сяцев, состоит в том, что использование воды или второго топлива
42
в качестве средства подавления детонации в двигателе без наддува
было невыгодным, если только октановое число имевшегося бен-
зина не было намного ниже 50, так как общая экономия топлива
была недостаточна, чтобы компенсировать добавочные эксплуата-
ционные неудобства и неудобства от необходимости снабжения
и перевозки двух видов топлива.
В двигателе с наддувом положение совершенно меняется, и ис-
пользование воды или водо-метаноловых смесей становится обще-
принятым в практике авиационных двигателей и двигателей для го-
ночных автомобилей; но в последнем случае, где ни стоимость то-
плива, ни вес его не принимаются в расчет, могут получиться даже
лучшие результаты при применении топлива, в котором вода может
находиться в растворе, т. е. при применении спиртового топлива,
или при использовании обоюдного растворителя, как например,
ацетона. Если вода находится в растворе в топливе, то ее скрытая
теплота парообразования может быть намного лучше использована
для предотвращения детонации.
ПРЕЖДЕВРЕМЕННОЕ ВОСПЛАМЕНЕНИЕ
На раннем этапе развития бензиновых двигателей явление,
называемое в настоящее время детонацией, относилось к прежде-
временному воспламенению, т. е. к воспламенению от некоторого
участка горячей поверхности, происходящему раньше, чем воспла-
менение от искры; это мнение, несмотря на все увеличивающееся
число доказательств обратного, господствовало почти до первой
мировой войны. Насколько автор помнит, профессор Бертрам
Гопкинсон первым в 1906 г. отметил, что эти два явления
не только совершенно различны, но и не имеют прямого отноше-
ния друг к другу, однако его мнение в течение нескольких лет оста-
валось без внимания. Преждевременное воспламенение, как отмечал
Гопкинсов, само по себе не сопровождается стуками высокого тона,
а, если что-нибудь и слышно вообще, так это глухой стук. Так как
преждевременное воспламенение часто является результатом дей-
ствия устойчивой детонации, звонкий стук высокого тона от детона-
ции совершенно ошибочно относился к преждевременному воспла-
менению.
Процесс сгорания, поскольку это касается второй фазы, по-ви-
димому, является одинаковым как в случае, когда он вызван горячим
участком или поверхностью, так и в случае, когда он вызван искрой
высокого напряжения. Если процесс сгорания в обоих случаях
происходит в цикле в одно время, то совершенно невозможно отли-
чить причину воспламенения ни по индикаторной диаграмме, ни
при помощи ионизационных индикаторов, то есть для любой данной
степени турбулентности скорость повышения давления и движения
фронта пламени, по-видимому, являются совершенно одинаковыми.
Ответ на вопрос, является ли время, необходимое для образования
первоначального очага пламени, также одинаковым, оказывается,
конечно неопределенным, так как при отсутствии искры нет ника-
43
ких средств для точного определения момента, когда происходит
воспламенение в первом случае. Нередко преждевременное воспла-
менение, или в этом случае правильнее называть его автозажига-
нием, происходит в тот же самый момент, когда проскакивает искра;
зажигание может быть выключено, и двигатель будет продолжать
работать совершенно устойчиво без каких-либо даже самых незна-
чительных заметных изменений в показателях, шуме или других
характеристиках. При таких обстоятельствах преждевременное вос-<
пламенение, конечно, является совершенно безопасным. Опасность
заключается в том, что нарушается всякое регулирование мо-
мента зажигания, и зажигание может происходить все раньше и
раньше.
Опасность преждевременного воспламенения заключается не
столько в развитии в результате его появления высоких давлений,
сколько в очень большом увеличении теплового потока в поршень
и в стенки цилиндра, когда зажигание происходит слишком рано;
увеличение теплового потока, в свою очередь, еще выше поднимает
температуру горячего участка или поверхности, которые вызывают
преждевременное воспламенение и, таким образом, вызывают еще
более раннее зажигание, пока температура не повысится настолько,
что практически происходит вспышка непосредственно входящего
заряда, сопровождаемая появлением пламени в карбюраторе. Еще
более широко распространено мнение, что преждевременное вос-
пламенение может привести к опасно высоким давлениям в цилинд-
рах, однако оно совершенно необоснованно. Ни при каких условиях
максимальное давление при преждевременном воспламенении не
получается заметно выше давления при воспламенении от искры.
В обоих случаях максимум достигается, когда максимальное давле-
ние получается в в. м. т. или около нее, т..е. примерно на 10° раньше
нормального оптимума. Если происходит дальнейшее увеличение
опережения зажигания или посредством более раннего проскаки-
вания искры, или вследствие более раннего преждевременного вос-
пламенения, то максимальное давление в цилиндре снова падает,
что объясняется чрезмерными тепловыми потерями: поршень сжи-
мает газ при его максимальной температуре или около этого, и ин-
тенсивность теплового потока возрастает во много раз. Опасность
заключается не в образовании чрезмерных давлений, а в образовании
чрезмерных тепловых потоков. В одноцилиндровом двигателе пре-
ждевременное воспламенение обычно безвредно; если допустить
беспрепятственное и постепенное падение мощности, то при условии,
если не будет детонации, двигатель будет медленно и тихо остана-
вливаться. Серьезная опасность заключается в том случае, когда
преждевременное воспламенение происходит только в одном или
нескольких цилиндрах многоцилиндрового двигателя; тогда осталь-
ные цилиндры будут работать на полной скорости и мощности,
воспринимая на себя нагрузку цилиндров, в которых происходит
преждевременное воспламенение. Интенсивный тепловой поток в ра-
ботающих цилиндрах двигателя приведет к заеданию поршней
с последующим их разрушением.
44
При использовании в качестве топлива обычного бензина прежде-
временное воспламенение в большинстве случаев, хотя и не всегда,
является следствием устойчивой детонации; как отмечалось выше,
Фиг. 20. Свеча пре-
ждевременного вос-
пламенения (прово-
лочного типа).
детонация приводит к увеличению теплового потока и к повышению
температуры любого, уже горячего, участка, как например, электро-
дов свечи зажигания. Но, при работе на бензоле или на мети-
ловом спирте преждевременное воспламенение будет происходить
без каких-либо следов детонации.
В девяти случаях из десяти преждевременное воспламенение
вызывается перегревом электродов свечи зажигания. В началь-
ный период исследования топлив в лаборатории
лучшие свечи зажигания могли вызывать
преждевременное воспламенение при высоких
степенях сжатия, и из-за появления прежде-
временных вспышек невозможно было иссле-
довать склонность к детонации многих видов
топлива, как например, топлив из нафтенов, из
ароматического ряда или из алкогольной груп-
пы. С того времени произошли большие улуч-
шения в конструкции и производстве свечей
зажигания, но, тем не менее, опасность появ-
ления преждевременного воспламенения еще
остается.
С быстрым ростом показателей военных
авиационных двигателей перед второй мировой
войной и во время нее, связанным с исполь-
зованием высокооктановых бензинов, опас-
ность преждевременного воспламенения вновь
стала очень острой, и не оставалось сомнений
в том, что обломки крушений многих авиа-
ционных двигателей из-за разрушения порш-
ней являлись результатом преждевременного
воспламенения. Опасность стала настолько серьезной, что в 1942 г.
в лаборатории было начато новое исследование влияния различных
видов топлива на склонность к преждевременному воспламенению;
в то же время параллельно выполнялось исследование рабочих
температур и охлаждения электродов свечи зажигания.
Для этого исследования был сконструирован и построен специ-
альный вариант двигателя Е6 с переменной степенью сжатия, в ко-
тором было предусмотрено наиболее эффективное охлаждение
поршня, головки цилиндра, выпускного клапана и корпуса свечи
зажигания; в головке цилиндра на стороне, противоположной свече
зажигания, была установлена специальная «свеча преждевремен-
ного воспламенения», температура которой могла регулироваться.
Были разработаны две различные конструкции свечей преждевре-
менного воспламенения, одна из которых состояла (фиг. 20) *из изо-
лятора 1 и спирали 2 из проволоки нимоник; спираль 2 могла наг-
реваться электрическим током до любой необходимой температуры.
Вторая конструкция, использованная при испытании двигателя
45
с наддувом, состояла из термически изолированного наконечника
из материала высокого сопротивления, выступающего в камеру
сгорания и охлаждаемого потоком воздуха, проходящим через полый
цилиндр (фиг. 21). Конструкции отвечали своему назначению и по-
казали соответствие в оценках различ-
5 ных топлив и т. д., причем существен-
Фиг. 21. Свеча преждевремен-
ного воспламенения (гильзо-
вого типа):
1 — точечная сварка термопары;
2 — изоляционная трубка из нап-
лавленной окиси алюминия; 3 —
слюдяные прокладки; 4 — алюме-
левый провод; 5 — подача воздуха;
6 — зажимы для проводов пиромет-
ра; 7 — хромелевый провод; 8 —
гайка сальника; р — точечная свар-
ка; ю — корпус из нержавеющей
стали; п — внутренняя трубка;
12 — резьба 14 мм; 13 — цент-
ральная гильза (сплав нимоник
75 или 80).
ное различие между ними состояло в
том, что в первой имелся локализот
ванный горячий участок, но не такой,
как электроды свечи зажигания, а во
второй — более обширная горячая по-
верхность, которую можно было сра-
внить с головкой выпускного клапана.
Трудность состояла в определении
момента преждевременного воспламе-
нения, потому что, как объяснялось
выше, поведение двигателя во всех
других отношениях было совершенно
одинаковым, независимо от того, было
ли зажигание вызвано проскакиванием
искры или с помощью свечи прежде-
временного воспламенения, если только
оба они происходили в один и тот же
момент; тем не менее, существенно
было знать точно, когда и при каких
условиях появлялось автозажигание.
После некоторого промежутка времени
момент автозажигания смещался, и оно
становилось очевидным, но тем време-
нем температура свечи преждевремен
ного воспламенения становилась выше
критической. Свеча преждевременного
воспламенения была расположена на
противоположной стороне камеры сго-
рания и, следовательно, удалена, на-
сколько возможно, от свечи зажигания,
поэтому фронт пламени, появившийся
от свечи зажигания, не достигал свечи
преждевременного воспламенения почти
до самого конца своего пути. Рядом со
свечой преждевременного воспламене-
ния был установлен ионизационный
промежуток для того чтобы зарегистри-
ровать сигналом на экране катодного
осциллографа прохождение фронта пламени. Во время работы при
нормальных условиях с полной нагрузкой, с оптимальной установ-
кой зажигания фронт пламени не достигает ионизационного про-
межутка приблизительно до 10° после в. м. т., но когда зажигание
происходило от свечи преждевременного воспламенения, пламя
46
проходило ионизационный промежуток и давало сигнал на экране
на 10 или 15°.
Программа испытаний включала постепенное повышение на-
грузки до полной при воспламенении от искры, при этом отме-
чался сигнал от ионизационного искрового промежутка; затем
температура свечи преждевременного воспламенения постепенно
повышалась, пока ионизационный искровой промежуток не сигна-
лизировал о значительно более раннем прохождении пламени,
сначала с перебоями, но очень скоро непрерывном, хотя показа-
тели двигателя оставались неизменными. Для периодического
контроля, если ионизационный сигнал перемещался в сторону
большого опережения, зажигание выключалось, и если двигатель
продолжал работать совершенно нормально, то это подтверждало,
что свеча преждевременного воспламенения работает. После пол-
ной отработки эта методика оказалась удовлетворительной и после-
довательной и была принята во всех последующих испытаниях.
В более поздних испытаниях спираль свечи преждевременного
воспламенения была сделана из двух частей, одна из алюмеля,
а другая из хромеля, образуя термопару. Свеча преждевременного
воспламенения с горячей гильзой была также аналогичным обра-
зом переделана в пирометр. Результирующая т. э. д. с. давала
величину действительной температуры. На фиг. 22 показан
эскиз головки цилиндра со свечой преждевременного воспламене-
ния, с ионизационным промежутком и установленной свечой зажи-
гания, штриховой линией показано положение поршня в в. м. т.
при е = 6. Было проведено большое количество испытаний на
различных видах топлив при различных степенях сжатия, различ-
ных составах топливной смеси и т. д. Как и следовало ожидать,
было установлено, что на всех испытанных видах топлив склон-
ность к преждевременному воспламенению достигала своего мак-
симума при составе топливной смеси, дающей максимальную тем-
пературу пламени, т. е. в области 10—15% обогащения.
Никакой заметной зависимости между склонностью к детона-
ции и склонностью к преждевременному воспламенению не было
найдено; в табл. 4 приведены результаты испытаний большого
числа топлив. В графе 1 дана относительная стойкость против
преждевременного воспламенения топлир по шкале изооктана,
стойкость против преждевременного воспламенения которого при-
нята равной 100, и кумола, стойкость против преждевременного
воспламенения которого принята равной 0. Во второй колонке
дана соответствующая наивысшая допустимая степень сжатия
на том же самом двигателе с удаленной свечой преждевременного
воспламенения. Необходимо отметить, что между ними имеется
очень небольшая взаимосвязь. Первые семь видов топлива и по-
следний (табл. 4) относятся к высокооктановым бензинам, состоя-
щим большей частью из парафинов; необходимо отметить, что среди
топлив этой группы имеется некоторая связь между склонностью
к детонации и склонностью к преждевременному воспламенению.
Следующий образец — циклогексан, типичный представитель нафте-
47
новой группы, имеет умеренно высокую наивысшую допустимую
степень сжатия, равную 8,2, но его число, показывающее стой-
кость против преждевременного воспламенения, меньше 0 (нуля)
Вид снизу
Фиг. 22. Расположение свечи преждевременного воспламе-
нения, ионизационного промежутка и свечи зажигания
в головке цилиндра:
1 —'ионизационный промежуток; 2 — выпускной клапан; з — впуск-
ной^клапан; 4 — свеча преждевременного воспламенения; 5 — свеча
зажигания.
по октан-кумоловой шкале. Следующая группа топлив предста-
влена ароматиками.
Необходимо отметить, что среди них не наблюдается законо-
мерности.
Бензол при степени сжатия 14,6 и толуол при 15,0 имеют
наивысшую допустимую степень'сжатия; следующим в отношении
48
Таблица 4
Оценка склонности к преждевременному воспламенению и детонации
некоторых топлив на двигателе Е6
Топливо Стойкость против пре- ждевременного воспла- менения по октан-кумо- ловой шкале Оценка склонности к детонации по наи- высшей допустимой степени сжатия Топливо Стойкость против пре- ждевременного воспла- менения по октан-кумо- ловой шкале Оценка склонности к детонации по наи- высшей допустимой степени сжатия
Изооктан (2, 2. 4-три- метилпентан) . . . Термокислотные ок- таны Неогексан Изодедекан Алкилаты Гидробензин .... Гидробензин +1,3 мл тетраэтилсвинца на 1л Циклогексан Бензол ... Толуол Ксилолы (смесь) . . Кумол (изопропил- бензол) Виктол (изо п-бутан- бензол) 100 72 80 66 77 56 75 <0 30 91 >100 0 10 10,96 10,85 9,85 9,30 10,05 7,95 11,80 8,20 14,60 15,00 11,25 12,55 10,30 Псевдо-кумол (1, 2, 4-триметил-бензол Мезитил (1, 3, 5 три- метил-бензол) . . Диизобутилен . . . Изопропиловый спирт Метиловый спирт . . Ацетон Метилэтидкетон . . Британское стоокта- новое эталонное топливо (15,2% аро- матиков, 1,2 мл те- траэтилсвинца на 1л) ....... 98 100 50 собО <0 <х>75 <0 77 9,65 10,00 со 14,00 со 15,00 18,00 15,00 12,4
склонности к детонации идет кумол при степени сжатия 12,55,
а затем ксилолы — при 11,25; но из всех испытанных топлив кси-
лолы обладают наименьшей склонностью к преждевременному
воспламенению. Толуол имеет относительную стойкость против
преждевременного воспламенения 91, бензол — 30, а кумол — 0.
В следующей группе находятся алкоголи и кетоны, которые
все имеют очень высокие наивысшие допустимые степени сжатия,
изменяющиеся от 18 у ацетона и до 14,0 у изопропилового спирта.
Все они весьма склонны к преждевременному воспламенению,
особенно метиловый спирт и метилэтиловый кетон, оба из которых
имеют стойкость против преждевременного воспламенения ниже
нуля по относительной шкале. Преждевременное воспламенение
в практике не причиняло больших хлопот при работе на алко-
гольных топливах, это объясняется тем фактом, что все сорта
этих топлив содержат небольшую долю воды, а вода является
очень эффективным подавителем преждевременного воспламене-
ния.
Было установлено, что из антидетонационных присадок сви-
нец имеет небольшое воздействие на подавление преждевремен-
4 Заказ 2026.
49
ного воспламенения особенно в бензинах из парафинового ряда;
в этом отношении их поведение сходно с поведением по отноше-
нию к детонации.
Анилин и монометиланилин, которые являются эффектив-
ными антидетонаторами в некоторых топливах, не дают, по-ви-
димому, вообще никакого эффекта в качестве подавителей прежде-
временного воспламенения.
Автор провел значительную работу в области исследования
преждевременного воспламенения, потому что раньше этому
вопросу было уделено мало внимания. В настоящее время при*
выкли концентрировать внимание на детонации, потому что дето-
нация является лимитирующим фактором, определяющим показа-
тели двигателя с воспламенением от искры. Одновременно забы-
вают, что реальная опасность детонации заключается в том, что
она приводит к преждевременному воспламенению. Сама по себе
детонация не опасна, именно преждевременное воспламенение
представляет собой такую опасность, которая может легко вы-
звать аварию двигателя.
ГЛАВА III
КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
Существует много возможных циклов работы двигателей
внутреннего сгорания, однако используются, обычно, только два,
оба из которых эффективны:
1) .цикл, в котором воздух сначала смешивается с топливом
в соотношении, необходимом для сгорания, затем смесь сжимается;
после сжатия она воспламеняется и сгорает при постоянном
объеме; газы, нагретые до высокой температуры, расширяются,
производя работу, пока их объем не станет равным первоначаль-
ному; затем происходит выпуск отработавших газов;
2) цикл, в котором сжимается чистый воздух, после сжатия
в цилиндр впрыскивается топливо, которое сгорает; скорость
подачи топлива поддержйвается такой, что во время процесса
сгорания давление остается постоянным, несмотря на обратное
движение поршня и, следовательно, увеличение объема; затем
подача топлива прекращается; газы, нагретые до высокой темпе-
ратуры, расширяются, как и в предыдущем цикле, до первоначаль-
ного объема.
Эти два цикла обычно называются циклами при постоянном
объеме и постоянном давлении Ч Между ними существует много
промежуточных циклов; фактически все реальные циклы являются
промежуточными между этими двумя основными.
Имеется много вариантов других циклов; например, воздух
может расширяться до объема, значительно большего, чем он
занимал перед сжатием; в этом случае к. п. д. цикла будет выше,
так как к. п. д., будь то цикл при постоянном объеме или постоян-
ном давлении, зависит от степени расширения.
Перед рассмотрением возможного к. п. д. этих циклов не-
обходимо указать на один фактор, который имеет наиболее
важное значение. Высокое максимальное давление требует приме-
нения тяжелых движущихся частей, вызывает большие нагрузки
на поршневые кольца и большие потери на преодоление трения.
Поэтому при одинаковых средних давлениях цикл, у которого
’более низкое максимальное давление, будет всегда иметь преиму-
щество.
1 В нашей литературе принято называть эти циклы соответственно циклями
с подводом теплоты при постоянном объеме и при постоянном давлении. (Прим,
ред.).
** 51
Из двух циклов, указанных выше, при равной степени сжатия
цикл с подводом теплоты при постоянном объеме более экономи-
чен, потому что расширение начинается сразу после в. м. т., в то
время как в теоретическом цикле с постоянным давлением расши-
рение начинается только
р
I/
Фиг. 23. Цикл с постоянным
объемом.
после окончания подачи топлива,
как это показано на фиг. 23 и 24.
Фиг. 24. Цикл с постоянным давлением.
совмещенные на одной диаграмме, из которой видна допол-
нительная работа, получаемая при использовании цикла с
постоянным объемом при
Фиг. 25. Совмещенные циклы
с постоянным объемом и посто-
одинаковом расходе топлива.
На указанных выше фигурах два
тепловых цикла сравниваются при
одинаковой низкой степени сжатия,
равной 7, для того чтобы подчерк-
нуть их различие. Это сравнение не-
точное потому, что в цикле с постоян-
ным давлением в цилиндре во время
хода сжатия находится только воздух,
и поэтому может, а практически долж-
на использоваться более высокая сте-
пень сжатия. Следовательно, хотя
расширение в цикле с постоянным
давлением начинается позднее по ходу
поршня, тем не менее, общая степень
расширения у него больше, чем у
цикла с постоянным объемом, даже
при максимальной подаче топлива;
явным давлением. при частичных подачах топлива эта
разница еще больше.
Из сравнения* диаграмм видно, что отношение среднего эф-
фективного давления к максимальному более благоприятно в цикле
с постоянным давлением; однако это не применимо для случая,
когда два тепловых цикла сравниваются при степенях сжатия,
соответствующих топливам, которые используются в этих циклах,
52
и еще менее применимо, когда принимаются в расчет отклоне-
ния от идеального цикла, обусловленные условиями сго-
рания.
КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ВОЗДУШНОГО ЦИКЛА
Рассмотрим сначала цикл с постоянным объемом, соответ-
ствующий циклу, по которому работает большинство двигателей
с воспламенением от искры. Если рабочая среда состоит из чи-
стого сухого воздуха и нет обмена тепла со стенками цилиндра,
к. п. д. цг можно выразить следующей формулой:
где е — степень сжатия (степень расширения);
к — показатель адиабаты, равный для воздуха 1,4.
Согласно этой формуле
к. п. д. воздушного цикла
зависит от степени расши-
рения, а следовательно, и
от степени сжатия и не за-
висит от температуры. Хотя
по этой формуле невозможно
вычислить действительную
величину к. п. д. цикла,
тем не менее она является
наиболее удобной для сра-
внения. На фиг. 26 показан
график изменения к. п. д.
цг воздушного цикла, по-
строенный по результатам
расчета по указанной выше
формуле для степени сжа-
тия е от 4 до 20.
8 4 5 6
42,6 47,5 51,2
12 13 14 15
63,0 64,2 65,2 66,1
Фиг. 26. Изменение к. п. д. воздушного
цикла в зависимости от степени расши-
рения.
7 8 9 10 11
54,0 56,5 58,5 60,2 61,7
16 17 18 19 20
67,0 67,8 68,5 69,2 69,8
Хотя воздушный цикл полезен как
нельзя применять для точных расчетов
база для сравнения, его
по ряду причин, наиболее
важными из которых являются следующие:
1) рабочее тело состоит не из чистого сухого воздуха, а из
смеси азота и продуктов сгорания;
2) теплоемкость продуктов сгорания увеличивается с увели-
чением температуры, поэтому подвод определенного количества
теплоты при более высокой температуре не дает того же увеличе-
ния температуры и давления, которые наблюдаются при более
низкой температуре;
3) при очень высоких температурах продукты сгорания имеют
склонность диссоциировать, СОг разделяется на СО и О2, пары
53
воды на Н2 и О2; диссоциация сопровождается поглощением зна-
чительного количества тепла, которое возвращается не полностью;
4) имеются некоторые потери тепла в стенки камеры сгорания;
5) конечные продукты сгорания при той же температуре и
давлении имеют удельный объем, отличающийся от удельного
объема смеси топлива с воздухом. Удельный объем конечных
продуктов сгорания может быть больше или меньше, в зависимости
от химического состава топлива.
Отклонение действительного цикла от воздушного вследствие
изменения теплоемкости газов, диссоциации и потерь теплоты
в стенки цилиндра зависит от температуры при сгорании. Чем
выше эта температура, тем больше отклонение действительного
цикла от воздушного.
В главе .1 было показано, что в двигателе с воспламенением
от искры диапазон изменения температуры пламени, при котором
двигатель может работать, очень ограничен, за исключением слу-
чаев применения определенных газовых топлив, например, во-
дорода. Если воздух недостаточно хорошо перемешан с топливом,
то топливо не будет сгорать с достаточной быстротой. В то же
время, если имеется некоторое количество избыточного топлива,
то оно мало влияет на температуру сгорания, так как если весь
кислород в цилиндре израсходован, топливо не может больше
гореть, а избыток его просто выбрасывается в выпускную трубу,
оказывая второстепенное влияние на температуру и давление
цикла, которое может быть, однако, очень важным в отношении
склонности к детонации.
Поскольку в цилиндре нет других добавочных инертных или
частично инертных газов, кроме небольшого количества остаточ-
ных газов, то, принимая в расчет упоминавшиеся выше факторы
и предполагая, что прямые потери тепла в стенки цилиндра сни-
жены до минимума, температура сгорания будет приблизительно
равна 2500°. Эта величина относится к степени сжатия 5; при бо-
лее высоких степенях сжатия температура сгорания будет увели-
чиваться как вследствие меньшего количества остаточных газов,
так и вследствие более высокой температуры смеси перед воспла-
менением; первое будет понижать степень разбавления инерт-
ными газами, а последнее будет повышать температуру в началь-
ный момент сгорания и увеличивать температуру пламени на та-
кую же величину. Влияние обоих факторов на термический к. п. д.
воздушного цикла и на пределы горючести смеси совершенно не-
значительно, однако эти факторы имеют очень важное и даже ре-
шающее влияние на склонность к детонации.
Если было бы возможно каким-либо способом сжигать топливо
с большим коэффициентом избытка воздуха, как например,
в цикле с постоянным давлением, то тогда средняя температура
сгорания была бы ниже, снизились бы потери, а с уменьшением
подвода топлива, или теплоты, к. п. д. при любой степени сжатия
возрастает до тех пор, пока не станет равным к. п. д. воздушного
цикла 1 (при этом подведенная теплота равна нулю), как показано
54
на фиг. 27, которая дает теоретический к. п. д. 2 для бензо-
воздушной смеси при степени сжатия 5.
Термин к. п. д. принят здесь для того, чтобы обозначить
часть общего количества теплоты, выделяющейся при сгорании
топлива, которая соответствует полезной работе. Общепринято
исчислять к. п. д. любого теплового двигателя по отношению
к количеству теплоты, вводимой в цилиндр двигателя и равной
низшей теплотворности топлива. В двигателе с воспламенением
от искры, работающем по циклу с постоянным объемом, особенно
при использовании жидкого топлива, можно получить более точ-
ное определение действительного к. п. д., исходя из расхода воз-
духа, так как при соединении кислорода каждого килограмма
Фиг. 27. Диаграмма, показывающая протекание теоре-
тического индикаторного к. п. д. цикла при обеднении
смеси.
воздуха с топливом будет освобождаться определенное количество
теплоты, если воздух будет равномерно перемешан с топливом.
Различие в определении к. п. д. более заметно, когда несколько
цилиндров питаются топливом из одного карбюратора, который
может подавать и, вероятно, подает излишек топлива к одному
или к нескольким цилиндрам. С другой стороны, в цилиндре
двигателя в качестве топлива может сгорать заметное количество
смазочного масла.
Если к. п. д. определяется, исходя из веса топлива, расхо-
дуемого таким двигателем, то может получиться или слишком
высокая, или слишком низкая величина к. п. д., так как, с одной
стороны, некоторое количество топлива выбрасывается с отрабо-
тавшими газами, а с другой стороны, в качестве топлива сжигается
некоторое количество масла; но, если к. п. д. будет определяться
Исходя из веса расходуемого воздуха, то полупим действительную
величину к. п. д. при условии, если воздух равномерно пере-
мешан с топливом.
У всех наиболее распространенных сортов жидких топлив и
масел тепло, выделяемое при соединении их с 1 кг воздуха прибли-
55
зительно равцр 720 ккал, независимо от теплотворности топлива.
В действительности теплотворность немного меняется, тем не
менее для всего диапазона обычно применяемых жидких топлив
она находится в пределах от 710 до 740 ккал/кг воздуха, т. е.
наибольшее изменение менее 5%; в то же время для всех нефтяных
топлив она может быть принята равной 716 ккал^г воздуха
с точностью до 1%; для торгового бензола 732 ккал/кг’ воздуха
и для торгового спирта 738 ккал[кг воздуха. В табл. 5 приведена
теплотворность некоторых топлив и их смесей с воздухом.
Таблица 5
Теплотворность некоторых топлив и их смеси с воздухом
Топливо Низшая теплотвор- ность в ккал/кг Отношение воздуха к топливу в смеси сте- хиометри- ческого состава Теплота, выделя- емая на 1 кг воз- духа в смеси стехио- метрического состава в ккал1кг Теплота, выделяю- щаяся при полном сгорании 1 нмз смеси стехиометри- ческого состава в ккал/нм^
О б р а з цы бензина
1 10 550 14,7 718 745
2 10 620 14,8 717 745
3 10 500 14,6 718 742
4 10 600 14,9 712 746
5 10 690 15,0 713 745
6 10 500 14,7 714 742
Бензол 9 720 13,2 732 732
Эфир 9 350 13,0 718 757
Этиловый 6170 8,4 738 721
спирт (95%)
На первый взгляд кажется, что спирт дает несколько более
высокую температуру и, следовательно, более высокую мощность,
но это не обязательно, так как хотя при соединении 1 кг воздуха
с этиловым спиртом выделится больше тепла, чем при соедине-
нии, скажем, с бензином, однако объем паров спирта, потребного
для полного сгорания, приблизительно в 3 раза больше объема
паров бензина и, следовательно, в случае применения спирта
должно быть вытеснено соответственно больше воздуха в цилиндре.
В последней колонке дано тепло, выделяющееся при сгорании
нормального кубического метра смеси стехиометрического со-
става (то есть паров топлива и воздуха), из которой видно, что
фактически, при сгорании спиртовоздушной смеси выделяется
меньше тепла.
В действительности при сгорании этилового спирта получается
большая мощность, чем, например, при сгорании бензина или бен-
зола, но это скорее благодаря тому факту, что вследствие более
высокой скрытой теплоты парообразования у этилового спирта,
конечная температура смеси в конце хода наполнения ниже,
а плотность заряда соответственно выше.
56
УДЕЛЬНАЯ ТЕПЛОЕМКОСТЬ
Доказано, что к. п. д. воздушного цикла больше к. п. д,
действительного цикла потому, что рабочее тело в действительном?
цикле не является сухим чистым воздухом, а также потому, что*
неизбежны некоторые потери теплоты в стенки цилиндра. Можно
рассмотреть эти факторы несколько более подробно и постараться
оценить их влияние.
Рабочее тело, например, в бензиновом двигателе во время сжа-
тия состоит из азота, кислорода, паров бензина и небольшого
количества остаточных газов. После сгорания, если пренебречь
присутствием незначительного количества продуктов неполного
сгорания, рабочее тело состоит из азота, углекислого газа и паров
воды. Кроме химического изменения, которому подвергается ра-
бочее тело, изменяются также его физические свойства.
Теплоемкость большинства газов увеличивается с увеличением
температуры, но скорость увеличения ее у азота, углекислого
газа и водяного пара различна. Изменение теплоемкости с ростом
температуры для трех основных составляющих рабочего тела
приблизительно равно величинам, приведенным в табл. 6.
Таблица &
Среднее увеличение относительной теплоемкости в зависимости от температуры
Продукты сгорания Температура в град.
100—500 1000 1500 2000 2500 3000
Азот 1,00 1,02 1,065 1,11 1,16 1,22
Водяной пар . . 1,00 1,11 1,22 1,35 1,55 1,79
Углекислый газ 1,00 1,155 1,22 1,27 1,32 1,33
Увеличение теплоемкости рабочего тела означает, что при вы-
соких температурах выделение теплоты при сгорании не сопрово-
ждается соответствующим увеличением давления. Азот, который
образует значительную часть рабочего тела, имеет наименьшее*
изменение теплоемкости при более высоких температурах, в та
время как теплоемкость водяного пара увеличивается очень
быстро.
Поскольку диапазон температур, который наиболее интересен,
лежит в пределах от 2000 до 3000°, то следует, что такие два ком-
понента, как углекислый газ и азот, предпочтительнее водяного
пара и в этом отношении топливо, содержащее больше углерода,
•сгорающего в углекислый газ, предпочтительнее топлива, содержа-
щего большую часть водорода. Однако имеются другие сообра-
жения, по которым желательно содержание водорода в топливе.
Именно увеличение удельной теплоемкости при высоких
температурах является основным фактором, определяющим воз-
57
можный к. п. д. В табл. 6 приведены данные, по которым можно
определить, насколько резко должен падать к. п. д. воздушного
цикла с увеличением температуры.
ДИССОЦИАЦИЯ
При очень высоких температурах водяные пары и углекислый
газ в определенных количествах распадаются и поглощают при
этом значительное количество тепла. Степень диссоциации за-
висит в обоих случаях от давления и температуры; поэтому на
диссоциацию небольшое влияние оказывает и степень сжатия
двигателя. Теплота, поглощенная при диссоциации, не теряется
полностью, так как большая ее часть возвращается во время хода
расширения, когда температура и давление падают; некоторое
количество теплоты возвращается в самом начале хода и может
использоваться при дальнейшем расширении; по некоторое ее
небольшое количество не возвращается почти до конца расшире-
ния. Восстановление продуктов диссоциации редко завершается
полностью даже к моменту открытия выпускного клапана. Чем
продолжительнее расширение, тем ниже будет конечная темпера-
тура; следовательно, опять-таки потери от диссоциации зависят
от степени расширения или сжатия, так как при более высоком
давлении не только будет меньше диссоциация, но более продол-
жительное расширение будет способствовать также большему
восстановлению. В общем, влияние диссоциации на мощность и
экономичность двигателя сравнительно мало; но так как размеры
диссоциации зависят, главным образом, от состава продуктов
сгорания и степени сжатия, влиянием ее нельзя пренебрегать.
В табл. 7 и 8 приведена степень диссоциации в процентах
при различных давлениях и температурах.
Таблица 7
Диссоциация воды в процентах при
различных давлениях
и температурах
Темпера- тура в 7’° абс. Давление в атм
0,1 1,0 10,0 1 100,0 1
1500 0,403 0,02 0,009 0,004
2000 1,25 0,58 0,27 0,125
2500 8,84 4,21 1,98 0,927
3000 28,4 14,4 7,04 3,33
Таблица 8
Диссоциация углекислого газа
в процентах при различных
давлениях и температурах
Темпера- тура в Т° абс. Давление в атм
0,1 1 ,о 10,0 100,0
1500 0,104 0,048 0,0224 0,01
2000 4,35 2,05 0,96 0,445
2500 33,5 17,6 8,63 4,09
3000 77,1 54,8 32,2 16,9
Здесь нас опять интересует, главным образом, диапазон тем-
ператур от 2000 до 3000° абс. и давления от 10 до 100 ат. Видно,
что в этом диапазоне изменения температуры степень диссоциа-
ции СОг больше, чем Н2О; хотя общая диссоциация сравнительно
невелика, СОг в отношении склонности к диссоциации более чув-
58
ствителен, чем пары воды, а влияние диссоциации^СОг достаточно
велико, чтобы свести к минимуму преимущество, которое имеет
СО2 в отношении увеличения удельной теплоемкости. Из анализа
табличных данных вытекает, что топливо, содержащее большую
долю водорода, невыгодно по причине большего увеличения удель-
ной теплоемкости при высоких температурах, а топливо, содержа-
щее большую часть углерода, невыгодно по причине гораздо
более высокой степени диссоциации. Таким образом, влияние
одного фактора уравновешивается влиянием другого, поэтому
нельзя сказать, углерод или водород более предпочтителен
в топливе в качестве основного составляющего при учете диссо-
циации и изменения теплоемкости. Следовательно, можно заклю-
чить, что природа и химический состав топлива, состоящего
исключительно из углерода и водорода, не имеют заметного влия-
ния на к. п. д. и мощность двигателя, если топливо подается
в пароЪбразном состоянии. Это полностью подтверждается прак-
тикой, так как все чистые углеводородные топлива, независимо
от их состава или теплотворности при одинаковой степени сжа-
тия дают с точностью до 1% одинаковую мощность и индикатор-
ный к. п. д., если они подаются в цилиндр при одинаковой тем-
пературе в парообразном состоянии.
ПРЯМЫЕ ПОТЕРИ ТЕПЛОТЫ
Поскольку невозможно поддерживать температуру стенок
цилиндра равной или близкой температуре газов внутри цилиндра,
неизбежен теплообмен между газами и окружающими стенками,
особенно в части цикла с более высокой температурой. Теплота,
отданная стенкам цилиндра в части цикла с низкими температу-
рами, имеет менее важное значение. Действительная величина
потерь при теплообмене, между газами и стенками цилиндра не
может быть определена раз и навсегда, так как она зависит от раз-
меров двигателя и числа оборотов его вала, от формы и площади
поверхности камеры сгорания и от множества других факторов,
например турбулизации или интенсивности воздушного вихря;
следовательно, в отличие от диссоциации теплообмен является
фактором особенным и изменяющимся. Ниже явление теплооб-
мена будет рассмотрено более подробно, а в настоящий момент
достаточно установить, что теплообмен не имеет такого важного
значения, как обычно предполагается. В хорошо сконструирован-
ном двигателе при нормальных условиях работы с полной нагруз-
кой чистые потери от теплообмена составляют приблизительно
3—4% всей располагаемой теплоты и даже в самом крайнем слу-
чае они редко превосходят 6%, так как необходимо учесть, что из
'всей теплоты, уносимой охлаждающей водой, может использо-
ваться только небольшая часть ее. Большая часть теплоты,
уносимой охлаждающей водой, передается в стенки цилиндра
и выпускных каналов во время хода выпуска, тогда как большая
часть остального количества уносимой теплоты передается в са-
59
мом конце хода расширения; поэтому в полезную работу может
быть преобразована только его незначительная часть.
Этот источник потерь зависит от температуры и уменьшится,
если будет снижена температура пламени.
Продукты же сгорания при охлаждении их до начальной
температуры смеси не занимают объем, равный объему паров то-
плива и воздуха, из которых они образуются. В случае применения
жидких углеводородных топлив и особенно спиртовых топлив
объем после сгорания немного больше, а это дает небольшое
преимущество, которое увеличивается, когда смесь обогащается.
Двигатель с воспламенением от искры работает не точно по
циклу с постоянным объемом, так как сгорание происходит не мгно-
венно, а расширение длится не до конца хода поршня, потому что
для обеспечения очистки цилиндра выпускной клапан должен
открываться значительно раньше конца хода расширения. В ре-
зультате этих отклонений от теоретических условий острые углы
индикаторной диаграммы скругляются и ее площадь уменьшается
на 3—4%.
Если принять минимальную величину прямых потерь в стенки
цилиндра и минимальную величину «фактора диаграммы»1, то
можно подсчитать, что достижимый к. п. д. двигателя с воспла-
менением от искры, имеющего объем цилиндра не менее 1 л,
при работе с экономической регулировкой карбюратора, т. е.
с отношением топлива к воздуху, равном 85% от стехиометриче-
ского, будет равен, приблизительно 74% к. п. д. воздушного
цикла. В лучших современных авиационных двигателях осуще-
ствлен индикаторный к. п. д. свыше 70% от к. п. д. воздушного
цикла. Очевидно, что для улучшения индикаторного к. п. д.
осталось очень мало возможностей, если не считать улучшений
в направлении использования более высоких степеней сжатия или
работы с еще более бедными смесями. С уменьшением размеров
цилиндра величина прямых потерь тепла возрастает вследствие
увеличения отношения его поверхности к объему, но при меньших
размерах цилиндра можно применить более высокую степень
сжатия и вернуть в результате этого большую часть потерь.
Поэтому, в очень широких пределах индикаторный к. п. д.
не зависит от размеров цилиндра, но для эффективного к. п. д.
это не остается справедливым, так как для подобных, в общем,
конструкций увеличение размеров двигателя приводит к возра-
станию относительного внутреннего трения.
ЦИКЛ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ СЖАТИЯ
Рассмотрим теперь двигатель с воспламенением от сжатия.
Он работает по циклу, который с изменением нагрузки изменяется
в пределах от цикла, приближающегося к циклу с постоянным
давлением при полной нагрузке, до цикла, более близкого к циклу
с постоянным объемом при очень малых нагрузках.
1 В нашей литературе коэффициент полноты диаграммы. (Прим. ред.).
60
В цикле с постоянным давлением теплота при сгорании топлива
выделяется со скоростью, достаточной для обеспечения постоянного
давления во время начальной части обратного хода поршня, затем
имеет место адиабатическое расширение до конца хода, после чего
оставшееся тепло отводится при постоянном объеме. В этом случае
к. п. д. воздушного цикла изменяется в зависимости от продол-
жительности периода, в течение которого поддерживается постоян-
ное давление, т. е. от количества впрыскиваемого топлива.
Короче говоря, к. п. д. воздушного цикла с постоянным давле-
нием равен к. п. д. цикла с постоянным объемом, если за началь-
ную точку расширения взята не внешняя мертвая точка, а точка,
в которой кончается подвод теплоты и начинается адиабатическое
расширение.
Поскольку в практике двигатель с воспламенением от сжатия
работает на всем поле нагрузок, соответствующих нагрузкам между
двумя тепловыми циклами, бесполезно посвящать много времени
или места рассмотрению вопроса, каков был бы точный индика-
торный к. п. д., если бы двигатель работал по какому-либо проме-
жуточному циклу; в любом случае невозможно также точно опреде-
лить, в какой точке хода начинается расширение, так как, хотя точно
определен момент, в котором прекращается подача топлива, невоз-
можно точно определить точку, где кончается сгорание и начинается
расширение; оба эти процесса значительно перекрываются.
СРАВНЕНИЕ ЦИКЛОВ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ ИСКРЫ
И С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ СЖАТИЯ
Важными различиями между циклами с воспламенением от
искры и с воспламенением от сжатия являются.
1. В двигателе с воспламенением от искры топливо находится
в цилиндре в течение всего хода сжатия, или, в некоторых случаях,
последней части его. Это ограничивает степень сжатия и, следова-
тельно, расширения величиной, обеспечивающей работу двигателя
па данном топливе без детонации или преждевременного воспламе-
нения. Поскольку в цикле с воспламенением от сжатия в течение хода
сжатия в цилиндре присутствует только воздух, такого предела не
существует, и может быть использована гораздо более высокая сте-
пень сжатия, в действительности она определяется условиями сго-
рания.
2. В двигателе с воспламенением от искры можно уменьшить
отношение топлива к воздуху только приблизительно до 85% от
стехиометрического и, поэтому нельзя использовать преимущества
цикла с более низкими температурами. С другой стороны, при жела-
нии можно работать на очень переобогащенной смеси, и, например,
ri авиационных двигателях это свойство является очень ценным.
3. В двигателе с воспламенением от сжатия можно уменьшить
количество топлива в смеси почти до нуля и получить, таким образом,
все преимущества цикла с низкой температурой, но нельзя обога-
тить ее свыше отношения топлива к воздуху, равного приблизи-
61
тельно 85% от стехиометрического. Следовательно, диапазон измене-
ния состава смеси двигателя с воспламенением от искры начинается
там, где кончается диапазон изменения состава смеси двигателя с вос-
пламенением от сжатия.
4. В двигателе с воспламенением от искры мощность регулируется
изменением количества топлива и воздуха, поступающего в цилиндр,
а отношение топлива к воздуху при этом поддерживается постоян-
ным, то есть мощность регулируется дросселированием. В двигат
теле с воспламенением от сжатия регулирование мощности произво-
дится только изменением количества топлива при постоянной по-
даче воздуха.
МЕХАНИЧЕСКИЙ КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
Рассматриваемый до сих пор к. п. д. эквивалентен части общей
теплоты, обращаемой в полезную работу, производимую поршнем.
Однако этот к. п. д. не дает полной ясности, так как действитель-
ный интерес представляет та часть теплоты, которая эквивалентна
полезной мощности, снимаемой с коленчатого вала, и совершенно
нет никакой выгоды, если на внутреннее трение или на насосные
потери тратится то, что выигрывается от повышения индикаторного
к. п. д.
Внутреннее механическое трение двигателя является функцией
максимального давления, так как оно, в значительной степени,
определяет площадь трущихся поверхностей и вес движущихся
частей; оно определяет также трение поршневых колец или, по
крайней мере, верхнего поршневого кольца, о стенки цилиндра,
так как кольцо может выполнять свое назначение только в случае,
если воспринимает полное давление газов.
Следовательно, при прочих равных условиях, чем ниже отноше-
ние максимального давления к среднему эффективному, тем выше
будет механический к. п. д. двигателя. Поскольку одна значитель-
ная часть потерь получается вследствие вязкости масляной пленки,
а другая существенная часть — вследствие насосных потерь при на-
полнении и очистке цилиндра, которые не зависят от рабочего дав-
ления, то при увеличении среднего эффективного давления механи-
ческий к. п. д. возрастает.
Для повышения механического к. п. д. желательно, в таком
случае, иметь максимально возможное среднее эффективное давле-
ние в сочетании с минимально возможным отношением максимального
давления к среднему. К сожалению, способы, к которым необходимо
прибегать для повышения индикаторного к. п. д., например, ис-
пользование высокой степени сжатия, или продолжение хода расши-
рения, приводят к значительному увеличению отношения максималь-
ного давления к среднему, и значительная часть выигрыша будет за-
трачиваться на преодоление трения в кривошипно-шатунном меха-
низме.
Кроме того, когда увеличивается число оборотов вала, то в ре-
зультате снижения потерь теплоты индикаторный к. п. д. повы-
62
шается, но в то же время в результате увеличения динамических на-
грузок, возникающих от сил инерции поршня и т. д., увеличиваются
потери на трение. Динамические нагрузки, так же как и потери на
трение от вязкости смазки, увеличиваются пропорционально ква-
драту скорости вращения, и с увеличением числа оборотов вала до-
стигается состояние, при котором потери превышают выигрыш
в индикаторном к. п. д., получаемый в результате более высокой
скорости вращения; с этого момента превышение потерь быстро
растет.
Часто можно слышать, что у двигателя с воспламенением от
искры очень хорошие показатели получаются при использовании
высоких степеней сжатия, допустимых в случае применения спе-
циально приготовленных топлив, и это действительно возможно,
если пожертвовать некоторым запасом прочности, который, как
показывает практика, желателен. Но если увеличить размеры дета-
лей и величины площадей подшипников, чтобы при получающихся
более высоких давлениях газов восстановить тот же самый запас
прочности и надежности, получится совсем другой результат. В дви-
гателях гоночных автомобилей и, в меньшей степени, в авиационных
двигателях уменьшение запаса надежности и получение в резуль-
тате этого более высокого механического к. п. д. оправдываются;
но в обычной эксплуатации, где предполагается большой срок слу-
жбы, на двигателях с воспламенением от искры это редко окупается
даже в случае, если топливо допускает применение степени сжатия
выше 8, по той причине, что увеличенные механические потери
поглощают почти весь потенциальный выигрыш1.
Можно с уверенностью сказать, что в быстроходных двигателях
с воспламенением от сжатия степень сжатия, которую приходится
применять, исходя из требований процесса сгорания, всегда выше
оптимальной.
1 Этот неоднократно повторяемый вывод автора не является справедливым.
Автомобильные двигатели уже значительно превзошли по степени сжатия пре-
дел, который называет автор. (Прим. ред.).
ГЛАВА IV
СКРЫТАЯ ТЕПЛОТА ПАРООБРАЗОВАНИЯ
Скрытая теплота парообразования топлива является важным
«фактором как для двигателей с воспламенением от искры, так и
для двигателей с воспламенением от сжатия. В двигателе с воспла-
менением от искры этот фактор вместе со средней испаряемостью
топлива определяет плотность заряда в цилиндре. Ясно, что вес за-
ряда в цилиндре будет обратно пропорционален его абсолютной
температуре в момент закрытия впускного клапана. Из эксперимен-
тальных данных следует, что на установившихся режимах работы
углеводородные топлива, кипящие при температуре ниже 180°,
при любом числе оборотов вала двигателя полностью испаряются
к началу хода сжатия, если они не испарились вне цилиндра, от со-
прикосновения с горячими стенками и вследствие перемешивания
•с остаточными газами, имеющими высокую температуру. Исключе-
ние составляют только определенные неустановившиеся режимы,
когда некоторое количество топлива может поступать в цилиндр
в виде крупных капель или большой массы жидкости и может не
только не испариться, но и в большом количестве даже не сгореть.
Абсолютная температура в начале хода сжатия зависит от вели-
чины внешнего подогрева и скрытой теплоты парообразования жид-
кого топлива. Она зависит также от количества и температуры оста-
точных газов и от подогрева заряда во время поступления в цилиндр.
У летучих жидких топлив, исключая группу спиртов, разница
в скрытой теплоте парообразования не очень большая. Интересно
-заметить, однако, что, когда полная внутренняя энергия1 заряда
ниже, скрытая теплота немного выше; следовательно, в цилиндр
поступает заряд несколько большего веса и в большинстве случаев
достаточный для того, чтобы компенсировать его более низкую внут-'
реннюю энергию и поднять действительную эффективную мощность
до той же самой величины.
Энергия, выделяемая при сгорании 1 м3 (при стандартных тем-
пературе и давлении), например, бензоло-воздушной смеси, значи-
тельно меньше, чем при сгорании углеводородов, составляющих
большую часть бензолов. С другой стороны, скрытая теплота паро-
’ Здесь, по-видимому, речь идет о теплотворности смеси, о чем автор гово-
рит ниже. (Прим. ред.).
«4
образования бензола больше, в результате эффективная мощность,
получаемая на бензоле при равных условиях, равна мощности при
работе на бензине с точностью до 0,5%.
Таблица 9
Скрытая теплота парообразования некоторых углеводородов и топлив
Топливо Скрытая теплота испарения в ккал/кг Отношение (весовое) воздуха к топливу при полном его сгорании Понижение темпе- ратуры смеси при полном испарении топлива в град.
Парафины
Гексан 86,5 15,2 21,0
Гептан 73,8 15,1 18,0
Октан 71 15,05 16,2
Нонан — 15,0 —.
Декан 60 15,0 11,2
Ароматики
Бензол 95,5 13,2 25,6
Толуол 83,8 13,4 22,5
Ксилол 80,5 13,6 21,5
Нафтены
Циклогексан 86,5 14,7 21,5
Гексагидротолуол .... 76,6 14,7 19,0
Гексагидроксилол .... 73,8 14,7 18,0
Олефины
Гептилен —92 14,7 23,0
Дексилен — 14,7 —
Алкоголи
Этиловый спирт 220 8,95 82,6
Метиловый спирт .... 284 6,44 140,0
Разные
Эфир 87,7 11,14 27,5
Сероуглерод 84,9 9,35 31,0
Ацетилен газ 13,2 —
Окись углерода газ 2,45 —
Водород газ 34,3 —
Примечание. Последняя колонка подсчитана в предположении,
что удельная теплоемкость паров топлива постоянна г [ для всех равна
0,5 ккал/м3 град.
В табл. 9 приведена скрытая теплота парообразования некото-
рых углеводородов и других продуктов. Для каждого топлива приве-
дено отношение веса воздуха к весу топлива, а также понижение тем-
пературы смеси при испарении жидкости. Во всех случаях расчет
сделан для смесей, обеспечивающих полное сгорание.
5 Заказ 2026.
65
Фиг. 28. Зависимость экспери-
ментального значения коэффици-
ента наполнения, отнесенного к
нормальным условиям, от состава
смеси:
1 — спирт; 2 — бензин.
Вследствие более высокой скрытой теплоты парообразования
спирта и более высокого отношения топлива к воздуху в смеси,
скрытая теплота испарения имеет важное значение, обеспечивая
заметное увеличение мощности при работе на спирте по сравнению
с мощностью при работе на других топливах, хотя полная внутрен-
няя энергия единицы спирто-воздушной смеси ниже, чем бензино-
воздушной или бензоло-воздушной. Кроме того, добавляется еще
одно свойство, которое не так заметно выражено при работе на дру-
гих топливах: при всасывании из атмосферы эффективная мощность
двигателя значительно возрастает, если используется обогащенная
смесь, так как чем больше испаряется топлива, тем больше пони-
жается температура заряда, и повы-
шение мощности при увеличении
веса заряда значительно больше
потерь вследствие увеличения те-
плоемкости продуктов сгорания и
объема, занимаемого парами топлива
в цилиндре.
Указанные выше замечания отно-
сятся к двигателю с обычным про-
цессом газообмена. В двигателях с
наддувом использование обогащен-
ной смеси дает большее увеличение
эффективной мощности, но в этом
случае подача лишнего топлива
служит для предотвращения детона-
ции и, следовательно, при наддуве
обеспечивает также подачу в ци-
линдр большего весового заряда.
На фиг. 28 показан определенный опытным путем коэффициент
наполнения r]v, отнесенный к нормальным условиям, при работе
на бензине и на этиловом спирте в условиях одинаковой темпера-
туры, подогрева и т. д. при степени сжатия 5. В обоих случаях
величины коэффициента наполнения определялись на основе опытных
данных при составе смеси, изменяющемся в пределах от 30% обед-
нения до 25% обогащения.
На фиг. 29 и 30 показано изменение среднего индикаторного дав-
ления и индикаторного к. п. д. в зависимости от состава смеси при
работе на бензине и на спирте.
Можно увеличить эффективную скрытую теплоту парообразова-
ния топлива добавлением воды в смеси с топливом или впрыскивае-
мой отдельно. При применении спирта в растворе его всегда со-
держится определенная часть воды, в пределах от 3% почти до 10%,
однако при использовании воды вместе с бензином или бензолом
должен применяться общий растворитель, например, ацетон.
В случае применения топлив с очень низкой испаряемостью,
например, керосина, бутилового спирта и т. д., скрытая теплота
парообразования*"не обеспечивает такого же увеличения мощности,
как в случае применения бензина и этилового спирта, так как для
66
предотвращения конденсации топлива во впускной системе и на
стенках цилиндра необходим очень высокий подогрев смеси перед
поступлением ее в цилиндр. Только по этой причине эффективная
Фиг. 29. Сроднее индикаторное дав-
ление и индикаторный к. п. д. цикла
при различных составах смеси и
опережении зажигания, оптимальном
для каждого изменения состава смеси
при работе на бензине.
Фиг. 30. Среднее индикаторное дав-
ление и индикаторный к. п. д. цикла
при различных составах смеси п
опережении зажигания, оптимальном
для каждого изменения состава
смеси при работе на спирте.
мощность, получаемая на керосине, приблизительно на 15% ниже,
чем на бензине и других летучих углеводородах при той же степени
сжатия.
ИСПАРЯЕМОСТЬ
Испаряемость топлива важна для двигателей с воспламенением
от искры как в отношении легкости пуска, так и в отношении подо-
грева, необходимого для обеспечения равномерного распределения
смеси. Величина подогрева влияет, в свою очередь, на увеличение
мощности, которое может быть получено от скрытой теплоты паро-
образования жидкого топлива.
Указанные выше соображения применимы только к двигателям
с воспламенением от искры.
В двигателях с воспламенением от сжатия в цилиндр поступает
только воздух, поэтому скрытая теплота парообразования топлива
не оказывает никакого влияния на коэффициент наполнения.
Испаряемость в двигателях с воспламенением от сжатия играет
важную роль и в другом отношении, так как чем больше испаряе-
мость, тем быстрее каждая отдельная капля топлива будет окружена
оболочкой своих паров и тем короче будет период задержки воспла-
менения.
ТЕПЛОТВОРНОСТЬ топлив
Теплота, выделяющаяся при сгорании топлива в воздухе, опре-
деляется путем сжигания топлива в калориметрической бомбе.
Количество теплоты, определенное таким образом, включает скры-
тую теплоту образовавшейся воды, потому что в калориметре этой
конструкции продукты сгорания охлаждаются до температуры ниже
5* 67
точки кипения воды. Но так как в двигателе внутреннего сгорания
невозможно использовать скрытую теплоту парообразования воды,
образующейся при сгорании, то теплоту, выделившуюся при конден-
сации паров воды, необходимо вычесть из всего количества теплоты,
определенной с помощью калориметра. Количество теплоты, выде-
ляющейся при полном сгорании топлива за вычетом скрытой теплоты
парообразования воды, называется низшей теплотворностью топлива
и обычно используется при расчете индикаторного к. п. д. двига-
теля. В применении к двигателям с воспламенением от искры, ис-
пользующим летучие жидкие топлива, эта величина располагаемой
теплоты не совсем правильна, так как, когда топливо сжигается
в бомбе или другом калориметре, некоторое количество теплоты
затрачивается на испарение жидкого топлива и, следовательно,
не учитывается.
В двигателе с воспламенением от искры жидкое топливо пол-
ностью испаряется до начала процесса сгорания, а теплота, потреб-
ная для его испарения, сообщается от отработавших газов преды-
дущего цикла или из воздуха. В любом случае испарение топлива
происходит не за счет теплоты, которая выделяется при сгорании
данного топлива.
Следовательно, если справедливо то, что общая теплота, опреде-
ленная калориметрическим методом, должна быть уменьшена на
величину скрытой теплоты парообразования воды, образовавшейся
при сгорании, поскольку эта теплота не может быть использована,
то одинаково справедливо и то, что при расчете любого двигателя
внутреннего сгорания, в котором топливо полностью испаряется до
начала сгорания, теплотворность топлива, определяемая калори-
метрическим методом, должна быть увеличена на величину скрытой
теплоты испарения (табл. 10).
В двигателе с воспламенением от сжатия наблюдается другая
картина, так как большая часть теплоты, необходимой для испаре-
ния топлива, сообщается из теплоты, выделяющейся при сгора-
нии. Следовательно, когда сравниваются индикаторные к. п. д.
двух типов двигателей, необходимо иметь в виду, что действитель-
ная теплотворность топлива в случае применения его в двигателе
с воспламенением от сжатия меньше, чем в двигателе с воспламене-
нием от искры на величину, почти равную скрытой теплоте парооб-
разования жидкого топлива. Поскольку это касается углеводород-
ных топлив, разница получается небольшая, составляя приблизи-
тельно 0,6—1,0%» а в случае топлив спиртовой группы она может
быть до’5% или даже выше, когда, как это обычно бывает, в спирто-
вом топливе присутствует некоторое количество воды.
Подводя итог, можно сделать вывод, что в двигателе с воспламе-
нением от искры высокая скрытая теплота испарения жидкого топ-
лива очень полезна тем, что, понижая температуру на впуске, она
увеличивает коэффициент наполнения и, следовательно, эффективную
мощность двигателя без затраты располагаемой теплоты. В двига-
теле с воспламенением от сжатия высокая скрытая теплота испаре-
ния вредна во всех отношениях, так как она не влияет на коэффи-
68
Таблица 10
Теплотворность некоторых углеводородов и топлив
Топливо Низшая теплотворность Скрытая теплота испа- рения при постоянном давлении, равном атмо- сферному в ккал[кг
без скрытой теп- лоты парообразо- вания включая скрытую теплоту парообра- зования при постоянном объеме
в ккал/кг в ккал!л в ккал[кг в ккал/л
Обычные бензины А .... 10 600 7590 10 650 7540 73,8
В .... 10 230 7980 10 310 8040 78,8
С .... 10480 7560 10 550 7610 77,7
D 10 550 7650 10 620 7580 74,9
Е 10 410 7890 10 480 7950 73,2
F .... 10 510 7550 10 600 7580 73,2
G 10 620 7450 10 690 7500 74,4 80,5
Н .... 10 420 7970 10 500 8020
Тяжелые топлива Тяжелые ароматики 9 930 -8770 10 000 8800 75,5
Керосин 10 530 -8550 10 600 8600 60,0
Парафиновый ряд Пентан (нормальн.) 10880 6770 10 950 6810 85,5
Гексан (80%) . 10 680 7300 10 760 7350 86,6
Гептан (97%) . 10 700 7350 10 790 7420 73,8
Ароматический ряд Бензол (чистый) . . . 9 600 8470 9 680 8540 95,5
Толуол (99%) 9 720 8440 9 800 8500 83,8
Ксилол (91%) 9 870 8500 9 950 8550 80,5
Нафтеновый ряд Циклогексан (93%) . . . . 10430 8180 10 510 8250 86,6
Гексагидротолуол (80%) . . 10 400 8090 10 470 8150 76,6
Гексагидроксилол (60%) ^10 460 -7730 10 470 7780 73,8
Олефины Крекингспирт (53% нена- сыщенный) — 10 210 -7720 10 290 7760 —83,2
Группа спиртов и другие Этиловый спирт (98%) . . 6 370 5070 6 570 5220 225
Этиловый спирт (95% по объему) 5 980 4870 6 270 5090 245
Метиловый спирт (древес- ный) 5 350 4420 5 570 4610 —278
Метиловый спирт 5 660 4630 5 870 4820 —250
Бутиловый спирт (коммер- ческий)
Эфир (50% смесь с бензи- ном) -9 270 -6720 9 350 6780 —81,0
Сероуглерод (50%) .... 5 880 5830 5 960 5900 81,0
69
циент наполнения, а поскольку почти вся эта теплота должна со-
общаться из теплоты, получаемой от сгорания и, следовательно, из
нее вычитаться, то эффективная мощность и к. п. д. двигателя
понижаются. В связи с этим, а также по другим причинам, было бы
неправильно использовать в двигателе с воспламенением от сжатия
такое топливо, как спирт.
Нельзя также утверждать, что теплотворность жидкого топлива
имеет небольшое или не имеет никакого влияния на величину эф-
фективной мощности, которую можно получить при работе на этом
топливе. Она является мерой количества потребного топлива: чем
ниже величина теплотворности топлива, тем больше его количество,
Необходимое для производства той же самой работы.
Эффективная мощность двигателя определяется количеством ки-
слорода, который может соединиться с топливом, а теплотворность
топлива влияет на мощность только в том отношении, что топливо
с более низкой теплотворностью благодаря большей его массе выте-
сняет несколько большую часть воздуха, а, следовательно, и кисло-
рода.
Для летучих жидких углеводородных топлив масса паров топлива
в любом случае так мала, что это имеет очень небольшое влияние.
При применении газообразных топлив и, особенно, топлив, со-
держащих инертные компоненты, например, азот или углекислый
газ, теплотворность топлива заметно влияет на эффективную мощ-
ность двигателя вследствие вытеснения значительной части кисло-
рода, если значителен необходимый объем газообразного топлива
в цилиндре, или он увеличен добавлением инертных компонентов.
В двигателях с воспламенением от сжатия, в которых топливо
не поступает в цилиндр, пока не закончится наполнение, скрытая
теплота парообразования не влияет на величину коэффициента
наполнения, и воздух не вытесняется большой массой топлива или
газа более низкой теплотворности. Следовательно, теплотворность
топлива оказывает только второстепенное влияние на показатели
двигателя с воспламенением от искры и совсем не влияет на показа-
тели двигателя с воспламенением от сжатия.
ТЕПЛОТВОРНОСТЬ СМЕСИ
Эффективная мощность двигателя зависит от теплотворности смеси
топлива и воздуха, имеющей состав, необходимый для полного сго-
рания. Все углеводородные топлива с небольшой разницей имеют
одинаковую теплотворность 1 нм3 смеси стехиометрического со-
става. Если учесть увеличение или уменьшение удельного объема
после сгорания, то разница между теплотворностями становится
еше меньше.
В табл. 11 приведены данные по теплотворности, изменению
удельного объема смеси при сгорании и т. д. для некоторых топлив.
Теплотворность смеси стехиометрического состава в отличие от
теплотворности топлива обычно называют полной «внутренней энер-
гией» рабочего тела. Следует отметить, что ее величина мало изме-
няется для всех перечисленных топлив.
70
Таблица 11
Теплотворность топлив и топливовоздушных смесей
Топливо Низшая т НОСТЬ (] скрытую при пом ОбЪ( ккал 1кг еплотвор- зключая । теплоту юянном вме) ккал 1л Весовое отношение воздуха к топливу в смеси стехиометриче- ского состава Отношение удельного объема после сгорания к удельному объему до сгорания Полная энергия, выде- ляющаяся при сгора- нии hjw3 смеси стехио- метрического состава в кгм
Обычные б’ензины А В С D Е F G Н ... Тяжелые топлива Тяжелые ароматики . . Керосин . . , Парафины Пентан (нормальный) Гексан (80%) Гептан (97%) Ароматический ряд Бензол (чистый) Толуол (99%) Ксилол (91%) Нафтены Циклогексан (93%) . . . . Гексагидротолуол (80%) . Гексагидроксилол (60%) . Олефины Крекингспирт (53% нена- сыщенный) Группа спиртов и др. Этиловый спирт (98,5) . . Этиловый спирт (95% по объему) Метиловый спирт (древес- ный) Метиловый спирт .... Бутиловый спирт (ком- мерческий) Эфир (50% смесь с бензи- ном) Сероуглерод (50%) . . . . 10 650 10 310 10 550 10 620 10 480 10 600 10 690 10 500 10 000 10 600 10 950 10 760 10 790 9 680 9 800 9 950 10 500 10 480 10 480 10 280 6 570 6 270 5 570 5 870 9 350 5 960 7540 8040 7610 7580 7950 7580 7500 8020 8800 8600 6810 7350 7420 8540 8500 8550 8250 8150' 7780 7760 5220 5090 4610 4810 6780 5900 15,05 14,3 14,7 14,8 14,6 14,9 15,0 14,7 13,8 15,0 15,25 15,2 15,1 13,2 13,4 13,6 14,7 14,7 14,8 ~14,8 8,9 8,4 6,5 -8,0 13,0 10,8 1,053 1,038 1,049 1,052 1,047 1,051 1,053 1,048 1,04 1,06 1,051 1,051 1,056 1,013 1,023 1,03 1,044 1,047 1,054 1,054 1,065 1,065 — 1,06 1,064 1,06 0,98 106,0 • 106 109,0 • 106 110,0- 10е 110,0-10е 109,5 • 10е 110,0-10® 110,0-10® 109,5 :10® 110,0 • 106 111,0-10® 110,4 • 10® 109,5-10® 110,3-10® 107,7-10® 108,8 • 106 109,0-106 111,1-10® 109,0-106 111,0-10® 112,3-106 107,4 • 10® 106,3 •10® — 109,0-10® 110,7 • 10® 111,3-10® 89,4 • 10®
71
ИНДИКАТОРНЫЙ К.П.Д., ПОЛУЧАЕМЫЙ ПРИ РАБОТЕ
НА РАЗЛИЧНЫХ ТОПЛИВАХ
При работе на достаточно летучем топливе индикаторный к. п. д.
при любой степени сжатия, по существу, одинаков для всех углево-
дородных топлив, независимо от их химического состава или любого
другого фактора. Однако в случае применения топлив спиртовой
группы получается несколько более высокий к. п. д., потому что,
отчасти вследствие более высокой скрытой теплоты парообразования
и отчасти вследствие более низкой внутренней энергии и темпера-
туры пламени, средняя и максимальная температуры цикла полу-
чаются ниже и, следовательно, потери несколько меньше. Предел
горючести бедных смесей, который влияет на температуру сгорания,
а также на к. п. д., почти одинаков для всех применяемых в прак-
тике и уже рассмотренных жидких топлив, за исключением эфира; во
всех случаях, максимальный индикаторный к. п. д. получается при
составе смеси, обедненном приблизительно на 15%.
ГЛАВА V
РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕПЛОТЫ
В двигателях внутреннего сгорания распределение теплоты
принято выражать в доли ее, эквивалентной индикаторной мощности,
доли теплоты, отданной в стенки цилиндра и, наконец, доли теплоты,
потерянной с отработавшими газами, причем последняя часть
является разностью общего количества располагаемой теплоты топ-
лива и двух предыдущих составляющих; эта величина включает
также и потери от радиации. Этот способ разделения затрат теплоты
совершенно правилен, если только под ним подразумевается не более,
чем удобная форма для определения и вычисления распределения
теплоты.
Часть полной теплоты топлива, превращенной в индикаторную
мощность, может быть достаточно легко и вполне точно определена,
если известно количество подводимой теплоты, величина эффектив-
ной мощности и, по крайней мере, приблизительно, внутреннее
трение и другие потери.
Теплота, передаваемая в стенки цилиндра и уносимая охлаждаю-
щей водой, также может быть определена совершенно точно; однако,
нужно иметь в виду, что она включает:
1) теплоту, отданную путем радиации, теплопередачи, конвек-
ции и т. д. во время периода сгорания;
2) теплоту, отданную во время периода расширения;
3) теплоту, отданную во время хода выпуска;
4) теплоту от трения поршня и поршневых колец.
С другой стороны, теплота передаваемая в стенки цилиндра и
уносимая охлаждающей водой, не включает, обычно, ни теплоту,
уносимую смазочным маслом, ни потери теплоты путем радиации
и конвекции от наружных стенок цилиндра, трубопроводов и т. д.,
она не включает также небольшое количество теплоты, затрачивае-
мой на подогрев воздуха во время его поступления в цилиндр.
Почти невозможно отделить часть теплоты, отводимой смазоч-
ным маслом (которая в противном случае ушла бы в рубашку цилин-
дра) от теплоты, которая образуется от трения в подшипниках, и т. д.
Потери теплоты путем радиации и конвекции от наружных сте-
нок можно оценить вполне точно, и они могут достигнуть большой
величины, если испытания проводятся при сильном обдуве или при
очень высоких температурах охлаждающей среды.
73
Необходимо рассмотреть каждый из этих источников потерь
отдельно, а затем рассмотреть их соотношение отдельно в двигателях
с воспламенением от искры и с воспламенением от сжатия.
ПОТЕРИ ТЕПЛОТЫ В ДВИГАТЕЛЕ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ ИСКРЫ
Рассмотрим сначала двигатель с воспламенением от искры.
Тепловые потери во время сгорания. Период сгорания, в отличие,
от расширения, относительно непродолжителен, но он является
периодом, в течение которого температура и плотность в камере сго-
рания очень высокие, а именно: температура колеблется между 2300
и 2500° при использовании большинства летучих жидких топлив,
например бензина, бензола и т. д. Он является также периодом,
в течение которого газы внутри камеры сгорания находятся в состоя-
нии интенсивного движения, так что тепло интенсивно передается
путем конвекции и т. д.
Если каким-либо путем можно было бы уменьшить потери те-
плоты в стенки цилиндра во время периода сгорания, то сэконом-
ленную теплоту можно обратить в индикаторную мощность с к. п. д.,
соответствующим к. п. д. одного расширения (т. е. исключая отри-
цательную работу, затраченную во время сжатия), который в дви-
гателе со степенью сжатия 5 равен приблизительно 40%.
Остальные 60% восстановленной, таким образом, теплоты в лю-
бом случае должны быть потеряны после расширения с выпуском.
Тепловые потери во время расширения. Потери теплоты во время
хода расширения могут быть или не быть значительными в зависи-
мости от того, в какой момент по ходу расширения они имеют место.
Если потери теплоты имеют место в самом начале хода расширения,
то они почти так же нежелательны, как и потери теплоты во время
сгорания, потому что, если бы потери теплоты уменьшились, то со-
ответствующая ее часть могла бы быть использована с к. п. д.,
соответствующим почти полной степени расширения; в то же время
потери теплоты во время последней части хода расширения, имеют
небольшое значение, так как даже в случае устранения их соответ-
ствующее количество теплоты во время оставшейся части хода рас-
ширения может произвести только небольшую полезную работу
(почти вся она должна быть потеряна с выпуском).
На первый взгляд может показаться, что благодаря более высо-
ким температурам и давлениям, имеющим место в начале хода
расширения, потери теплоты в начальный период расширения будут
намного больше; однако нужно помнить, что по мере расширения
и перемещения поршня воздействию газов подвергается все увели-
чивающаяся площадь относительно холодной гильзы цилиндров.
Кроме того, вследствие диссоциации и последующего восстановления
продуктов диссоциации во время хода расширения имеет место не
такое большое падение температуры, как это может казаться; ко-
нечная температура при степени сжатия 5 остается еще выше 1700°.
Из рассмотренного выше видно, что хотя и принято суммировать
потери теплоты во время сгорания и расширения, принимая их
74
влияние во время соответствующих периодов одинаковым, но это ‘
неточно и необоснованно. Так, из средней потери теплоты во время
расширения, вероятно, только около 20% может .быть обращено
в полезную работу, а остальные 80% теряются с выпуском.
Тепловые потери во время выпуска. Хотя во время выпуска
температура газов пиже, все же теплота в течение этого периода
передается в охлаждающую воду с большей скоростью, так как в до-
полнение к нормальному тепловому потоку в стенки цилиндра уста-
навливается тепловой поток от горячих газов, вытекающих с боль-
шой скоростью через выпускной клапан и через короткий патрубок,
согнутый обычно под прямым углом, который находится внутри
водяной рубашки и охлаждается циркуляционной водой; следова-
тельно, из общей теплоты, уносимой охлаждающей водой, по крайней
мере половина, а часто больше, передается во время периода выпуска.
Таким образом, вся теплота, поглощаемая охлаждающей водой
во время хода выпуска, большая часть теплоты, отводимой во время
расширения и около 60% теплоты, отводимой во время сгорания,
не могут быть превращены в полезную работу и должны быть отне-
сены к потерям в результате выпуска.
Теплота, выделяющаяся от трения поршня. Этот источник потерь,
хотя он имеет важное значение, трудно оценить ввиду трудности от-
деления теплоты трения от теплоты, которая передается в поршень
от горячих газов и от поршня в стенки цилиндра. Теплоотдача от
поршня изменяется в очень широких пределах в зависимости от кон-
струкции поршня, числа поршневых колец, вязкости масла и дру-
гих факторов. Не обязательно вся теплота, поступающая в поршень
от любого источника, передается в стенки цилиндра, так как значи-
тельная часть ее будет уноситься маслом и воздухом, циркулирую-
щим внутри картера двигателя.
Специальные испытания двигателя проворачиванием, проведенные
в условиях наиболее близких к рабочим, показали, что теплота,
образуемая трением поршня, обычно составляет 1—1,5% от общей
располагаемой теплоты топлива; большая часть этой теплоты уходит
в стенки цилиндра.
Рассмотрим характерный пример и выясним действительное
увеличение к. п. д. в случае, если бы все потери теплоты в стенки
цилиндра были устранены. Для примера возьмем случай удачно
сконструированного и экономичного двигателя со степенью сжатия 5,
для которого установлено, что из общего количества теплоты топлива
обращается в полезную работу на поршне 32%, уносится охлаждаю-
щей водой 28%, остается и считаются потерями с выпуском, радиа-
цией и т. д. 40%.
Из 28% теплоты топлива, отводимой охлаждающей водой, при-
близительно 6% составляют потери в стенки цилиндров во время
* периода сгорания, около 7 % отводится во время расширения и остаю-
щиеся 15% — во время хода выпуска.
Из 6%, отводимых во время периода сгорания, грубо прибли-
женно 40%, или 2,4% от общего количества теплоты топлива, могли
бы быть обращены в полезную работу.
75
Из 7%, потерянных во время расширения, примерно 20%, или
1,4% от общего количества теплоты топлива, могут быть исполь-
зованы.
Теплоту, отводимую во время выпуска и составляющую около
15% общих потерь в охлаждающую воду, вообще использовать не-
возможно.
Из изложенного выше следует, что хотя охлаждающей водой от-
водится 28% общего количества теплоты топлива, непосредственно
в полезную работу можно было бы обратить только 3,8%,
а к. п. д. двигателя увеличился бы с 32 до 35,8%, т. е. всего на
12%. Но это еще не все, так как если бы отдача теплоты в стенки-
цилиндра была совершенно устранена, то температура охлаждающей
жидкости обязательно должна быть соответственно выше; в резуль-
тате потери от увеличения теплоемкости и диссоциации при больших
температурах по существу увеличились, к. п. д., вероятно, воз-
рос бы только с 32% до 34,5%, а чистое увеличение составило бы
около 7,5%.
Эти цифры показывают, какое относительно небольшое значение
имеют потери теплоты в стенки цилиндра в работе двигателя внутрен-
него сгорания, и как ошибочно можно оценивать эти потери подсче-
том общего количества теплоты, уносимого охлаждающей водой.
В качестве первого приближения можно считать, что из всей теплоты,
уносимой охлаждающей водой из цилиндра, только около 10% мо-
гут быть действительно обращены непосредственно в полезную ра-
боту.
ПОТЕРИ ТЕПЛОТЫ В ДВИГАТЕЛЕ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ СЖАТИЯ
Распределение теплоты в двигателе с воспламенением от сжатия
по сравнению с распределением теплоты в двигателе с воспламенением
от искры значительно отличается. Хотя общее количество теплоты,
уносимой охлаждающей средой, значительно меньше, чем в двига-
теле с воспламенением от искры, часть этой теплоты, которая могла
бы быть обращена в полезную работу, намного больше. Это является
следствием нескольких причин. Основная причина заключается
в том, что вследствие большей степени расширения и более низкой
средней температуры пламени температура выпуска в двигателе
с воспламенением от сжатия значительно ниже, чем в двигателе
с воспламенением от искры, следовательно теплоотдача в стенки
цилиндра и в те части выпускных каналов, которые заключены
в головке цилиндра, во время выпуска в двигателе с воспламене-
нием от сжатия меньше.
В двигателе с воспламенением от искры чисто потерянная теплота
составляет не менее 50% общей теплоты, отводимой охлаждающей’
средой. В двигателе с воспламенением от сжатия она, вероятно,
составляет немногим более 25% и зависит, главным образом, от отно-
шения воздуха к топливу.
С другой стороны, потери теплоты во время действительного
процесса сгорания относительно больше, потому что:
76
1) плотность газов почти в 3 раза выше, следовательно, интенсив-
ность теплопередачи значительно больше;
2) действительная текущая температура пламени, в отличие от
средней температуры газа, выше благодаря более высокой степени
сжатия;
3) для того! чтобы обеспечить полное сгорание топлива, воздух
должен находиться в состоянии более интенсивного движения,
а отсюда передача теплоты конвекцией больше.
Вследствие более низкой средней температуры и более продол-
жительного расширения, потери теплоты во время расширения не-
сколько меньше, но большая часть их относится к началу хода,
т. е. к состоянию, когда большая часть этих тепловых потерь еще
могла бы быть обращена в полезную работу.
Следовательно, можно сделать вывод, что хотя в двигателе с вос-
пламенением от сжатия общее количество теплоты, отводимой охла-
ждающей средой, меньше, чем в двигателе с воспламенением от
искры, однако часть той теплоты, которая могла бы быть обращена
в полезную работу, значительно больше.
Для сравнения возьмем быстроходный двигатель с воспламене-
нием от сжатия, имеющий степень сжатия е = 15, в котором теплота
топлива распределяется так (в %):
обращается в полезную работу на поршне ...........45
отводится охлаждающей водой ......................25
отводится с выпуском, радиацией и т. д............30
Из 25%, отводимых охлаждающей водой, около 2% приходится
на теплоту от трения поршня, так как потери на трение поршня
в двигателе с воспламенением от сжатия больше.
Остаются 23%, которые необходимо расшифровать.
Из этих потерь около 8% составляют потери во время периода
сгорания, около 6% — во время расширения, и около 9% — во
время выпуска. Из 8%, потерянных во время сгорания на полной
нагрузке, около 55%, или 4,4% от общей располагаемой теплоты топ-
лива, могли бы быть превращены в полезную работу на поршне.
Из 6%, потерянных во время расширения, могли бы быть использо-
ваны около 33%, или 2% от общей теплоты топлива.
Из 9%, потерянных во время выпуска, ничего не может быть
использовало. Из сказанного выше следует, что из 25% общего ко-
личества теплоты, отводимой охлаждающей водой, около 6,4%
могло бы быть превращено в полезную работу на поршне, а к. п. д.
двигателя увеличился бы с 45 до 51,4%, или несколько меньше,
если учесть такие факторы, как изменение теплоемкости и т. д.
В двигателе с воспламенением от сжатия названные выше цифры
основаны на предположении, что избыток воздуха составляет при-
мерно 30%. Такой избыток воздуха является нормальным для усло-
вий работы двигателя с воспламенением от сжатия на полной на-
грузке. На частичных нагрузках, когда избыток воздуха значи-
тельно больше, теплоотдача в охлаждающую среду будет меньше,
но распределение этой теплоотдачи по циклу изменится немного.
77
Исключением является трение поршня, которое будет составлять
большую часть, так как в двигателе с воспламенением от сжатия по-
тери трения составляют почти постоянную величину, не зависящую
от нагрузки.
Сравнение, изложенное выше, будет правильным, если оба дви-
гателя работают на полной нагрузке, причем двигатель с воспламе-
нением от сжатия с избытком воздуха 30%, а двигатель с воспламе-
нением от искры с количеством воздуха, теоретически необходимым
для полного сгорания топлива.
Поэтому любой избыток топлива сверх того количества, которое
содержится в смеси стехиометрического состава, хотя и изменит
распределение теплоты, все же будет иметь только второстепенное
влияние как на общий тепловой поток в охлаждающую среду, так
и на распределение этой теплоты; в действительности он будет умень-
шать общий тепловой поток вследствие общего, хотя и небольшого,
понижения температуры в результате скрытой теплоты парообразо-
вания избыточного топлива.
Из изложенного выше видно, что хотя общий тепловой поток
в охлаждающую среду в двигателе с воспламенением от искры больше,
все же у него потери теплоты, которая могла бы быть полезной,
значительно меньше, чем в двигателе с воспламенением от сжатия.
РАБОТА НА ЧАСТИЧНОЙ НАГРУЗКЕ
До сих пор были рассмотрены условия, которые получаются
при работе на полной нагрузке. На частичных нагрузках картина
значительно изменяется. В двигателе с воспламенением от искры
отношение воздуха к топливу в смеси и, следовательно, темпера-
тура цикла остаются почти постоянными на всем диапазоне измене-
ния нагрузки; в двигателе с воспламенением от сжатия остается
постоянным вес воздуха в цилиндре, а отношение топлива к воздуху
меняется, а с ним изменяется и температура всего цикла. В первом
случае изменяется давление в цилиндре, в то время как температура
остается, по существу неизменной, во втором случае изменяется
температура, а давление в цилиндре изменяется незначительно.
Предположим, что в обоих случаях нагрузка снижена, скажем,
до 1/з в двигателе с воспламенением от искры уменьшением веса
заряда (воздуха и топлива) до 1/з, а в двигателе с воспламенением
от сжатия уменьшением подачи одного топлива. Пренебрегая всеми
второстепенными факторами, имеем в одном случае одну треть
веса заряда, но с той же температурой сгорания, что и на полной
нагрузке, а в другом случае — тот же самый вес заряда, но только
при температуре сгорания, равной 1/з от температуры при полной
нагрузке. Поэтому тепловой поток в охлаждающую среду будет
в первом случае значительно больше. Это, конечно, грубое упроще-
ние действительности, так как пренебрегается влиянием плотности
на теплопередачу, а также влиянием изменения удельной теплоем-
кости и диссоциации на температуру, так же как и влиянием других,
второстепенных факторов, как например, увеличенного разбавле-
78
ния заряда остаточными газами и т. д.; но даже если учесть влия-
ние всех факторов, то в результате должны несколько видоизмениться
только количественные соотношения, а характер зависимости оста-
нется тот же. Следовательно, при 7з нагрузки относительный тепло-
вой поток в охлаждающую среду в двигателе с воспламенением от
искры приблизительно на 60% больше, чем при полной нагрузке.
В двигателе с воспламенением от сжатия он останется приблизительно
таким же.
Во всех предыдущих рассуждениях распределение теплоты в дви-
гателе выражалось в процентах от общей располагаемой теплоты
топлива. Это простой и наиболее удобный метод для теоретического
рассмотрения вопроса; но необходимо иметь в виду, что он применим
только тогда, когда количество топлива в смеси равно или меньше
потребного для полного сгорания.
Для практических целей более удобно, а в некоторых отноше-
ниях более правильно, выражать распределение теплоты в долях
эффективной мощности двигателя: это дает .количество теплоты,
которое необходимо при конструировании радиатора или охлаждаю-
щей системы.
ВЛИЯНИЕ РАЗМЕРОВ ДВИГАТЕЛЯ
Все указанные выше результаты относятся к двигателям,
у которых объем цилиндра находится в пределах 1—3 л, т. е.
к области, составляемой авиационными двигателями, двигателями
тяжелых автомобилей и двигателями для большинства военных
целей. В этих пределах изменения размеров цилиндра относительное
распределение теплоты изменяется очень мало, но при рабочем
объеме цилиндра меньше 1 л относительное распределение теплоты
изменяется заметно благодаря увеличивающемуся отношению по-
верхности цилиндра к объему и меньшей высоте камеры сгорания.
Поэтому увеличится не только общее относительное количество
теплоты, отводимой охлаждающей средой, но и несколько возрастет
часть теплоты, отданной во время сгорания. Это в равной мере
применимо к двигателям с воспламенением от искры и с воспламене-
нием от сжатия, а поскольку последние более чувствительны к потере
теплоты, то влияние размеров на эффективные показатели у них
будет больше.
С другой стороны, чем меньше цилиндр, тем с большим числом
оборотов вала работает двигатель и, следовательно, тем меньше будет
время, в течение которого происходят потери теплоты за цикл. Так
как большая часть теплоты, вероятно, передается путем конвекции,
а степень турбулентности или вихревого движения воздуха почти
пропорциональна числу оборотов вала, то относительное распре-
деление теплоты изменяется сравнительно немного с изменением
числа оборотов вала двигателя. Многое зависит от конструкции
двигателя и, в особенности, от формы камеры сгорания, однако испы-
тания значительного числа небольших бензиновых двигателей пока-
зывают, что в среднем относительный тепловой поток в охлаждающую
среду изменяется менее, чем на 10% на всем диапазоне изменения
7£
числа оборотов вала 1500—3000 в минуту. Следовательно, чем меньше
цилиндр, тем больше потеря в стенки цилиндра потенциально полез-
ной теплоты.
Приведенные ниже данные получены на основании испытания
большого числа четырехтактных двигателей с воспламенением от
искры различных типов с объемами цилиндра в пределах 1—3 л.
Чтобы получить сравнимые результаты, лучше всего взять определен-
ный размер цилиндра и рассмотреть, как влияют на общий тепловой
поток в стенки цилиндра такие факторы, как состав смеси, открытие
дроссельной заслонки, наддув, опережение зажигания и т. д. Для
удобства сравнения можно выразить изменение теплового потока
в процентах, приняв за 100% тепловой поток в этом цилиндре при
работе с полным открытием дроссельной заслонки при атмосферном
давлении на впуске, при стехиометрическом составе смеси и оптималь-
ном опережении зажигания. Тепловой поток в стенки цилиндра при
стехиометрическом составе смеси взят за 100% потому, что во всех
случаях и на всех испытываемых топливах он при этом составе смеси
получается максимальным.
С другой стороны, поскольку механический к. п. д. различных
испытываемых двигателей изменяется значительно, то для удобства
сравнивается индикаторная мощность, а среднее индикаторное
давление, полученное при работе двигателя в описанных выше
условиях, принимается за 100%.
Необходимо подчеркнуть, что при определении теплового потока
многое зависит от условий испытания. Все цифры, приведенные
далее, получены при одних и тех же условиях, т. е. испытания про-
водились в неподвижном воздухе, а также не учитывалась передача
теплоты из цилиндра в картер: среднюю температуру охлаждающей
среды старались поддерживать близкой к температуре картера.
Кроме того, не принималась во внимание теплота, отводимая смазоч-
ным маслом, часть которого эффективно охлаждает цилиндр. От-
дельно не учитывалась также теплота, добавляемая от трения поршня.
Все эти факторы являются переменными, зависящими от конструкции,
размера и других характеристик каждого отдельного двигателя.
СОСТАВ СМЕСИ И ИЗМЕНЕНИЕ ТЕПЛОВОГО ПОТОКА
Анализ результатов испытаний по определению теплового баланса,
проведенных в широком диапазоне изменения состава смеси на
различных экспериментальных одноцилиндровых двигателях с вос-
пламенением от искры, показывает хорошее совпадение результатов,
полученных на двигателях различных типов и быстроходности при
работе на разных топливах: парафиновых, ароматических и спирто-
вых.
Во всех случаях тепловой поток в стенки цилиндра достигает
максимальной интенсивности при стехиометрическом составе смеси,
и во всех случаях, когда используется углеводородное топливо;
стехиометрический состав смеси соответствует падению среднего
индикаторного давления на 4% по сравнению с максимально дости-
80
жимым. При работе на смесях любого другого состава интенсивность
теплового потока уменьшается.
На обедненной смеси он уменьшается почти в прямолинейной
зависимости от расхода топлива. На обогащенной смеси на скорость
уменьшения теплового потока в значительной степени влияют
ческие свойства топлива и, особенно, его скрытая теплота парообра-
зования (табл. 12).
Таблица 12
Влияние состава смеси на среднее индикаторное давление и теплопередачу
в рубашку цилиндра
Состав смеси
избыток топлива в %
избыток воздуха в %
Показатели
50 40 30 20 10
стехио-
метри-
ческий
5 10 15 20
Среднее инди-
каторное
давление
в % ...
Полный (об-
щий) теп-
ловой по-
ток в ру-
башку ци-
линдра в %
103
82,5
103,5 104
86 89,8
104 102,5
93,7 97,5
100
100
97,5 94,5 91,5 87,5
99 97,5 94,0 89,5
Данные в табл. 12 получены при следующих условиях:
1) постоянная температура воздуха на впуске;
2) постоянное число оборотов вала в минуту;
3) момент зажигания отрегулирован на получение максималь-
ного крутящего момента для каждого состава смеси;
4) все измерения проведены при работе без детонации.
Что касается последних цифр в таблице, соответствующих избыт-
ку воздуха 20%, то в отношении их имеется некоторое сомнение
потому, что при нормально карбюрированном заряде смесь с избыт-
ком воздуха 20% требует чрезмерного опережения зажигания и слиш-
ком бедна для устойчивой работы. Поэтому при этих условиях трудно
поддерживать достаточно устойчивую работу двигателя для получе-
ния надежного теплового баланса.
ИЗМЕНЕНИЕ ПОЛНОГО И ОТНОСИТЕЛЬНОГО ТЕПЛОВЫХ ПОТОКОВ
ПРИ ДРОССЕЛИРОВАНИИ ИЛИ ПРИ НАДДУВЕ
В табл. 13 приведены средние результаты испытаний двигателей
с тарельчатыми клапанами и с гильзовым газораспределением,
результаты испытаний при высоком наддуве приводятся только
для двигателей с гильзовым газораспределением.
6 Заказ 2026.
81
Таблица 13
Зависимость теплопередачи в рубашку цилиндра от среднего
индикаторного давления
Среднее индикатор- ное давле- ние в % Полный тепловой поток в ру- башку ци- линдра в % Тепловой поток по отношению к индикатор- ной мощ- ности Среднее индикатор- ное давле- ние в % Полный тепловой поток в ру- башку ци- линдра в % Тепловой ПОТОК 1.0 отношению к индикатор- ной мощности
40 61 152,0 100 Наддув 100 100
50 66 132,0 150 140 93,5
60 71,5 118,5 200 176 88,0
80 84,5 105,5 250 212 85,0
100 100 100 300 250 83,5
350 400 285 322 81,5 80,2
Необходимо иметь в виду, что все величины теплового потока
в рубашку цилиндра включают теплоту от трения поршня, которая
составляет значительную часть при малых открытиях дроссельной
заслонки.
ВЛИЯНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ НА ВПУСКЕ
При постоянном давлении на впуске изменение температуры
оказывает незначительное влияние на тепловой поток в охлаждаю-
щую среду. Увеличение средней температуры цикла компенсируется
понижением плотности заряда; в результате, когда температура
на впуске поднимается, среднее индикаторное давление падает,
в то время как общий тепловой поток остается практически постоян-
ным.
Это не относится к двигателю с воспламенением от сжатия, в кото-
ром подогрев воздуха увеличивает тепловой поток в стенки цилиндра
и заметно ухудшает индикаторный к. п. д.
ВЛИЯНИЕ СТЕПЕНИ СЖАТИЯ
Надежные сравнительные испытания по определению распределе-
ния теплоты в двигателе можно провести только на двигателе с пере-
менной степенью сжатия, в котором степень сжатия может изме-
няться во время работы при прочих неизменных условиях. Установка,
на которой получены приведенные ниже данные, представляет собой
четырехклапанный двигатель с верхними клапанами, основные пока-
затели и объем цилиндра которого аналогичны таковым двигателя
«Мерлин» фирмы Роллс-Ройс. Испытания, проведенные для опреде-
ления распределения теплоты, были выполнены на этой установке
при различных числах оборотов вала на различных топливах.
Численные значения (табл. 14) получены па одной и той же уста-
новке и представляют собой действительные зарегистрированные
величины.
82
Таблица 14
Влияние степени сжатия на среднее индикаторное давление и теплопередачу
Степень сжатия Среднее индика- торное давление в кг1смъ Абсолютный тепловой поток в ккал,час Тепловой иоток по отно- шению к изменению сред- него индикаторного давле- ния в %
5,0 10,5 16,5 100
6,0 11,4 15,6 87,5
7,0 12,0 14,3 76,5
7,5 12,2 13,35 70,0
Из табл. 14 видно, что абсолютный тепловой поток при работе
двигателя на смеси стехиометрического состава, т. е. на смеси,
обеспечивающей максимальную интенсивность теплового потока,
быстро уменьшается с увеличением степени сжатия. Однако необ-
ходимо помнить, что эти результаты получены на двигателе с двумя
выпускными клапанами, имеющем в головке цилиндров два выпуск-
ных канала с поворотом под прямым углом; поэтому двигатель более
чувствителен к изменению температуры выпуска, чем двигатель
с гильзовым газораспределением. Это подтверждается характером
изменения теплового потока от степени сжатия в двигателе с гильзо-
вым газораспределением, у которого аналогичная зависимость, но,
как и можно было предполагать, менее заметная. Испытания были
проведены также при работе на водороде при степени сжатия —
5,45 и числе оборотов вала 1500 в минуту; состав смеси при мак-
симальной нагрузке — 10%-ное обеднение (табл. 15).
Водород является единственным топливом, при работе на котором
в двигателе с воспламенением от искры возможно изменение мощ-
ности в широких пределах только путем регулирования подачи
топлива, т. е. путем качественного регулирования, как и в двига-
теле с воспламенением от сжатия.
Таблица 15
Влияние нагрузки на распределение теплоты
Нагрузка в % от максимального pi . 100 80 60 40
Теплота, превращенная в индика- торную мощность, в % 33,3 35,6 38,2 40,0
Теплота, отданная в охлаждающую воду, в % 23,6 24,9 25,3 28,6
Теплота, отводимая с выпуском, 1 радиацией и т. д., в % 43,1 39,5 36,5 31,4
Из этих испытаний следует, что:
1) вследствие более низкой температуры пламени с понижением
нагрузки индикаторный к. п. д. постепенно увеличивается;
6*
83
2) относительная теплоотдача в охлаждающую воду с уменьше-
нием нагрузки несколько увеличивается; однако скорость увеличе-
ния теплоотдачи в воду отличается от той, которая наблюдалась
при изменении степени сжатия (см. табл. 14).
На основании изложенных выше соображений и проведенных
испытаний можно сделать следующие выводы.
1. Прямые тепловые потери в стенки цилиндра оказывают сравд
нительно небольшое влияние на показатели двигателя с воспламене-
нием от искры. Если бы эти потери отсутствовали, то увеличение
мощности и к. п. д. соответствовало бы превращению в полезную
работу дополнительно только 2,5—3,0% теплоты, подведенной с то-
пливом.
2. Из общей теплоты, отводимой охлаждающей водой, только
небольшая часть может быть превращена в полезную работу, а боль-
шая часть теряется с выпуском.
3. В двигателе с воспламенением от сжатия прямые тепловые
потери хотя и меньше по абсолютной величине, но имеют большее
влияние на величину эффективного к. п. д.
ГЛАВА VI
КОНСТРУКЦИЯ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ ИСКРЫ
На раннем этапе развития бензиновых двигателей, и особенно
в 1910—1930 гг., наиболее распространенными были двигатели
с боковым расположением клапанов, имевшие много производствен-
ных и эксплуатационных преимуществ. Клапанный механизм таких
двигателей можно легко закрыть и смазать, а головку цилиндров
двигателя легко снять для очистки от нагара, не трогая при этом
ни клапанного механизма, ни трубопроводов.
Первые двигатели имели небольшую мощность, так как обладали
склонностью к детонации, и крайней чувствительностью к опере-
жению зажигания. Эти двигатели не могли конкурировать ни по
мощности, ни по экономичности с верхнеклапанными двигателями
того времени, потому что па верхнеклапанных двигателях могли
применяться более высокие степени сжатия, допускающие бездето-
национную работу, и они были менее чувствительны к регулировке
опережения зажигания.
В результате интенсивных исследований в области детонации
и влияния турбулентности, проведенных перед началом и во время
войны 1914—1918 гг., па двигателях с боковыми клапанами получила
применение измененная форма камеры сгорания, которая стала
известна как вихревая; это дало возможность получить мощность,
по крайней мере равную мощности, которую развивали верхнекла-
панные двигатели того времени, и поэтому возродило популярность
двигателей с боковыми клапанами.
До появления вихревой головки в двигателях с боковыми кла-
панами применялась камера сгорания, показанная на фиг. 31, пред-
ставляющая собой типичный пример камеры образца 1914 г. Эта ка-
мера сгорания имеет форму, приближающуюся к плоской плите,
находящейся над поршнем и клапанами, со свечой зажигания,
расположенной обычно непосредственно над впускным клапаном.
Такая форма камеры сгорания имеет два основных недо-
статка:
1) недостаточную турбулентность, потому что воздух, поступая
через впускные клапаны, должен дважды повернуть под прямым
углом (прежде чем он поступит в цилиндр) и поэтому теряет большую
часть своей начальной скорости;
2) большой путь пламени от точки воспламенения над впускным
клапаном до наиболее удаленной части поршня намного увеличивает
склонность к детонации.
Вихревая камера сгорания сконструирована так, чтобы устра-
нить эти недостатки. Прежде всего, основной объем камеры сгорания
сконцентрирован над клапанами и соединяется с цилиндром слегка
суженным каналом; благодаря этому во время хода сжатия, когда
газы из цилиндра вытесняются через канал обратно в основной объем
камеры сгорания, создается дополнительная турбулизация. Измене-
нием проходного сечения канала можно получить желаемую степень
Фиг. 31. Типичная камера сгорания с боковым
расположением клапанов.
турбулизации в основном объеме камеры сгорания. При этом сокра-
щается вторая фаза сгорания, что значительно улучшает показатели
работы двигателя и делает двигатель относительно нечувствитель-
ным к опережению зажигания. Действительно, турбулизация увели-
чивается с ростом числа оборотов вала двигателя в такой степени,
что на полной нагрузке можно работать с постоянным опережением
зажигания на всем скоростном диапазоне работы двигателя, причем
потеря мощности в области высоких чисел оборотов вала будет
незначительна. На частичных нагрузках необходимо несколько
увеличивать угол опережения зажигания, что может быть обеспечено,
и в некоторых случаях обеспечивалось, с помощью специальней
диафрагмы, нагруженной пружиной и действующей от разрежения
во впускной трубе. Однако такой метод регулирования угла опере-
жения зажигания в то время не применялся; в настоящее время он
является общепринятым.
86
Для того чтобы до минимума снизить склонность к детонации,
длина эффективного пути пламени была сокращена; для этой цели
поверхность головки, расположенная над наиболее удаленной по-
верхностью днища поршня, была насколько возможно приближена
к днищу поршня. Поэтому в в. м. т. между относительно холодным
поршнем и еще более холодной головкой остается очень тонкий слой
газа. Этот слой имеет такую теплоотдачу, которая достаточна для
того чтобы гарантировать бездетонационное сгорание смеси в этом
объеме.
Эксперименты, проведенные во время 1914—1918 гг., показали,
что критическая толщина этого слоя равна приблизительно 2,54 мм
Фиг. 32. Типичная конструкция турбулентной головки.
при степени сжатия около 5; при толщине слоя менее 2,54 мм. газы
настолько охлаждаются, что становятся устойчивыми против детона-
ции.
Наконец, опять-таки с целью максимального сокращения длины
пути пламени свеча зажигания была размещена ближе к центру
основного объема пространства сгорания, но немного ближе к горя-
чему выпускному клапану. На фиг. 32 показан поперечный разрез
камеры сгорания экспериментального двигателя, сконструированного
в 1918—1919 гг. и показавшего очень высокие для того времени резуль-
таты по мощности и экономичности.
Оборудованный этим типом головки двигатель с боковыми кла-
панами имел показатели, одинаковые во всех отношениях с показа-
телями верхнеклапанных двигателей того времени, и был принят
почти во всем мире.
В то время, когда создавалась вихревая камера сгорания, среднее
октановое число бензина было равно приблизительно 45—50, и
склонность к детонации ограничивала степень сжатия даже неболь-
ших двигателей, равной приблизительно 4; даже в этом случае они
могли сильно детонировать, несмотря на постоянное регулирование
угла опережения зажигания.
Вихревая камера сгорания позволила повысить степень сжатия
до 4,8 (в зависимости, конечно, от размеров двигателя) и обеспечить,
таким образом, основательное увеличение мощности и к. п. д.
Когда среднее октановое число бензина повысилось, степень сжатия
могла быть увеличена и увеличивалась (приблизительно в 1935 г.)
до тех пор, пока она не достигла величины близкой 6,0. При такой
степени сжатия нормальная скорость распространения пламени
настолько возросла, что требовалась относительно малая турбулиза-
ция для получения оптимальной скорости нарастания давления,
равной приблизительно 2,1—2,5 кг!см^ град. Поэтому вихревая
головка стала «сверхвихревой», а скорость нарастания давления
слишком большой, что приводило к жесткой работе и большим
тепловым потерям. Во избежание этого проходное сечение канала
постепенно увеличивалось, но при очень малом общем объеме камеры
сгорания двигателя со степенью сжатия 6, это можно было сделать
только за счет уменьшения проходного сечения вокруг головок
клапанов или сокращения размера или подъема клапанов: любая
из этих мер приводит к понижению пропускной способности двига-
теля.
Таким образом был достигнут предел, который, казалось, невоз-
можно преодолеть, если не пойти на уменьшение числа оборотов
вала двигателя, а поэтому и максимальной мощности, которую
двигатель был способен развивать.
При относительно высокооктановых бензинах, имеющихся в на-
стоящее время, двигатели с боковыми клапанами, по-видимому,
не могут конкурировать с верхнеклапанными, или другими типами
двигателей, которые позволяют использовать компактную камеру
сгорания без ограничения размеров головок клапанов или свобод-
ного прохода вокруг них.
Казалось бы, что в отношении турбулизации, детонации и тепло-
вых потерь идеальной формой камеры сгорания должна быть полу-
сферическая со свечой зажигания в центре плоской поверхности,
подобная той, которая применяется на некоторых двигателях с вос-
пламенением от сжатия. В полусферической камере обеспечивается
одинаковая и минимальная длина пути пламени от свечи зажигания
во всех направлениях в соединении с минимальным отношением по-
верхности камеры к ее объему; но эта камера не очень практична для
двигателей с воспламенением от искры, имеющих относительно низ-
кую степень сжатия, потому что:
1) полусферическая впадина в поршне даже для степени сжатия
7 должна быть настолько большой, что почти невозможно предохра-
нить поршень от перегрева или защитить поршневые кольца от воз-
действия прямого теплового потока;
2) применение полусферической впадины намного увеличило бы
вес поршня;
88
3) со свечой зажигания в центре и клапанами, размещенными
в контуре гильзы цилиндра, невозможно было бы обеспечить или до-
статочное проходное сечение клапанов, или достаточное охлаждение
свечи зажигания.
При высоких степенях сжатия, которые используются в настоящее
время, а именно 6 и выше, турбулизация, создаваемая газами при
входе через впускные клапаны, обычно достаточна или почти до-
статочна для получения необходимой скорости сгорания и, следо-
вательно, требуемой скорости нарастания давления. Небольшое
усиление основной турбулизации может быть получено путем созда-
ния, как теперь обычно называют, вихря вытеснения, т. е. быстрого
вытеснения газа, заключенного между поршнем и частью поверх-
ности головки, плоской или соответствующей форме днища поршня.
В конструкции камеры сгорания с высокой степенью сжатия,
имея в виду применение существующих топлив или топлив будущегог
необходимо стремиться осуществить следующее:
1) разместить впускной клапан или клапаны возможно больших
размеров с достаточным зазором вокруг их головок, чтобы получить
максимальный коэффициент наполнения;
2) для уменьшения склонности к детонации обеспечить наимень-
шую длину пути пламени от свечи зажигания до самой удаленной
точки пространства камеры сгорания;
3) для уменьшения горячей поверхности выпускного клапана
делать его возможно меньших размеров, а чтобы компенсировать
уменьшение проходного сечения клапана, использовать относительно
высокий его подъем;
4) обеспечить, чтобы как седло выпускного клапана, так и при-
лив под свечу зажигания хорошо охлаждались потоком воды, про-
текающей вокруг них с большой скоростью;
5) чтобы расширить пределы горючести смеси в сторону обедне-
ния, особенно на частичных нагрузках, необходимо свечу или свечи
зажигания располагать так, чтобы они хорошо очищались от оста-
точных газов поступающим зарядом;
6) если требуется добавочная турбулизация, то ее можно обеспе-
чить, предусмотрев образование вихря вытеснения.
Нелегко, конечно, удовлетворить всем этим требованиям, из кото-
рых отдельные противоречат друг другу и, в то же время, сконструи-
ровать технически приемлемый механизм газораспределения. Более
того, для производства желательно, где только возможно, использо-
вать простой поршень с плоским днищем.
Наиболее простой и, может быть, наиболее технически удобный
компромисс может быть получен при использовании камеры сгора-
ния в форме корыта. Опа состоит из камеры овальной формы с обоими
клапанами, размещенными вертикально сверху, и свечой зажигания
сбоку, как показано на фиг. 33. Стороны овала перекрывают ци-
линдр и дают площади, которые используются для образования
вихря вытеснения.
В тех случаях, когда стремятся получить все хорошие показа-
тели, за исключением очень большой мощности, эта форма камеры
89
сгорания представляет вполне приемлемое решение и удовлетворяет
большинству требований, перечисленных выше, оставаясь, в то же
время, конструктивно простой.
Как и все камеры сгорания, у которых клапаны располагаются
в один ряд вдоль блока цилиндров, она имеет тот недостаток, что
или должна быть несколько уменьшена пропускная способность, или
общая длина двигателя должна определяться скорее размером и
расположением клапанов, чем охлаждением цилиндров и размерами
подшипников коленчатого вала. Однако, когда коленчатый вал
Фиг. 33. Типичная овальная камера.
имеет подшипники, расположенные через каждые два колена (в че-
тырехцилиндровом двигателе три, а в шестицилиндровом — четыре
подшипника), то благодаря большему расстоянию между цилиндрами
камера сгорания может быть несколько расширена за расточку
цилиндра. Поэтому можно без увеличения длины двигателя (из-за
одних клапанов) обеспечить пропускную способность, достаточную
для получения без наддува максимальной мощности при скорости
поршня приблизительно 15 м!сек, что вполне достаточно для боль-
шинства двигателей. Это более высокая скорость поршня, чем та,
которая может быть осуществлена в двигателях с воспламенением от
сжатия с двумя клапанами. Различие объясняется тремя основными
причинами.
В двигателях с воспламенением от сжатия:
1) на полной мощности желательно иметь избыток воздуха, по
крайней мере равным 20%; отсюда требуется соответственно большее
проходное сечение клапанов;
S0
2) нежелательно допускать перекрытие расточки цилиндра го-
ловками клапанов; отсюда допустимый диаметр клапанов меньше;
3) чтобы обеспечить вспышку при всех условиях работы, дви-
гатели с воспламенением от сжатия не должны работать с частичным
наполнением цилиндра.
По этим причинам, а также и по другим, имеющим второстепенное
значение, для двухклапанного двигателя с воспламенением от сжа-
тия соответствующим пределом является скорость поршня около
10 м/сек.
Что касается других условий, то путь пламени в корытообразной
камере сравнительно короткий, что вполне приемлемо с точки зре-
ния склонности к детонации.
Седло выпускного кла-
пана располагается так, что
оно может эффективно охла-
ждаться, но прилив под
свечу зажигания располо-
жен не достаточно благо-
приятно.
Свеча зажигания распо-
ложена в месте, где она
может хорошо очищаться от
остаточных газов поступаю-
щим зарядом.
Если желательно полу-
чить максимум мощности при
скоростях поршня, значи-
тельно превышающих 15 м/сек,
то необходимо отказаться
от одного ряда клапанов,
хотя это и повлечет за собой
некоторое усложнение к л а- Фиг. 34. Головка цилиндра двигателя Ровер,
паяного привода.
Если клапаны размещены в плоскости, перпендикулярной оси
коленчатого вала, то либо должны применяться один или несколько
кулачковых валов, расположенных сверху, или должка использо-
ваться усложненная передача из штанг и коромысел, или можно
разместить один клапан (на выбор) в блоке цилиндров с непосред-
ственным приводом от нижнего кулачкового вала, а другой сверху
с приводом посредством штанги и коромысла. Конструкция, пока-
занная на фиг. 34, — конструкция современного двигателя «Ро-
вер» — имеет форму камеры сгорания, которая, как никогда прежде,
близка к идеальной, хотя это достигается ценой значительного усло-
жнения в клапанном механизме и сложной формой днища поршня.
В этой конструкции основной объем камеры сгорания компактен
и близко подходит к форме, упомянутой выше, а именно, к полусфере
со свечой зажигания в центре плоской поверхности.
Очевидно, что эта форма камеры соответствует всем требованиям.
Эффективный фронт пламени у нее почти самый короткий из всех
91
Фиг. 35. Камера сгорания двигателя
с гильзовым газораспределением,
разработанная для получения очень
мягкой работы.
возможных. Объем смеси, сгорающей в последнюю очередь, доведен
до тонкого слоя, ограниченного относительно холодными поршнем и
впускным клапаном, и поэтому негорящая смесь предохранена от
детонации. Выпускной клапан и свеча зажигания расположены
так, что они могут хорошо охлаждаться, а свеча очищается от оста-
точных газов смесью, поступающей через впускной клапан.
В двигателях с гильзовым рас-
пределением, у которых клапаны
в головке цилиндров отсутствуют,
имеются большие возможности при
конструировании камеры: свеча
зажигания может быть располо-
жена точно в центре камеры сго-
рания, нет горячих поверхностей,
а приближением плоского днища
поршня к головке цилиндра можно
сократить эффективную длину пути
пламени до величины даже мень-
шей радиуса цилиндра.
Следовательно, склонность дви-
гателя к детонации понижается
до минимума, и можно работать
на том же топливе при степени
сжатия почти на целую единицу
большей, чем у двигателя с верх-
ними тарельчатыми клапанами с
теми же размерами цилиндра. С
другой стороны, имеются и опре-
деленные трудности:
1) в результате свободного
входа воздуха через окна гильзы
получается чрезмерно высокая
турбулизация заряда, что обусло-
вливает очень высокую скорость
нарастания давления, сопровож-
дающуюся жесткой работой и вы-
сокими тепловыми потерями;
2) вследствие движения одной гильзы, воздух поступает в ци-
линдр тангенциально и поэтому образует вращательный вихрь,
который сохраняется во время всего цикла. Наличие такого вихря
является положительным фактором в двигателе с воспламенением
от сжатия; в двигателе с воспламенением от искры существование
вихревого движения является отрицательным явлением, так как
приводит только к увеличению тепловых потерь;
3) положение свечи зажигания, хотя и идеально с большинства
точек зрения, но имеет тот недостаток, что свеча не может эффективно
обдуваться входящим воздухом.
При попытках преодолеть эти трудности во время проведения
исследовательской и конструкторской работы, описанной в главе
92
XVII, было испытано большое количество различных форм головок
цилиндра. При этом было установлено:
1) что хотя степень турбулизации не может быть снижена, ско-
рость нарастания давления можно уменьшить и регулировать по-
средством ограничения площади поступательно движущегося фронта
пламени; этого можно достигнуть, используя камеру сгорания ко-
нической формы со свечой зажигания у вершины конуса и обеспе-
чить мягкую работу дйигателя (фиг. 35). Однако коническая форма
камеры имеет отрицательное свойство, так как длина пути пламени,
а поэтому и склонность к детонации увеличиваются, а так как элек-
троды свечи удаляются от потока входящего воздуха, то они, сле-
довательно, хуже очищаются. В результате влияния этих двух
факторов мощность двигателя понижается примерно на 3—4%,
а расход топлива вследствие плохой очистки свечи зажигания уве-
личивается на несколько большую величину; плохая очистка свечи
зажигания не позволяет также использовать очень бедные смеси;
2) что воздушный вихрь можно совершенно устранить, если на
входе одного или нескольких впускных окон предусмотреть очень
маленькие вихревые перегородки. Если перегородки оказывают
слишком сильное влияние, то это приводит к превращению вихря
в турбулизацию, которая и без того уже большая. Тем не менее было
достигнуто удовлетворительное сочетание вихревого движения и
турбулизации заряда.
В авиационных двигателях, для которых основными требова-
ниями являются обеспечение предельной мощности и высокой эко-
номичности, лучшие результаты были получены с плоской камерой
сгорания; при этом показатели двигателя во всех отношениях были
такие же или лучше показателей, которые можно получить на двига-
теле с тарельчатыми клапанами, но работа двигателя была несколько
более жесткой и шумной. Работа двигателя с камерой в форме кру-
того конуса была совершенно мягкой и спокойной, хотя это было
получено за счет некоторого ухудшения показателей; такая форма
камеры сгорания предпочтительна для спортивных автомобилей.
ГЛАВА VII
КОНСТРУКЦИЯ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ СЖАТИЯ
Для обеспечения быстрого и полного сгорания топлива в двига-
теле с воспламенением от сжатия необходимо иметь высокую ско-
рость движения капелек топлива относительно воздуха.
Предположим, что применяется однодырчатая форсунка (имеются
убедительные доводы в пользу ее применения). Тогда в идеальном
случае необходимо стремиться так согласовать движение воздуха
при максимальной подаче топливного насоса, чтобы весь воздух
прошел мимо струи топлива один раз за время процесса сгорания,
т. е. он должен сделать полный оборот в течение этого короткого
периода. Однако это произойдет только при наличии очень высокой
скорости движения вихря воздуха. Если использовать две струи
топлива, расположенные под углом 180°, то ясно, что воздух за время
процесса сгорания должен сделать половину оборота; если четыре
струи — одну четверть оборота и т. д.
Необходимый воздушный вихрь можно получить:
1) направлением потока воздуха во время его входа в цилиндр;
2) перепуском воздуха под давлением во время хода сжатия через
тангенциально направленный канал в отдельную вихревую камеру;
3) использованием начального повышения давления от частич-
ного сгорания для создания вихря или турбулизации.
СОЗДАНИЕ ВИХРЕВОГО ДВИЖЕНИЯ ПРИ ВПУСКЕ
В четырехтактном двигателе с гильзовым газораспределением
или в двухтактном двигателе, у которых воздух входит в цилиндр
через окна, расположенные по окружности гильзы, возможно путем
подбора формы впускных окон создать при впуске вихрь, доста-
точный даже при использовании однодырчатой форсунки (и это
возможно без заметного уменьшения коэффициента наполнения).
Можно расположить однодырчатую форсунку в неразделенной ка-
мере сгорания так, как показано на фиг. 36, на которой предста-
влена камера сгорания двигателя с гильзовым газораспределением,
или как на фиг. 37, на которой показан двухтактный двигатель
с впускными окнами и тарельчатым выпускным клапаном. В двух-
тактном двигателе с продувочными окнами нельзя создать при впуске
91
I ||
г J
Фиг. 37. Камера
сгорания двух-
тактного двига-
теля с воспла-
менением от
сжатия.
слишком интенсивный вихрь, иначе ухудшится процесс продувки,
так как поступающий с очень сильным завихрением воздух движется
по спирали, прилегающей близко к стенкам цилиндра, оставляя
незатронутой центральное ядро продуктов сгорания.
В связи с этим представляют интерес, в качестве иллюстрации
влияния вихря воздуха, эксперименты, выполненные в лаборатории
автора на ранней стадии исследований быстроходных двигателей ‘
с воспламенением от сжатия.
Для этих экспериментов использовался одноцилиндровый дви-
гатель с гильзовым газораспределением с диаметром цилиндра
D = 140 мм и ходом поршня S = 178 мм. Интенсивность вихря
регулировалась поворачивающимися направляющими, расположен-
ными перед впускными окнами, и записывалась при помощи анемо-
метра с вращающейся крыльчаткой, расположенной в камере сгора-
ния, причем форма крыльчатки точно соответствовала контуру ка-
меры.
Записывая скорость анемометра при испытании двигателя можно
получить отношение скоростей коленчатого вала и анемометра,
которое было названо вихревым отношением Q. Следовательно, если,
например, коленчатый вал вращается со скоростью 1000 об/мин.
а анемометр со скоростью 10000 об/мин, то вихревое отношение бу-
дет равно 10.
Было произведено большое количество измерений при направляю-
щих, установленных под различными, тщательно измеренными
углами, и для каждого положения направляющих было зарегистри-
ровано вихревое отношение в пределах от 3,5 до 12,5. Было найдено
также, что для данного положения направляющих вихревое отно-
шение остается практически постоянным в широком диапазоне из-
менения числа оборотов вала.
Однако нельзя утверждать, что анемометр давал действительные
показания абсолютной скорости воздушного вихря во время впрыска
топлива, так как он фиксировал среднюю скорость за цикл, хотя,
естественно, главным образом, на него будет оказывать влияние
движение воздуха при его наивысшей плотности, т. е. в конце сжа-
тия; в анемометре имеются также потери от трения и от скольжения,
хотя, вероятно, они должны быть небольшими. Анемометр дал, тем
не менее, хорошую характеристику изменения относительной ве-
личины вихревого отношения. На основании различных косвенных
доказательств кажется вероятным, что показания анемометра дают
величину вихревого отношения на 30—50% меньше его действи-
тельной величины во время впрыска топлива.
Проверив вихревое отношение, демонтировали анемометр, ста-
вили форсунку и снимали характеристики двигателя при его нор-
мальной работе.
В этом специфическом двигателе камера сгорания имела форму
цилиндра, диаметр которого составлял 0,475, а высота 0,4 диаметра
цилиндра. Использовалась однодырчатая форсунка с плоским сед-
лом, которая впрыскивала струю сбоку камеры сгорания по напра-
влению на днище поршня, как показано на фиг. 36.
96,
Наиболее подходящие соотношения и размеры камеры сгорания
и положение форсунки были получены во время предварительных
исследований.
Затем была предпринята серия испытаний для того, чтобы найти
наиболее подходящее соотношение между воздушным вихрем и ско-
ростью впрыска топлива.
На фиг. 38 показано влияние изменения вихревого отношения Q
на среднее эффективное давление реу удельный расход ge топлива,
температуру tp выпускных газов, максимальное давление pz сгора-
Др
ния и скорость нарастания давления при постоянном расходе
топлива 4,55 л!час и изменении вихревого отношения Q в преде-
лах — 3,9—12,5 согласно записи анемометра; на фиг. 39 показаны
четыре типичных индикаторных диаграммы, снятых во время этих
испытаний при постоянном расходе топлива, равном 4,55 л/час.
Необходимо отметить, что при таких специфических условиях:
скорости впрыска топлива, фазах газораспределения и т. д. опти-
мальное вихревое отношение как в отношении максимальной мощ-
ности, так и минимального удельного расхода топлива, оказалось
равным, приблизительно, 10,5. Эти результаты показательны в том
отношении, что они очень четко подчеркивали большое значение со-
гласования скорости воздушного вихря со скоростью впрыска топлива
или, скорее, со скоростью горения, которая в последующем ограни-
чивалась весьма узкими пределами. Они показывают, что при опти-
мальных соотношениях могут быть получены очень хорошие ре-
зультаты, так как в те дни удельный расход топлива 159 г/л. с.-ч
при среднем эффективном давлении 6,3 кг/см? и скорости поршня
9,15 м!сек были очень хорошими показателями. Они показывают
также, как быстро ухудшаются показатели при значительном откло-
нении от оптимальных условий.
Однако при вихревом отношении 10,5 работа двигателя была
жесткой, а максимальное давление и скорость нарастания давления
довольно высокими. Когда на следующем этапе скорость впрыска
топлива была понижена, то при повторном испытании оказалось, что
оптимальные условия получаются при вихревом отнощении 9. Мак-
симальное давление было при этом снижено до 4,9 кг/см\ а скорость
нарастания давления уменьшилась с 3,16 до 1,76 кг!см2 град при замет-
ном улучшении мягкости и бесшумности работы; но при этом мощ-
ность и топливная экономичность снизились приблизительно наЗ%.
Испытания при различных числах оборотов показали, что опти-
мальное соотношение интенсивности воздушного вихря и скорости
впрыска топлива остаются практически постоянными в широком
диапазоне изменения чисел оборотов вала двигателя.
Испытания при постоянных числах оборотов вала, но при пере-
менной нагрузке, показали, как и можно было предположить, что
оптимальное соотношение получается при максимальной нагрузке,
pv = 8,5 кг/см^ и постепенно уменьшается с падением нагрузки.
Измерения количества теплоты, передаваемой в рубашку ци-
линдра, показали, что она незначительно увеличивается с увеличен
7 Заказ 2026.
97
Фиг. 38. Влияние вихревого отношения Q
число оборотов вихря \
----------------------------- на показа-
число оборотов вала двигателя/
тели двигателя при постоянном расходе то-
плива 4,55 л!час.
Фиг. 39. Индикаторные диаграммы при различных значениях ви-
хревого отношения Q:
I — й = 3,9; 2 — й = 7,65; 3 — й = 10,65; 4 — й = 12,5.
нием вихревого отношения, но так как пределы изменения оптималь-
ного вихревого отношения малы, а именно от 9 до 10,5, то нельзя
было ожидать заметной разницы в результатах.
Хотя эти испытания теперь в некотором отношении устарели,
тем не менее автор обращается к ним потому, что они очень ясно
Разрез по ДД
Разрез по ДД
Фиг. 40. Впускные каналы, имею-
щие направление для образования
воздушного вихря.
Фиг. 41. Впускные клапаны, ча-
стично заширмленные для образо-
вания воздушного вихря.
иллюстрируют важность подбора правильного соотношения между
воздушным вихрем и впрыском топлива.
В двигателе с тарельчатыми клапанами, расположенными вер-
тикально в головке цилиндров, образованию воздушного вихря
определенной интенсивности при впуске можно способствовать
путем тщательного подбора формы впускного канала или путем
постановки ширмы на части окружности тарелки впускного клапана
(фиг. 40 и 41); но в этом случае нельзя поддерживать вихрь доста-
7* 99
точной интенсивности при работе с однодырчатым распылителем, не
уменьшая значение коэффициента наполнения до неприемлемой
величины. Если, все-таки, решено использовать воздушный вихрь,
возникающий при впуске в четырехтактном двигателе с тарельчатыми
клапанами, то должна применяться многодырчатая форсунка,
а в интересах симметрии форсунка должна быть расположена
в центре цилиндра или очень близко от него, то есть между клапа-
нами, что несколько ограничивает диаметр клапанов и, следова-
тельно, пропускную способность.
СОЗДАНИЕ ВИХРЕВОГО ДВИЖЕНИЯ НА ХОДЕ СЖАТИЯ
Другим способом создания вихревого движения является образо-
вание его во время хода сжатия, но для этого необходимо весь воздух
или, по крайней мере, основную часть его, пропустить с высокой
Фиг. 42. Вихревая камера.
скоростью через одно или несколько ограниченных по сечению отвер-
стий в вихревую камеру (фиг. 42). Само по себе, это вызывает мало
возражений; но, одновременно, означает, что продукты сгорания
должны выходить из вихревой камеры через те же самые отверстия
(через которые входил воздух) с еще более высокой скоростью.
I Температура и давление при истечении продуктов сгорания имеют
максимальное значение, поэтому возникают значительные потери
теплоты в стенки отверстия, и чем больше интенсивность вихря, тем
больше потери. Потери теплоты можно уменьшить, используя тепло-
100
изолированную вставку, служащую в качестве регенератора теп-
лоты. В этом случае потери теплоты на нагрев вставки будут
частично использованы во время другой части цикла. Несмотря на
это, потери теплоты через поверхность камеры сгорания будут
больше, чем при вихревом движении в неразделенной камере
с непосредственным впрыском.
С другой стороны, при наличии вихревой камеры с форсункой,
имеющей однодырчатый распылитель, можно использовать большую
часть воздуха, оставшегося в цилиндре, и, вследствие этого получить
на двигателе более высокое среднее эффективное давление при без-
дымном выпуске. Так как в вихревой камере форсунка смещена к од-
ной стороне цилиндра, то появляется свободное место для размеще-
ния клапанов больших размеров и с более свободным входом; в ре-
зультате этого имеется возможность поддерживать необходимое
значение коэффициента наполнения, а следовательно, и среднего
эффективного давления до более высоких чисел оборотов вала.
Кроме того, в вихревой камере можно использовать штифтовую
форсунку, обладающую свойством самоочищаться.
ПРЕДКАМЕРА
Третий способ создания вихрей заключается в том, что движение
воздуха или возникает или ускоряется посредством повышения да-
вления от частичного сгорания. Одним из примеров такого способа,
который очень популярен в Германии, является применение так
называемой предкамеры,
в действительности совре-
менного варианта камеры
раннего двигателя «Броне».
При этом способе неболь-
шая отдельная ' камера
соединяется с основной
камерой сгорания через
несколько относительно
небольших отверстий г
(фиг. 43). Топливо впры- I
скивается в предкамеру, F
где начинается сгорание,
получившееся в резуль-
тате повышенное давление
выбрасывает с высокой
скоростью горящие ка-
Фиг. 43. Предкамера.
пельки вместе с воздухом и продуктами сгорания через
маленькие отверстия, создавая, в результате, сильную турбулиза-
цию воздуха в главной камере сгорания и распределяя в нем
смесь. В этом случае предкамера выполняет во многом те же функ-
ции, что и сжатый воздух в компрессорном двигателе, но в то же
время для получения нужного эффекта скорость горючей смеси при
выходе из предкамеры должна быть очень высокой, а следовательно,
101
получаются очень большие потери теплоты. Эта конструкция ка-
меры имеет то преимущество, что двигатель может работать с фор-
сункой, имеющей однодырчатый распылитель штифтового типа, но
обладает тем недостатком, что для получения полного эффекта отно-
сительно большая предкамера должна быть размещена центрально
в головке цилиндра, а такое расположение ее в двигателях с тарель
чатыми клапанами возможно только при использовании четырех
клапанов.
ВОЗДУШНО-ВСПОМОГАТЕЛЬНАЯ КАМЕРА
Еще одной формой камеры сгорания, которая применяется глав-
ным образом в Америке, является воздушно-вспомогательная камера.
Смесеобразование в этой камере подобно смесеобразованию в пред-
камере, по зависит от организованного
Фиг. 44. Воздушно-вспомогательная камера
сгорания.
воздушного вихря и имеет
свои определенные особен-
ности. В этой конструкции
камеры, хорошо извест-
ными примерами которой
являются акрокамера и
камера Ланова, приме-
няется отдельная камера,
известная как воздушно-
вспомогательная, которая
соединяется с основной
камерой сгорания через
узкую горловину. Однако
топливо впрыскивается не
в отдельную камеру; фор-
сунка располагается в
основной камере сгорания
и впрыскивает струю топ-
лива через это простран-
ство в открытую горло-
вину вспомогательной ка-
меры (фиг. 44). Процесс
сгорания при воздушно-
камерном смесеобразова-
нии несколько неясен. Ве-
роятно, что первые впрыснутые капли топлива проникают на неболь-
шое расстояние во вспомогательную камеру, что воспламенение имеет
место в начале именно внутри горловины, вызывая, таким образом, не-
большое повышение давления во вспомогательной камере, и поток
воздуха из нее устремляется в главную камеру; после этого, и в тече-
ние всего оставшегося процесса, сгорание, вероятно, быстро ко-
леблется около выхода из горловины вспомогательной камеры. То,
что сгорание в значительных размерах не происходит внутри вспо-
могательной воздушной камеры сгорания, доказывается относительно
низкой скоростью теплоотдачи в ее стенки.
102
Очевидно, что при воздушно-камерном смесеобразовании боль-
шая часть воздуха, заключенного во вспомогательной камере, сможет
взаимодействовать с топливом, а сгорание закончится, только при
значительном объеме цилиндра; следовательно, действительная
степень расширения уменьшается и, в результате, ограничиваются,
до некоторой степени, как коэффициент полезного действия, так и
мощность. С другой стороны, камера имеет компенсирующие преиму-
щества, заключающиеся в том, что она обеспечивает легкий пуск и
мягкость работы при низком максимальном давлении. Возможно,
что поэтому опа наиболее подходит для сравнительно небольших
двигателей средней форсировки, где может быть допущен относи-
тельно высокий расход топлива.
В Англии, которая зависит от импортного топлива, и в которой
экономия топлива стала существенным фактором, выбор системы
смесеобразования ограничивается системой с вихреобразованием
при впуске или при сжатии. Каждая система имеет свои собствен-
ные специфические преимущества и недостатки, и окончательный
выбор должен определяться, в основном, назначением двигателя.
Двигатель с непосредственным впрыском, использующий воз-
душный вихрь, возникающий при впуске, и многодырчатую фор-
сунку, имеет то преимущество, что он может работать с вихревым
движением меньшей интенсивности и, следовательно, потери теплоты
путем конвекции у пего меньше. Он имеет еще то преимущество, что
горящей смеси не нужно проходить через ограниченное по сечению
отверстие во время сгорания или расширения, и по этой причине
прямые потери теплоты у него также меньше; таким образом, дви-
гатель с непосредственным впрыском имеет более высокий индика-
торный к. п. д. благодаря более низким прямым потерям теплоты.
Он обладает также тем преимуществом, что в связи с меньшей ин-
тенсивностью воздушных вихрей меньше потери тепла во время хода
сжатия, отсюда достаточна более низкая степень сжатия, чтобы
обеспечить в конце сжатия температуру, необходимую для получения
вспышки при неблагоприятных условиях, как например, при холод-
ном пуске или при работе на высоких числах оборотов вала при
очень малых нагрузках.
Эти очень важные свойства обеспечивают для двигателей с не-
посредственным впрыском и вихреобразованием при впуске умень-
шение расхода топлива приблизительно на 10% по сравнению
с удельным расходом вихрекамерных двигателей.
Между этими двумя типами камер находится камера сгорания
типа «Комета III» (фиг. 45), в которой около 50% воздуха подвер-
гаются воздействию вихря, возникающего при сжатии, а остальные
50% остаются более или менее неподвижными в углублениях
в поршне и приходят в движение после начала сгорания. Двигатель
с камерой «Комета III», как можно было ожидать, имеет примерно
промежуточный индикаторный к. п. д. по сравнению с двигателем
с непосредственным впрыском и вихреобразованием при впуске и
чисто вихрекамерным двигателем, но, вследствие высокого коэф-
фициента наполнения, с одной стороны, и большего использования
103
воздуха, с другой, получаемая мощность значительно выше, чем
у любого другого двигателя. Однако, так как сгорание начинается
в вихревой камере и, следовательно, в воздухе, который благодаря
вихревому движению потерял некоторое количество теплоты, обычно
не обеспечивается такой хороший холодный пуск, как в двигателях
с непосредственным впрыском;
Фиг. 45. Камера сгорания «Комета III».
при пуске теплоизолированная
вставка, конечно, совершенно
холодная.
В четырехтактном двигателе
с непосредственным впрыском и
с тарельчатыми клапанами ка-
мера сгорания выполнена в
поршне. В практике исполь-
зуются различные формы камер
сгорания и во всех случаях
предъявляются претензии на их
выгодность. На фиг. 46 показа-
ны успешно применяющиеся
формы таких камер. Все зави-
сит, в большей или меньшей
степени, от комбинации орга-
низованного воздушного вихря,
полученного во время впуска,
с большей или меньшей вели-
чиной вихря от вытеснения,
который служит как для усиле-
ния вихря, так, вероятно, и
для получения водоворота,
придающего воздуху спираль-
ное движение. Значительные
сомнения возникают в отноше-
нии точного влияния вихря от
вытеснения и, как обычно, там,
где существуют сомнения, изо-
билуют теории. Определенным
является то, что вихрь от вы-
теснения играет важную роль, так как все двигатели с непосредст-
венным впрыском очень чувствительны к зазору между плоской
частью поршня и головкой, от которого зависит интенсивность
вихря вытеснения.
Тот факт, что появилось такое большое количество различных
форм камер сгорания, которые при хорошей доводке дают почти
одинаково хорошие результаты, ясно показывает, что именно со-
ответствие движения топлива и воздуха более важно, чем движение
каждого из них в отдельности. Ясно, что во время процесса сгорания
необходимо стремиться привести возможно наибольшую часть воз-
духа в соприкосновение со струями топлива, а это зависит как от
числа и направления струй топлива, так и от пути и скорости воз-
духа. Так как последнее всегда довольно неопределенно, то в зна-
104
чительной степени приходится прибегать к методу последовательного1
приближения. Можно использовать определенный распылитель
с распыливающими отверстиями, расходящимися под некоторым
определенным углом, а затем опытным путем найти форму камеры
сгорания, которая обеспечивает наиболее эффективный характер
воздушного потока, или, наоборот, можно использовать определен-
ную форму камеры сгорания, и затем найти опытным путем наиболее
эффективное расположение топливных струй. Практически наиболее
приемлемым решением будет то, которое позволит использовать,
наибольшую часть воздуха с минимальным числом топливных струй,
и минимальной интенсивностью воздушного вихря.
Фиг. 46. Различные типы камер сгорания с непосредственным
впрыском.
В двигателе с непосредственным впрыском и с тарельчатыми кла-
панами непрактично применять теплоизолированную встацку в ка-
честве средства для повышения температуры, давления сжатия и,
таким образом, сокращения периода задержки воспламенения, так
как еще не найден удовлетворительный способ крепления такой
вставки к поршню, движущемуся возвратно-поступательно с высо-
кими скоростями; кроме того, нельзя допустить также увеличение
веса возвратно движущихся частей добавочным весом этой вставки;,
более того, горячая вставка, закрепленная на поршне, будет на-
ходиться на пути входящего воздуха и передавать ему часть теплоты,
что совершенно нежелательно, так как это средство повышения
температуры неизбежно приводит к понижению коэффициента на-
полнения. Как следствие сказанного выше, период задержки вос-
йламенения получается несколько большим, а повышение давления,,
следующее за периодом задержки воспламенения, — как более
высоким, так и более быстрым, чем в двигателе с вихреобразованием
при сжатии; в результате, хотя и может быть применена более низкая
степень сжатия, максимальное давление, в конечном счете, остается
105
неизменным или вообще значительно повышается. На фиг. 47 пока-
заны типичные индикаторные диаграммы, снятые с одного двигателя
при одинаковых числах оборотов и среднем индикаторном давлении:
А — при работе с вихревой камерой и В — с непосредственным
впрыском и воздушным вихрем, образующимся при впуске.
Фиг. 47. Типичные индикаторные диаграммы:
А — вихрекамерного двигателя; В — двигателя с непосредственным
впрыском.
Фиг. 48. Теплоизолированная
вставка в камере сгорания дви-
гателя с гильзовым газораспре-
делением.
В четырехтактном двигателе с гильзовым газораспределением
или в двухтактном, в которых камера сгорания расположена в не-
подвижной головке цилиндра и удалена с пути поступающего воз-
духа, возможно применение теплоизолированной вставки в двига-
телях с непосредственным впрыском,
и можно сочетать, таким образом,
достоинства вихрекамерного двига-
теля в части короткого периода
задержки воспламенения, малого
повышения давления и мягкой ра-
боты с низкими тепловыми потерями
и высоким индикаторным к. п. д.
двигателя с непосредственным впры-
ском (фиг. 37 и 48); по в четырех-
тактном двигателе с тарельчатыми
клапанами пути успешного достиже-
ния этой цели еще не найдены.
В двигателях с непосредствен-
ным впрыском при использовании
форсунка располагается в головке
многодырчатого распылителя
цилиндра центрально или близко к центру. Если форсунка будет
смещена относительно шарового углубления в поршне, то необхо-
димо асимметричное положение струй; кроме того, струи должны
быть различных размеров и длин, чтобы получить дальнобойность,
106
соответствующую различным радиусам камеры сгорания, поэтому
угловое положение сопла форсунки должно быть очень точным.
Если шаровое углубление в поршне будет смещено па значи-
тельную величину, то форма воздушного вихря будет нарушаться
несимметричным вихрем от вытеснения; в этом случае организован-
ное движение воздуха будет переходить в общую турбулизацию.
Если будет иметь место значительное смещение форсунки относи-
тельно шарового углубления, или шарового углубления относи-
тельно оси цилиндра, то в любом случае проблема соответствия дви-
жения топлива и воздуха будет намного усложнена и станет почти
неразрешимой.
При двух клапанах в цилиндре даже при очень небольших его
размерах, не допуская перекрытия головками клапанов расточки
цилиндра, можно обеспечить пропускную способность, достаточную
для скорости поршня 10 м/сек и, несмотря на это, еще остается
достаточное проходное сечение между клапанами для охлаждения.
Однако, если форсунка должна быть расположена центрально, а, сле-
довательно, между двумя клапанами, то или площадь последних
должна быть значительно уменьшена, или необходимо прибегнуть
к перекрытию клапанами расточки цилиндра. В первом случае
пропускная способность будет значительно снижена и даже при ис-
пользовании цилиндров относительно больших размеров будет,
вероятно, достаточна лишь для работы со скоростью поршня не
более 8,15—8,65 м/сек; она будет также быстро уменьшаться с умень-
шением размеров цилиндра, поскольку существует нижний предел
размеров форсунки и толщины стенок впускного и выпускного па-
трубков. Этот недостаток можно несколько уменьшить, смещая кла-
паны и форсунки в противоположных направлениях, но возможности
в этом направлении ограничены.
Если головки клапанов перекрывают расточку цилиндра, то
образуются карманы с воздухом, в которые топливо не проникает;
это вызывает возражение и с конструкторской точки зрения, осо-
бенно, когда применяется Вставная гильза, так как в ней необходимо
делать вырез.
В случае небольшого напряженного двигателя с непосредствен-
ным впрыском, так же как и в случае предкамерного двигателя, су-
ществуют, по-видимому, большие возможности для использования
четырех клапанов на цилиндр, даже, если это должно увеличить
стоимость и сложность конструкции двигателя.
В двигателе с непосредственным впрыском и тарельчатыми кла-
панами, в связи с ограниченным вихреобразованием, приходится
применять многодырчатую форсунку. В небольшом двигателе размер
отдельных отверстий форсунки получается небольшим, например,
меньше 0,25 мм при размере цилиндра около 127 мм. Такие отвер-
стия часто засоряются частицами металла или песка, приносимыми
с топливом, или частицами образовавшегося нагара.
Применение • тонкой фильтрации топлива предохраняет топлив-
ную систему от этих частиц, хотя всегда остается опасность
засорения посторонними частичками, окалиной и т. д., остающимися
107
в системе между последним фильтром и форсуночными отвер-
стиями.
Что касается образования нагара, то оно происходит по следую-
щим двум причинам: '
1) подтекание форсунки при замедленном закрытии иглы фор-
сунки;
2) высокий нагрев топлива, остающегося в канале распылителя^
Эти причины в значительной степени могут быть устранены уве-
личением силы затяжки пружины форсунки, которая обеспечивает:
а) достаточно резкую отсечку в конце впрыска;
б) поддержание очень высокой скорости истечения через сопло-
вые отверстия распылителя, необходимой для того, чтобы смыть-
частично образовавшийся нагар.
По этим причинам в двигателях с непосредственным впрыском
принято усилие предварительной затяжки пружины иглы форсунки
не менее 175 кг/см2. Такие значительные начальные нагрузки, до-
бавляемые к высокому сопротивлению, которое представляют сами
отверстия распылителя, создают высокое напряжение в топливо-
подающей системе и делают ее очень чувствительной как к упругости
самого топлива (которое, даже совершенно свободное от газов, имеет
модуль упругости около 500000), так и к упругости трубок высокого
давления и т. д. Более того, чем меньше отдельные отверстия распы-
лителя, тем выше давление, требуемое для обеспечения необходимой
дальнобойности капель топлива, и тем тоньше его распыливание.
Как уже выяснено, чем меньше размеры капель и больше их
число, тем больше скорость повышения давления после воспламене-
ния; следовательно, при прочих равных условиях, чем выше давле-
ние в топливной системе, тем более жестко работает двигатель, но,
в то же время, тем легче его холодный пуск.
В двигателях с непосредственным впрыском, хотя для смесеоб-
разования и используется воздушный вихрь, смесеобразование не
может быть эффективным, если топливные струи пе имеют достаточ-
ной энергии для проникновения в камеру сгорания за короткий
промежуток времени, отводимый для этого. Так как направления
движения воздуха и топлива находятся под более или менее прямым
углом одно к другому, движение воздуха пе будет способствовать
проникновению топлива, и вследствие этого необходимо рассчиты-
вать только на давление топлива. Однако при очень незначительных
отверстиях распылителя увеличение давления топлива до опреде-
ленного значения вызовет усиление распыливания заметнее, чем
увеличение дальнобойности и, в конечном счете, наступит предел
достижимой дальнобойности. Действительно, длина пути, на кото-
рую топливный факел может проникнуть, имеет, в конечном счете,
некоторое отношение к размерам отверстий распылителя, но вообще
говоря, чем меньше размеры цилиндра, тем больше трудность в обес-
печении достаточного проникновения факела.
Все предыдущие рассуждения указывают на желательность
использования отверстий распылителя наибольших размеров и,
следовательно, минимально возможного их числа.
108
Ясно, что в вихрекамерном двигателе нет предела интенсивности
вихря, который можно получить, так как интенсивность опреде-
ляется только формой и площадью поперечного сечения соедини-
тельного канала; следовательно, можно применять однодырчатую
форсунку, предпочтительно штифтового или самоочищающегося
типа, но в любом случае с относительно большим диаметром сопло-
вого отверстия. Так как в вихревой камере нужно только довольно
грубое распыливание, то не требуются высокие давления топлива
или сильная предварительная затяжка пружины форсунки; поэтому
давление в топливоподающей системе понижается, а точность мо-
мента начала и продолжительности впрыска меньше зависят от
длины и емкости топливопровода или упругости топлива и т. д.
Кроме того, так как форсунка сдвинута к одной стороне головки
цилиндра, она не ограничивает размер клапанов, которые можно
применить; следовательно, пропускная способность двигателя может
быть намного увеличена.
Все эти свойства обеспечивают значительные преимущества,
которые по важности относительно увеличиваются при уменьшении
размера цилиндра.
С другой стороны, имеется значительная потеря теплоты в стенки
камеры сгорания и особенно в стенки соединительного канала во
время перетекания продуктов сгорания из вихревой камеры в ци-
линдр. Этот недостаток свойственен, к сожалению, всем вихрека-
мерным двигателям. Чтобы получить необходимую интенсивность
вихревого движения, должны подать воздух во время сжатия под
давлением через узкий канал, а* во время сгорания и расширения газы
снова должны пройти через тот же самый канал, если не исполь-
зуются какие-либо средства для мгновенного устранения канала
ограниченного сечения в начале сгорания; причем этот канал ограни-
ченного проходного сечения снова необходимо иметь на месте перед
следующим ходом сжатия, что едва ли практически возможно.
Потери в канале компенсируются турбулизацией, служащей для
улучшения перемешивания топлива с воздухом и завершения под-
готовки процесса сгорания, которую воздушный вихрь не всегда
может осуществить. Потеря теплоты в соединительном канале до
некоторой степени может быть уменьшена выполнением этого канала
в отдельной вставке, изолированной от головки цилиндра незначи-
тельным воздушным промежутком. Так, в вихревой камере типа
•«Комета» нижняя половина сферы, заключающая соединительный
канал, выполнена в виде отдельной части из жаростойкой стали и
соприкасается с цилиндром только по установочному пояску.
Обычно предполагается, что насосные потери, включающие работу
на перетекание воздуха через соединительный канал, являются причи-
ной заметной затраты мощности; попытка объяснения этого предполо-
жения основана на том, что при повертывании вала двигателя полу-
чаются более высокие кажущиеся общие потери трения. Однако эти
потери скорее получаются в связи с отрицательной величиной работы
цикла сжатие-расширение, а не в связи с насосными потерями.
Отрицательная величина этой работы объясняется потерей теплоты
109
во время тактов сжатие-расширение, так как при повертывании
вала двигателя стенки канала относительно холодные. Фактически
действительные насосные потери, отделенные от тепловых потерь,
кажется, должны быть незначительными.
При работе теплоизолированная нижняя вставка имеет темпера-
туру в пределах от 450 до 700° в зависимости от числа оборотов вала
и нагрузки, т. е. во всех случаях, за исключением холодного пуска и
продолжительной работы на холостом ходу, температура вставки
будет выше нормальной температуры в конце сжатия, по, конечно,
значительно ниже температуры сгорания. Поэтому вставка служит
в качестве регенератора теплоты поглощая теплоту во время сгора-
Фиг. 49. Диаграммы изменения температуры горячей
вставки.
ния и расширения и возвращая его воздуху при ходе сжатия. На
фиг. 49 показаны типичные диаграммы изменения действительной
температуры горячей вставки, измеренной с помощью термопары?
(положение термопары во вставке отмечено крестиком) при работе-
с постоянным средним индикаторным давлением, равном Pi =
= 8,8 кг/см2, на переменных числах оборотов — 1 и на постоянном
числе оборотов вала, равном 1500 в минуту, но при переменйом
среднем эффективном давлении — 2. Испытания были произведены
с вихревой камерой типа «Вирлпул», на двигателе с D = 121 мм\
S = 140 мм, при е = 17. В этой конструкции камеры сгорания
температурный уровень теплоизолированной вставки выше на всем
диапазоне оборотов и нагрузки, но характер изменения температуры
точно такой же, как и у камеры типа «Комета». Поскольку нормаль-
ная температура в конце сжатия, соответствующая степени сжатия
17, равна приблизительно 500°, то очевидно, что почти при всех.
НО
условиях работы температура горячей вставки будет выше макси-
мальной температуры в конце сжатия и, конечно, намного выше
температуры в цилиндре в то время процесса сжатия, когда расход
воздуха через канал максимальный, т. е. между 30 и 10° до в. м. т.
Более того, так как температура теплоизолированной вставки по-
вышается с увеличением числа оборотов вала, это свойство ее спо-
собствует изменению характера протекания процесса сгорания
в соответствии с оборотами вала. На фиг. 50 показано изменение
периода задержки воспламенения по времени тс и в градусах тф
угла поворота коленчатого вала
при увеличении числа оборотов
в пределах от 500* до 2000 в
минуту. В этом случае испыта-
ния проведены на двигателе с
с = 16 ис камерой типа
«Вирлпул», но они в равной
мере применимы и к камере
«Комета».
Значит, действие теплоизо-
лированной вставки заключает-
ся в следующем:
1) благодаря высокой тем-
пературе поверхности вставки
устраняются потери теплоты
во время перетекания из ци-
линдра в вихревую камеру при
всех условиях, за исключением
холодного пуска;
2) повышается температура в
конце сжатия при любой данной
степени сжатия без уменьшения
коэффициента наполнения;
Фиг. 50. Изменение задержки воспла-
менения в зависимости от числа оборо-
тов вала для топлива с цетановым чи-
слом 40.
3) температура ее поверхности всегда достаточно высока, чтобы
предотвратить прилипание и отложение нагара. Это свойство ста-
новится тем более важным, чем выше содержание золы в топливе;
4) когда горящие капли попадают на относительно холодную
поверхность, горение приостанавливается, и продукты частичного
окисления, например, альдегиды, становятся устойчивыми, прида-
вая выпускным газам очень острый и едкий запах. Как только тем-
пература поверхности, на которую может попасть струя, будет
намного выше температуры воспламенения топлива, устойчивые
продукты частичного окисления образовываться не будут, и выпуск
будет почти без запаха.
Однако, чтобы теплоизолированная вставка была вполне эффек-
тивна, она не должна находиться на пути поступающего воздуха и
передавать ему теплоту.
Несмотря на множество попыток до сих пор еще не разработан
вполне удовлетворительный способ измерения вихревого отноше-
ния в вихрекамерном двигателе, как это было сделано в двигателе
111
с гильзовым газораспределением. Тем не менее на основании опыта,
полученного на двигателе с гильзовым газораспределением, путем
последовательного приближения легко получить как оптимальное
вихревое отношение, так и соотношение между вихревым отноше-
нием и скоростью впрыска топлива, так как вихревое отношение при
желании может изменяться в широких пределах путем изменения
проходного сечения соединительногЪ канала.
Более трудным оказалось определить оптимальное направление
струи топлива; для этой цели были изготовлены несколько головок
цилиндров с различным расположением форсунки, при этом сама
форсунка монтировалась в сферическом держателе и таким обра-
зом ей могло быть придано любое направление. Опыты показали,
что лучшие результаты получаются при впрыске топлива по напра-
влению движения воздуха, причем ось струи должна проходить при-
близительно посредине радиуса сферы и должна быть направлена
в точку около входа канала, считая против направления потока
воздуха.
Что касается процесса сгорания, то существует доказательство,
что воспламенение начинается среди капелек около дальнего конца
факела (что и нужно было ожидать), так как в этом месте находятся
капельки, поступившие первыми и наиболее длительно подвергав-
шиеся воздействию воздуха при высокой температуре. Так как тем-
пература повышается, горение распространяется к основанию фа-
кела, и капли топлива, поступившие в последнюю очередь, воспла-
меняются на очень близком расстоянии от форсунки. В связи с тем,
что струя топлива направлена по вращению воздушного вихря,
продукты сгорания повсюду уносятся по ходу топливного факела.
Если впрыск направить против направления вращения вихря, то
вследствие значительно более высокой относительной скорости и,
следовательно, большей скорости теплообмена между капельками
топлива и воздухом, воспламенение начнется намного раньше, пе-
риод задержки воспламенения сократится, и пуск двигателя в хо-
лодном состоянии намного улучшится; но при противоположном
направлении потоков воздуха и топлива продукты сгорания перено-
сятся обратно навстречу факелу топлива, препятствуя горению ча-
стиц топлива, поступивших в последнюю очередь. Таким образом,
впрыск против потока дает хороший пуск в холодном состоянии и
мягкую работу на малых нагрузках, но при более высоких нагруз-
ках выпуск становится дымным, и благодаря неполному сгоранию
быстро падает к. п. д. При впрыске, направленном через центр сферы,
получается почти то же самое, то есть холодный пуск улучшается,
а максимальная мощность и к. п. д. понижаются.
Эти наблюдения привели к конструкции форсунки, которая по-
лучила известность как форсунка «Пинтейкс», сконструированной
*с такой целью, чтобы получить боковой впрыск против направления
вихря несколько раньше главного впрыска, направленного по на-
правлению вращения вихря. Форсунка «Пинтейкс» является изме-
ненной формой штифтовой форсунки, но с боковым отверстием,
просверленным под углом и направленным или против направления
112
вращения вихря или через центр сферы, как показано на фиг. 51.
Когда игла форсунки начинает подниматься, боковое отверстие от-
крывается, а главное сопло остается частично закрытым штифтом;
в результате топливо подается через боковое отверстие. При пуско-
вых числах оборотов, а именно ниже 120 в минуту, главный штифт
полностью не поднимается, и через боковое отверстие подается зна-
чительная часть топлива, направленного против вращения вихря,
а при всех нормальных рабочих числах оборотов вала штифт подни-
мается полностью, и через боковое отверстие подается только очень
Фиг. 51. Форсунка «Пинтейкс» и графики, показывающие зависимость подачи
топлива на цикл от числа оборотов п вала двигателя и пп валика топливногс
насоса:
1 — полная подача при максимальной мощности двигателя; 2 — подача через сопло распы
лителя; з — подача через вспомогательное боковое отверстие.
незначительная часть топлива, что видно на фиг. 52 и 53, на кото-
рых показаны фотографии топливных факелов в условиях пуска и
полной нагрузки.
Результатом этого является значительное улучшение холод-
ного пуска: двигатель может пускаться из холодного состояния при
той же скорости вращения, но при наружной температуре на 20—25°
ниже, чем с нормальной штифтовой форсункой. Форсунка «Пин-
тейкс», так же как все многодырчатые форсунки, имеет тот недоста-
ток, что боковое отверстие может засоряться; следовательно, не-
обходимо такое же высокое качество фильтрации топлива, как и
в двигателях с непосредственным впрыском, но с той разницей,
что если боковое отверстие засорится, это заметно отразится липц>
на холодном пуске, а в многоцилиндровом двигателе требуется,
чтобы засорилось большинство форсунок, прежде чем это заметно
отразится даже на холодном пуске.
В конструкции вихрекамерного двигателя типа «Комета» в вих-
ревую камеру сначала перепускался почти весь воздух из цилиндра,
так как было логично предположить, что воздух может эффективно
использоваться только внутри камеры.
8 Заказ 2026. 113
Необходимость в достаточном конструктивном зазоре между
поршнем и головкой цилиндра, а также под головками клапанов,
делает невозможным выполнить вихревую камеру объемом более-
70—80% общего объема камеры сгорания; чем выше степень сжатия,
или чем меньше двигатель, тем больше часть воздуха, находящегося
вне камеры, который явно невозможно использовать. Однако иссле-
дования камеры типа «Комета», которая имела объем более 80%
объема камеры сжатия, показали, что двигатель работает с совер-
шенно чистым выпуском. Таким образом, это указывает на то, что,
Фиг. 52. Впрыск форсункой «Пин-
тейкс» при пуске двигателя.
Фиг. 53. Впрыск форсункой «Пин-
тейкс» при работе двигателя на
полной нагрузке.
по крайней мере, некоторая часть тонкого слоя воздуха над порш-
нем должна оказывать заметное влияние. Наблюдения подобного
рода привели к конструкции камеры сгорания «Комета III», в кото-
рой около 50% воздуха размещается в чашеобразных углублениях
в днище поршня, а остальной воздух подается в вихревую камеру.
Поэтому несколько менее 50% общего воздуха перетекает в вихре-
вую камеру и обратно, а потери теплоты путем теплопередачи сокра-
щаются приблизительно наполовину.
Чтобы получить лучшее использование воздуха в выемках поршня,
они устраиваются в форме чашевидных впадин. От краев впадин
отходит короткий канал, ведущий к вихревой камере (фиг. 54).
Топливо впрыскивается однодырчатой штифтовой форсункой в вихре-
вую камеру обычным способом и воспламеняется. Получающееся
в результате повышение давления заставляет вытекать из вихревой
114
вращающиеся в противополож-
движется по кругу впереди по-
Фиг. 54. Движение воздуха в углуб-
лениях поршня на двигателе с ка-
мерой сгорания «Комета III».
камеры по каналу еще горящие капельки вместе с некоторым коли-
чеством воздуха и продуктами сгорания, пока они не встретят вы-
ступ, разделяющий две впадины; здесь поток разделяется на два,
образуя в каждой впадине вихри,
ных направлениях так, что воздух
тока горячей смеси, и, таким
образом, внутрь и поперек по-
тока, выходящего из канала.
Благодаря этому была обеспечена
возможность использовать до 90%
общего количества воздуха при
бездымном выпуске и получить
в двигателе без наддува среднее
индикаторное давление свыше
11,2 кг/см2.
В камере «Комета III» возду-
шный вихрь в вихревой камере
образуется механическими сред-
ствами, в то время как во впади-
нах в поршне вихрь образуется
исключительно выбрасываемыми
с высокой скоростью из вихревой
камеры продуктами горения, как
и в предкамерном двигателе, с
той только разницей, что соединительный канал у вихревой камеры
намного больше, а внутри и вне основной камеры используется
организованный воздушный вихрь вместо общей турбулизации при
предкамерном смесеобразовании.
В результате камера «Комета III» обеспечивает средние резуль-
таты между двигателями с обычной вихревой камерой и двигателями
с непосредственным впрыском и, как можно было предположить,
ее индикаторный к. п. д. лежит между значениями к. п. д. этих двух
двигателей, но вследствие лучшего использования воздуха мощность
двигателя с камерой «Комета III», больше мощности любого из этих
двигателей. На фиг. 55 показаны сравнительные кривые удельного
8*
115
расхода топлива одного и того же шестицилиндрового четырех-
тактного двигателя с D =121 мм, S = 140 мм при п = 1400 об/мин,
когда на двигателе установлены:
А — головка цилиндров и поршень для непосредственного
впрыска с образованием воздушного вихря при всасывании и много-
дырчатая форсунка;
В — головка с нормальной камерой «Комета», поршень с плоским
днищем, отдельная вихревая камера сгорания с образованием воз-
душного вихря при сжатии;
С — головка и поршень типа «Комета III».
Во всех случаях, как степень сжатия е = 16, так и фазы газорас-
пределения были одинаковые.
На фиг. 56 показаны сравнительные диаграммы удельного рас-
хода топлива в зависимости от числа оборотов вала при одинаковом
Фиг. 56. Сравнительные кривые изменения удельного рас-
хода топлива:
А — камера сгорания «Комета»; В — камера сгорания «Комета III»;
С — неразделенная камера сгорания с непосредственным впрыском.
среднем эффективном давлении, равном 5,6 кг/см^ для шестицилин-
дрового четырехтактного двигателя D = 121 мм, S = 140 мм.
На фиг. 57 показан поперечный разрез восьмицилиндрового
двигателя типа «Комета III» D = 137 мм, S = 152 мм, сконструи-
рованного в лаборатории автора во время последней войны.
На фиг. 58 показана универсальная характеристика этого дви-
гателя; на характеристике штриховая линия соответствует работе
на пределе дымления.
Характерным свойством двигателя типа «Комета» и большин-
ства вихрекамерных двигателей с однодырчатой форсункой является
то, что выпуск остается совершенно бездымным, а удельный расход
топлива низким почти до предела среднего эффективного давления,
после этой точки любое дальнейшее увеличение подачи топлива
вызывает появление дымного выпуска и небольшое дальнейшее
увеличение мощности или вообще не дает увеличения ее.
116
’ Фиг. 57. Поперечный разрез 8-цилиндрового V-образного двигателя.
117
Так на фиг. 59 показана типичная кривая изменения удельного
расхода топлива в зависимости от нагрузки для относительно боль-
шого экспериментального двигателя «Комета III» с D = 178 мм
Фиг. 58. Универсальная характеристика 8-цилипдрового двигателя:
1 — граница дымления.
Фиг. 59. Изменение удельного расхода топлива в зависимости от нагрузки
для двигателя ЕХ239 «Комета III»:
а — граница дымления.
и S = 197 мм при работе с постоянным числом оборотов вала, рав-
ным 1000 в минуту.
До среднего эффективного давления 8,8 кгкм? выпуск полностью
прозрачный на стандартном фоне, но свыше этого значения ре лю-
бое дальнейшее увеличение подачи топлива дает только дымный
118
Фиг. 60. Камера сгорания типа
«Вирлпул».
выпуск и очень небольшое дальнейшее увеличение среднего эффек-
тивного давления.
Камера сгорания типа «Комета III» была сконструирована для
получения максимально возможной мощности при бездымном вы-
пуске в сочетании с умеренно низким расходом топлива и мягкой
работой двигателя, но основное внимание уделялось достижению
максимума мощности.
Для того чтобы двигатель легко пускался в холодном состоянии
и имел бы очень мягкую и бесшумную работу, в лаборатории автора
была разработана разновидность вихрекамерного двигателя, кото-
рая стала известна, как двигатель типа «Вирлпул» (фиг. 60). В этом
случае вихревая камера представ-
ляет собой сплюснутую сферу,
а вихрь образуется двумя кана-
лами, выполненными в теплоизо-
лированной вставке. Топливная
струя из однодырчатой штифтовой
форсунки проходит точно через
центр камеры и направлена к
входу первого по ходу вихря
канала. Идеи, заложенные в кон-
струкции этой формы камеры,
следующие.
Как указывалось выше, во
время исследований камеры типа
«Комета» было найдено, что хоро-
ший холодный пуск и очень мяг-
кая работа двигателя могут быть
достигнуты, когда топливная
струя направлена через центр
сферы на выход из канала, так,
что вершина факела должна встре-
тить поток наиболее горячего
воздуха, т. е. воздуха, который
последним входит в канал. Однако
было установлено, что при этих
обстоятельствах выпуск становится
дымным даже при очень низкой мощности, так как продукты сгорания
уносятся обратно к топливному факелу и препятствуют горению. В
камере «Вирлпул» предусматриваются два канала, и струя топлива
направлена к выходу первого из них по ходу вихря, а перемешивание
продуктов сгорания с топливом предотвращается потоком свежего
воздуха из второго канала, который вытекает позади струи и уносит
продукты сгорания. Поэтому при применении камеры Вирлпул
сочетаются преимущества хорошего холодного пуска и мягкой ра-
боты двигателя вследствие короткого периода задержки воспламе-
нения с достаточно высокой мощностью, хотя и не такой высокой,
как при применении камеры типа «Комета». Использование двух
каналов увеличивает прямые тепловые потери; поэтому к. п. д.
119
неизбежно будет немного меньше, чем у камеры типа «Комета», и
значительно меньше, чем у двигателей с непосредственным впрыском
или с камерой «Комета III». Однако в небольших двигателях лег-
кость пуска, мягкая и спокойная работа и возможность использо-
вания различных сортов топлива часто более важны, чем топливная
экономичность и мощность на уровне лучших образцов двигателей.
В камере типа «Вирлпул» оказалось невозможным использовать
такую большую часть воздуха при чистом выпуске, как в камерах
типа «Комета», а переход от чистого к дымному выпуску не такой
резкий, и в этом отношении она имеет более близкое сходство с не-
посредственным впрыском.
Фиг. 61. Изменение показателей работы небольшого двигателя с камерой
«Вирлпул»:
сплошные линии — при 1200 об/мин, штриховые линии — при 1500 об/мин; а — граница
дымления.
На фиг. 61 показаны характеристики небольшого четырех-
цилиндрового двигателя с D = 95 мм и S =114 мм, которые можно
считать типичными для двигателей с камерой типа «Вирлпул».
На фиг. 62 показаны индикаторные диаграммы, снятые при пере-
менных числах оборотов вала и крутящем моменте, но при неизмен-
ном опережении впрыска, из которых видно, что период задержки
воспламенения можно, по-видимому, не принимать во внимание,
а скорость нарастания давления после воспламенения такая же низ-
кая, как и в обычном бензиновом двигателе, или даже ниже; от-
сюда — мягкость работы и отсутствие стуков, присущих дизелю.
Автор сконцентрировал свое внимание на двух типах вихрека-
мерных двигателей, с развитием которых ему в основном пришлось
120
иметь дело. Существует много других конструкций вихревых камер,
которые отличаются только в деталях, в то время как ко всем им
применимы те же самые общие выводы и большинство показателей.
Кажется, что из всех рассмотренных типов камер сгорания ка-
мера неразделенного типа наиболее подходит для применения на
двигателе с гильзовым газораспределением, так как:
1) в этом двигателе хорошо
сочетается неразделенная камера
с однодырчатой форсункой, кото-
рая может быть самоочищающе-
гося штифтового типа;
2) неразделенная камера сгора-
ния может быть расположена в
головке цилиндра, где она при
наличии водяного охлаждения
может лучше охлаждаться, чем в
поршне; поэтому поршень будет
иметь намного меньшую поверх-
ность, подверженную воздействию
горячих газов, и следовательно,
намного холоднее;
3) камера сгорания располо-
жена в неподвижной детали, что
позволяет применить теплоизоли-
рованную вставку и получить вы-
годы, которые она обеспечивает;
4) положение форсунки таково,
что она может хорошо охлаж-
даться и не будет ухудшать напол-
нение двигателя.
Все эти преимущества очень
важны, и результаты, полученные
на доведенных двигателях этого
типа как при испытании, так и
в условиях весьма продолжитель-
ной и тяжелой эксплуатации,
показали, что они вполне удовле-
творительны.
Преимущества двигателя с вос-
пламенением от сжатия с гиль-
зовым газораспределением наи-
лучшим образом заметны при боль-
ших размерах, т. е. при диа-
метре цилиндра, равном 127 мм и
выше; такой двигатель менее при-
Фиг. 62. Индикаторные диаграммы
небольшого двигателя «Вирлпул»:
А — диаграммы при нормальной работе,
опережение впрыска 18,5° до в. м. т.,
продолжительность впрыска 30°; Б — диа-
граммы при повертывании вала: >
1 — п = 2000 об/мин; ре = 7,0 кг{см2,
2 — п = 900 об/мин; ре = 7,0 кг/см2;
3 — п = 600 об/мин, ре = 6,3 кг1см2; В —
диаграммы при нормальной работе, опере-
жение впрыска 25° до в. м. т., продолжи-
тельность впрыска 30°; 4— ре=7,0 кг/сма;
5 — ре = 5,95 кг/см2; 6 — ре =3,15 кг/см2;.
Г — диаграмма при повертывании вала.
годен для случая с меньшими размерами цилиндра, которые поль-
зуются наибольшей популярностью в настояшее время, по следую-
щим причинам:
1) по сравнению с двигателем с тарельчатыми клапанами потери
от утечек в двигателях с гильзовым газораспределением больше.
121
Так как утечки происходят через гильзу, то следует, что, если раз-
меры цилиндра уменьшены наполовину, возможность утечек умень-
шается тоже наполовину, а объем цилиндра уменьшается в 8 раз.
При диаметре цилиндров порядка 152 мм или выше потери от уте,-
чек незначительны, но когда диаметр уменьшается наполовину,
утечки составляют значительную часть, особенно во время холод-
ного пуска;
2) при работе на холостом ходу температура выпуска недоста-
точна для испарения или горения смазочного масла, которое может
вытекать из гильзы. Следовательно, масло собирается в выпускных
окнах или в выпускном поясе до тех пор, пока двигатель не будет
нагружен, и тогда появляется облако голубого дыма. Действительное
количество масла, которое может собираться таким путем, незна-
чительно, но уже незначительное количество дает при сгорании клубы
синего дыма. Этот недостаток серьезен только в случае авто-
мобильного двигателя, который по необходимости значительное
время работает на холостом ходу, и в котором дымный выпуск с за-
пахом особенно нежелателен.
С другой стороны, результаты работы нескольких двигателей
с воспламенением от сжатия и гильзовым газораспределением, кото-
рые находились в эксплуатации в течение 15—20 лет на электростан-
циях и на насосных установках, показали их высокую экономич-
ность и низкие эксплуатационные расходы.
ГЛАВА VIII
ХОЛОДНЫЙ ПУСК ДВИГАТЕЛЕЙ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ
ОТ СЖАТИЯ
Проблема пуска двигателей с воспламенением от сжатия в настоя-
щее время является очень серьезной, особенно, когда невозможно
применение электрических или механических средств пуска и не-
обходимо использовать ручной пуск; именно для обеспечения на-
дежного пуска вынуждены применять степень сжатия выше, чем
она была бы желательна по другим соображениям. Даже в этом слу-
чае создаются условия или при очень низкой окружающей темпе7
ратуре, или при сильно изношенной цилиндровой гильзе, или при
наличии утечек через клапаны, при которых ручной пуск без вспо-
могательных средств для воспламенения смеси или уменьшения
утечек газов становится невозможным.
Рассмотрим сначала условия, существующие, когда двигатель
пускается в холодном состоянии.
В двигателе с воспламенением от сжатия воспламенение зависит
от температуры и давления сжатого воздуха в камере сгорания, где
сначала образуется, а затем воспламеняется оболочка пара, окру-
жающая каждую каплю топлива. Прежде всего температура должна
быть достаточно высокой, чтобы она на достаточную величину пре-
вышала температуру самовоспламенения топлива. Кроме того,
давление должно быть достаточно высоким, чтобы обеспечить хо-
роший контакт капли топлива с воздухом и, таким образом, быструю
передачу теплоты из воздуха к поверхности жидкого топлива. Время,
необходимое для развития воспламенения, будет зависеть от раз-
ности температур, которую можно обеспечить. Если разница будет
слишком малой, то даже, если температура воздуха будет выше
температуры самовоспламенения топлива, время, необходимое для
воспламенения, все же может быть настолько большим, что поршень
начнет обратный ход, а температура — опять падать прежде, чем
произойдет воспламенение.
При очень низких числах оборотов вала потери теплоты в хо-
лодные стенки цилиндра во время сжатия будут очень большими,
так же как и утечки через поршневые кольца или клапаны; следо-
вательно, всегда существует минимальное число оборотов вала,
ниже которого вообще не будет перепада между температурой в ци-
линдре в конце сжатия и температурой самовоспламенения топлива,
123
и несколько более высокое число оборотов вала, при котором темпе-
ратурный перепад еще недостаточен, чтобы вызвать воспламенение
за отводимое для этого время. Кроме того, если вал холодного дви-
гателя будет проворачиваться со слишком высоким числом оборотов,
то, хотя температурная разница и запас давления будут увеличены,
промежуток времени может быть слишком коротким и воспламенения
не будет происходить. Поэтому для любого двигателя с воспламе-
нением от сжатия существует оптимальное пусковое число оборотов
вала, при котором соотношение между запасом температуры и да-
вления, с одной стороны, и элементом времени, с другой, будет наи-
более благоприятным. Этот оптимум будет зависеть от:
1) отношения поверхности к объему и, следовательно, от разме-
ров цилиндра, так как от этого будет зависеть теплоотдача во время
сжатия;
2) интенсивности воздушного вихря, который будет определять
интенсивность теплоотдачи путем конвекции во время хода сжатия;
3) условий, определяющих утечки.
В относительно небольших двигателях с объемом одного цилиндра
порядка от 1 до 2 л оптимальное пусковое число оборотов при хо-
роших физических условиях будет находиться в пределах 200—
300 об/мин при условии, что момент инерции маховика достаточен
для поддержания приемлемо постоянной угловой скорости в про-
должение всего цикла.
Исходя из условий пуска в холодном состоянии, необходимо
подчеркнуть, что имеет значение не средняя скорость вращения,
а скорее угловая скорость в продолжение последних 60° хода сжа-
тия или около этого, так как именно в течение этого периода произ-
водится большая часть работы сжатия и происходит наибольшее
повышение температуры и давления. Если маховик относительно
мал, то может быть даже случай, когда при скоростях ручного
пуска угловая скорость в течение того критического периода, когда
отрицательная работа максимальна, будет меньше половины сред-
ней скорости вращения; в этом случае оптимальное пусковое число
оборотов будет соответственно выше и, следовательно, значительно
выше любого предела скорости вращения при ручном пуске; поэтому
для легкого пуска вручную прежде всего необходим маховик с до-
статочным моментом инерции.
В любом двигателе с воспламенением от сжатия, работа которого
зависит от вихревого движения воздуха, и особенно в двигателях,
работа которых зависит от вихреобразования во время сжатия,
будут существовать зоны, в которых температура сжатия выше или
ниже средней; следовательно, для облегчения холодного пуска же-
лательно направить струю топлива или, по крайней мере, некоторую
часть ее в самую горячую зону. На фиг. 63 показан пример одного
из многих результатов испытаний, полученных путем измерений
с помощью термопар на двигателе, прокручиваемом со скоростью
ручного пуска. Хотя термопара имела минимальную тепловую
емкость, тем не менее, она не могла записать максимальную темпе-
ратуру сжатия; следовательно, измеренные величины температур,
124
показанные на графике, следует рассматривать в качестве относи-
тельных величин. Из измерения температур в направлении, указан-
ном на фиг. 63, как и во многих других, видно, что (как и можно
предположить) в любой вихревой камере по мере приближения
к стенке температура понижается. С другой стороны, измерения тем-
пературы в направлении, проходящем через центр камеры, пока-
зывают несколько более низкую температуру в центре, причем мак-
симум температуры находится примерно на расстоянии одной чет-
вертой радиуса от геометрического центра. Кроме того, для полу-
чения возможно быстрой передачи теплоты от воздуха к топливу
желательно направить струю топ-
лива против движения воздуха,
хотя для нормальной работы она
должна быть направлена или под
прямым углом к направлению
движения воздуха или по направ-
лению его. Наконец, для того,
чтобы увеличить возможность
воспламенения одной или несколь-
ких капель, когда разница темпе-
ратур очень невелика, желательно,
чтобы топливо распыливалось как
можно тоньше 1 и распространя-
лось по возможности шире. Это
опять несовместимо с требованием
обеспечения оптимальных условий
работы, и необходимо искать ком-
промиссное решение.
Следовательно, при прочих
равных условиях неразделенная
камера двигателя с непосредствен-
ным впрыском дает самый легкий
Фиг. 63. Температурный градиент,
измеренный термопарами в камере
сгорания «Комета».
холодный пуск, поскольку она имеет как наименьшее отношение
поверхности к объему, так и самую низкую интенсивность воздуш-
ного вихря, но даже в этом случае возникают условия, или благо-
даря крайне низкой окружающей температуре, низкому цетановому
числу топлива, или плохому состоянию двигателя, когда будет
невозможно произвести пуск двигателя, если не использовать не-
которые способы облегчения воспламенения.
Во всех случаях и во всех типах камер сгорания впрыск избытка
топлива значительно больше необходимого для работы на полной
нагрузке будет облегчать холодный пуск.
Из других вспомогательных средств, облегчающих пуск, можно
назвать следующие.
1. Впрыск через впускной клапан небольшого количества сма-
зочного масла или топлива часто является большой помощью; он
имеет двойное назначение:
1 Последнее не является очевидным. (Прим, ред,).
125
а) за счет его дополнительного объема временно повышается
степень сжатия;
б) он служит для временного уплотнения поршневых колец и
клапанов.
Кроме облегчения пуска, впрыск небольшого количества сма-
зочного масла является положительным и в отношении работы дви-
гателя, так как служит для смазывания гильзы цилиндра и пред-
охраняет ее от коррозии в течение периода, когда температура сте-
нок значительно ниже точки росы корродирующих продуктов сго-
рания. В результате этого снижается износ гильзы.
2. Использование свечи накаливания (когда имеется электро-
энергия), расположенной в камере сгорания при условии, что на
нее будет впрыскиваться струя топлива, по крайней мере, своим
краем.
3. Когда нет электроэнергии, использование тлеющего патрона,
состоящего обычно из небольшого рулона промокательной бумаги,
пропитанной азотистым натрием и, расположенного в том месте,
где устанавливается электрическая свеча накаливания. Патрон мо-
жет зажигаться снаружи и затем вставляться в удобном держателе
в камеру сгорания, или, в другом варианте, на патрон может быть
нанесен материал, имеющий очень низкую температуру воспламе-
нения, который будет самопроизвольно воспламеняться при совсем
низком сжатии.
4. Подогрев впускного воздуха или горелкой или с помощью
электрического подогревателя во впускной трубе. Однако для до-
статочного эффекта требуется весьма значительная величина подо-
грева.
5. Вспомогательный впрыск топлива перед нормальным впрыском,1
увеличивающий, таким образом, фактор времени.
6. Впрыск топлива в таком направлении, чтобы оно попало в са-
мую горячую зону, и чтобы оно было направлено против воздушного
потока, т. е. впрыск с помощью форсунки «Пинтейкс», описанной*
в главе VII, или какого-либо подобного устройства.
7. Использование медленно горящего патрона кордита, который
обеспечит движущую силу, потребную для вращения двигателя, и
теплоту, необходимую для облегчения начала сгорания.
8. Впуск паров эфира, которые имеют очень низкую температуру
воспламенения и очень широкий диапазон пределов горючести смеси.
9. Использование бензина и электрического зажигания при по-
ниженной степени сжатия.
Назначение первых семи перечисленных методов очевидно, но
методы 8 и 9 требуют некоторого объяснения. Во время исследования
работы двигателя на летучих топливах, выполненного в начале
1920 гг. в лаборатории автора, было отмечено, что эфир не только
имеет очень низкую температуру самовоспламенения, но также очень
широкий диапазон пределов горючести смеси, особенно богатого
состава. При испытании двигателя с переменной степенью сжатия
конструкции автора было отмечено, что эфир может воспламе-
няться до проскакивания искры даже при самой низкой степени сжа-
126
тия, а именно 3,8, в то время как момент воспламенения и скорость
горения могут изменяться в широких пределах изменением состава,
смеси эфира с воздухом. Когда позднее возникла проблема пуска
некоторых относительно больших экспериментальных двигателей,
с воспламенением от сжатия для танков, представился удобный слу-
чай, чтобы с выгодой использовать это свойство эфира, так как можно
было быть уверенным в самовоспламенении даже при самых низких
внешних температурах или скоростях вращения.
Ясно, что самым легким и, вероятно, единственно практичным
методом введения такого летучего топлива, как эфир, являлся ме-
тод внешней карбюрации смеси; ясно также, что если бы в цилиндр
впускался полный заряд смеси эфира и воздуха и сжигался при по-
стоянном объеме, то пика давления была бы очень высокой и, ве-
роятно, преждевременной. Следовательно, появилась необходимость
строго ограничить количество кислорода, который двигатель мог
расходовать при пусковых числах оборотов вала. Это достигалось
установкой на двигателе очень небольшого и довольно элементарнога
эфирного карбюратора, через который мог проходить только мини-
мальный вес воздуха. Карбюратор был снабжен небольшой, но глу-
бокой выемкой, вместо обычной поплавковой камеры, и затопленным
распылителем. При пуске основной вход воздуха в цилиндры пол-
ностью закрывался, и тогда двигатель мог всасывать свой заряд,
только через эфирный карбюратор с малым проходным сечением.
Поэтому при чрезмерном дросселировании на впуске двигатель мог
всасывать небольшой заряд очень богатой сначала смеси, достаточ-
ной только для того, чтобы при ее сгорании двигатель вращался
с малыми оборотами. Когда уровень эфира в углублении падает,
смесь постепенно обедняется до стехиометрического состава, в ре-
зультате чего момент самовоспламенения наступает раньше.
Общий нагрев поршня и других деталей и постоянное возрастание
опережения воспламенения должны привести к постепенному увеличе-
нию числа оборотов вала двигателя; тем временем впрыскивается нор-
мальное топливо, но при наличии в камере сгорания очень неболь-
шого количества кислорода с низкой плотностью оно не может гореть.
Когда после нескольких секунд находят, что скорость достаточна Для
нормальной работы двигателя с воспламенением от сжатия, полностью
открывается главная дроссельная заслонка, разрежение снижается
и прекращается работа эфирного карбюратора, тогда двигатель
может продолжать нормально работать. Если сделать это прежде-
временно, и двигатель не достигнет сразу своих нормальных оборо-
тов, необходимо только закрыть главную воздушную дроссельную-
заслонку; тогда эфирный карбюратор опять начнет работать, и дви-
гатель будет продолжать работать на эфире до следующей попытки
пуска.
’ Этот метод пуска может показаться сложным, но он имеет и много-
положительных качеств. Такой метод был разработан в качестве
средства облегчения пуска относительно больших двигателей с вос-
пламенением от сжатия в начальный период их развития до появле-^
ния электрических стартеров, имеющих мощность, достаточную для>
12^’
проворачивания двигателей до пусковой скорости; в течение многих
лет он не применялся, но был снова использован во время войны и
применяется для пуска двигателей с воспламенением от сжатия спе-
циального назначения.
Интересной конструкцией, основанной на вышеописанном свой-
стве эфира, является конструкция так называемых миниатюрных
двигателей Дизеля, широко применяемых сейчас для моделей
самолетов и т. д. Эти небольшие двигатели работают на внешне
карбюрированной эфиро-воздушной смеси или смеси эфира, сма-
зочного масла и бензина; масло необходимо для обеспечения
уплотнения газов при очень маленьких поршнях без колец, а бен-
зин необходим в качестве тепловой добавки. Работа двигателя
полностью зависит от самовоспламенения паров эфира, освобождая
двигатель от электрического зажигания. Хотя такие двигатели
относят к двигателям Дизеля, они работают с заранее пригото-
вленным зарядом и по циклу с постоянным объемом и, следовательно,
более родственны бензиновым двигателям. Именно благодаря спе-
цифическим свойствам эфира, его способности к самовоспламенению
и возможности регулирования его момента воспламенения измене-
нием состава смеси, стало возможно существование таких двигате-
лей и их успех. То, что вообще возможно пустить из холодного со-
стояния путем воспламенения от сжатия, двигатель с рабочим
объемом всего в несколько кубических сантиметров, является поло-
жительным явлением. Это можно сделать, и довольно легко, исклю-
чительно благодаря свойствам эфира как топлива.
Способ пуска путем использования бензина и низкого сжатия
нашел применение в некоторых случаях, особенно в лодочных дви-
гателях. В этом случае также используется небольшой карбюратор
для питания цилиндров смесью паров бензина и воздуха, которая
воспламеняется от электрической свечи и магнето. Степень сжатия
двигателя понижается путем использования колена впускного па-
трубка в качестве добавочного объема, основной впускной клапан
удерживается в открытом состоянии, тогда как свеча зажигания и
дополнительный автоматический впускной клапан оба устанавли-
ваются в колене впускного патрубка. Поэтому вал довольно боль-
шого двигателя можно легко повернуть вручную при пусковых
условиях, когда степень сжатия очень низкая, и двигатель легко пу-
стить при очень низких числах оборотов, если имеются подходящие
карбюратор и магнето. Двигатель может затем работать на бензине,
пока поршень, выпускной клапан и т. д. хорошо прогреются, а за-
тем он переводится на работу с воспламенением от сжатия путем
простого открытия впускного канала и перевода основного впускного
клапана на нормальную работу.
Все указанные средства холодного пуска необходимы при чрезвы-
чайных условиях.
Обычный метод исследования проблем холодного пуска заклю-
чается в помещении двигателя в холодильную камеру, охлаждении
его до очень низкой температуры и затем определении времени,
необходимого для достижения пуска при некоторой заданной ско-
128
рости вращения. Однако этот метод нерациональный, он требует
много времени для того чтобы понизить температуру двигателя до
желаемого низкого уровня, тогда как единственный пуск или не-
удачный пуск после продолжительного вращения при условиях
очень высокого внутреннего трения настолько повысит температуру
двигателя, что потребуется несколько часов дальнейшего охлаждения.
Другой метод, который применил автор, заключается в исполь-
зовании относительно низкой степени сжатия и топлива нормаль-
ного фракционного состава и испаряемости, но с высокой темпера-
турой воспламенения (низким цетановым числом); поэтому при нор-
мальных комнатных температурах на впуске воспламенение не про-
исходит. Двигатель, который должен быть снабжен очень большим
маховиком для того, чтобы можно было обеспечить достаточно по-
стоянную непрерывность циклов при самых низких числах оборотов
вала и предотвратить быстрое увеличение числа оборотов, когда
произойдет воспламенение, непрерывно проворачивается на каком-
либо желаемом низком числе оборотов при плунжере топливного
насоса, выведенном из соединения с кулачковым валом. Темпера-
тура впускного воздуха и воды в рубашке охлаждения постепенно
повышается, и с промежутками включается плунжер насоса только
на три или четыре последовательных цикла; эта процедура повто-
ряется, в то время как температура воздуха и воды повышается до
тех пор, пока не произойдет воспламенение. Если предусмотрены
необходимые предосторожности, этот метод может дать настолько
хорошее постоянство и повторяемость результатов, что при любых
данных условиях изменение температуры воздуха и воды только
на 2° будет достаточно, чтобы с уверенностью определить, произой-
дет ли воспламенение или его не будет вообще. Поэтому очень быстро
можно достигнуть граничного состояния между воспламенением и
невоспламенением и путем часто повторяемых проб изучить усло-
вия, которые получаются в критической точке, и за один час полу-
чить столько измерений и наблюдений, сколько в холодильной камере
можно было бы получить за месяц. Этим способом возможно быстро
и точно исследовать, например, такие факторы как влияние на пуск
скорости вращения топлив с различным цетановым числом, различ-
ных форсунок, различных скоростей или моментов начала впрыска,
различных степеней сжатия, наддува и, почти всех факторов, ко-
торые влияют на холодный пуск.
На фиг. 64—70 показаны типичные результаты опытов, полу-
ченные на этой пусковой установке с камерой сгорания «Комета III»..
Во всех случаях переменной величиной является температура воз-
духа и охлаждающей воды, и во всех случаях «пускаемость» выра-
жается в величинах этой температуры.
На фиг. 64 показано влияние на пуск изменения числа оборотов
вала двигателя от 70 до 350 в минуту, из которой можно заключить,
что оптимальное число оборотов вала двигателя при холодном пуске
для этого двигателя лежит в пределах 200—250 в минуту.
На фиг. 65 показано влияние на пуск подачи топлива. Нормаль-
ная подача топлива на цикл для этого двигателя при полной нагрузке
9 Заказ 2026.
129
составляет 85 мм3, при этом развивается среднее эффективное да-
вление 7 кг!см2 при числе оборотов 1500 в минуту. Кривые В и С
показывают влияние на пуск увеличения подачи топлива на цикл
соответственно на 50 и 100%.
Фиг. 64. Влияние числа оборотов
вала двигателя на пуск при приме-
нении топлива с цетановым чис-
лом 18.
Фиг. 65. Изменение пусковой темпе-
ратуры в зависимости от числа обо-
ротов вала двигателя при различной
подаче топлива на цикл:
А — 85 мм3: цикл; (подача при номиналь-
ной нагрузке); В — 128 мм9/цикл; С —
- 170 мм31цикл.
На фиг. 66 показано влияние на пуск двух различных скоростей
впрыска топлива при оптимальном опережении впрыска.
Фиг. 66. Изменение пусковой темпе-
ратуры в зависимости от числа обо-
ротов вала двигателя при различ-
ных скоростях впрыска топлива:
сплошная линия — нормальная скорость
впрыска 3,6 мм31град/л, момент впрыска
топлива по мениску 23° до в. м. т.; штри-
ховая линия—низкая скорость впрыска —
2,28 мм31град/л, момент впрыска топлива
по мениску 28° до в. м. т.
Фиг. 67. Пусковая температура
при работе на топливе с цетановым
числом 18:
1 — со стандартным распылителем DN12
SB12; 2— распылителем <Пинтейкс».
На фиг. 67 показано влияние на пуск форсунки «Пинтейкс»,
назначение которой состоит в подаче при пусковых числах оборотов
струи топлива через наиболее горячую зону камеры сгорания в на-
правлении, противоположном воздушному вихрю.
130
На фиг. 68 показано влияние на холодный пуск двух различных
степеней сжатия 14 и 16,6. Интересно отметить, что влияние более
высокой степени сжатия почти точно такое же, как влияние форсунки
«Пинтейкс» при более низкой степеш сжатия.
На фиг. 69 показано влияние на холодный пуск топлив одинако-
Фиг. 69. Пусковые температуры при
работе с е = 14 на топливах с раз-
личными цетановыми числами (ц. ч.).
вой испаряемости, но имеющих
Фиг. 68. Влияние степени'сжатия на
пуск при применении топлива с
цетановым числом 30.
На фиг. 70 показано влияние наддува на холодный пуск двига-
теля. Необходимо отметить, что во всех случаях отражается влияние
только одного давления, так как температура воздуха на впуске
поддерживалась равной темпера-
туре при работе с нормальным
всасыванием. Интересно отметить,
что влияние наддува наиболее за-
метно при очень низких числах
оборотов, благодаря относительно
более низким тепловым потерям
при более высокой плотности воз-
духа.
Из рассмотрения факторов,
определяющих пуск двигателя в
холодном состоянии, разумно
можно было бы предположить, что
при условиях ниже граничной
линии воспламенится только не-
большая часть капель, а именно
те, которые попали в наиболее
горячую зону и находились там
наибольшее время, и воспламене-
Фиг. 70. Влияние наддува на пуск
при применении топлива с цетановым
числом 18 (степень сжатия 8 = 14,0):
1 — наддув 508 мм рт. ст.; 2 — наддув
406 мм рт. ст.; 3 — наддув 305 мм рт. ст.;
4 — наддув 203 мм рт. ст.; б — наддув
102 мм рт. ст.; б — без наддува.
ние будет распространяться настолько медленно, что далеко не завер-
шится даже к концу хода расширения. В этом случае индикаторная
диаграмма не показала бы ясно выраженного повышения давления,.
9*
131
а только общее возвышение линии расширения или бугорок на ней.
Для автора,было несколько неожиданным то обстоятельство, что
в действительности этого никогда не бывает. После наблюдения не-
скольких сотен пусков при критических условиях, когда воспламе-
нение может произойти или нет, индикаторная диаграмма не-
изменно показывает или вообще невоспламенение или полное сгора-
ние, что подтверждается чрезвычайно быстрым повышением давле-
Фиг. 71. Индикаторные диаграммы при пуске; п = 100 об/мин, температура
воды 45°, температура на впуске 45°.
ния. На самом деле, диаграмма при пуске, если воспламенение
вообще происходит, похожа на нормальную диаграмму при полной
нагрузке, за исключением того, что период задержки воспламенения
получается несколько более продолжительным, а скорость нараста-
ния давления после воспламенения несколько выше.
При граничных условиях часто
можно обнаружить, что воспламене-
ние произойдет в первом или во
( д втором цикле, а не в третьем, по-
х\ видимому, благодаря некоторому
z \ разбавлению воздуха остаточными
\ продуктами сгорания, равному по
X. воздействию некоторому понижению
плотности, тогда как тепло, выде-
ленное при сгорании во время всего
одного цикла, недостаточно, чтобы
Фиг. 72. Индикаторные диаграм- компенсировать это влияние.
мы, снятые при пуске и работе. в качестве иллюстрации чрез-
вычайно узкого диапазона гранич-
ных условий является то обстоятельство, что при любых данных
условиях достаточно изменение окружающей температуры всего
на 2°, чтобы с уверенностью решить, произойдет ли пуск двигателя
или вообще не будет видно даже признаков воспламенения.
На фиг. 71 показана фотографическая запись типичной пуско-
вой диаграммы, снятой при критических условиях, когда пуск
может произойти или нет. Необходимо отметить, что воспламенение
происходит не в первом или третьем цикле, а во втором цикле, при-
чем воспламенение происходит как раз перед концом периода
впрыска. Давление на диаграмме повышается быстро и круто, из
чего следует, что масса впрыснутого топлива воспламеняется
132
почти мгновенно, несмотря на имеющиеся доказательства существо-
вания некоторой задержки или догорания.
На фиг. 72 показана типичная диаграмма пуска при 100 об/мин
(сплошная линия) и диаграмма при нормальной работе с полной
нагрузкой на 1500 об/мин (штриховая линия) на том же самом то-
пливе и при той же самой низкой степени сжатия, совмещенные друг
с другом. В последнем случае давление сжатия намного выше вслед-
ствие высокой температуры теплоизолированной вставки, поршня
и т. д. и более низким относительным тепловым потерям при более
высоком числе оборотов.
ГЛАВА IX
МЕХАНИЧЕСКИЙ КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
При конструировании любого теплового двигателя, прежде всего,
должны стремиться обратить в полезную работу наибольшую часть
потенциальной тепловой энергии топлива не только по соображениям
топливной экономичности и мощности, но также и потому, что чем
больше часть теплоты, обращенной в полезную работу, тем меньше
часть теплоты, которая вызывает неисправности, обусловленные
чрезмерным тепловым потоком.
Не имеет никакого смысла стремиться получить высокий инди-
каторный к. п. д. при одновременном значительном увеличении вну-
треннего трения или насосных потерь, так как это может свести
к нулю преимущества от наличия улучшенных термодинамических
показателей.
Поэтому важно снизить до минимума потери от трения в криво-
шипно-шатунном механизме. Следует иметь в виду, что большинство
быстроходных двигателей внутреннего сгорания применяется в до-
рожном транспорте, и что условия их работы требуют очень широ-
кого диапазона изменения скоростей. Вместе с тем, преобладающими
являются условия работы с низким крутящим моментом (обычно
равном приблизительно 25—30% от максимального) при большом
числе оборотов вала двигателя, т. е. условия, при которых величина
механических потерь будет очень большая.
В связи с этим конструктор сталкивается с противоречивыми и,
в значительной степени, несовместимыми требованиями. Долго-
вечность требует больших опорных поверхностей, бесшумность —
длинных поршней и небольших зазоров, надежность — коленчатых
валов большого диаметра и т. д.; в то же время каждый из этих фак-
торов ведет к значительному увеличению потерь трения. Как пока-
зывает опыт автора, в двигателе очень трудно определить характер
изменения механических потерь от трения, а характер изменения
этих потерь от одного двигателя к другому трудно объяснить.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МЕХАНИЧЕСКОГО КОЭФФИЦИЕНТА ПОЛЕЗНОГО
ДЕЙСТВИЯ
Чтобы получить возможность оценки механического к. п. д.,
необходимо определить среднее индикаторное давление, что не
всегда легко сделать. Можно из испытаний совершенно точно опре-
134
делить среднее эффективное давление, но еще не сконструирован
индикатор, который давал бы такое же точное измерение среднего
индикаторного давления двигателя, работающего на высоких числах
оборотов вала. Лучшие современные индикаторы достаточно точно
записывают изменение давления во время цикла и этого вполне
достаточно с точки зрения изучения сгорания, но нельзя надеяться,
что отметка положения в. м. т. на индикаторной диаграмме соответ-
ствует в. м. т. двигателя с достаточной точностью или постоянством,
позволяющим точно измерить среднее индикаторное давление. Кроме
того, с увеличением максимального давления проблема осложняется,
так как при перестроении диаграммы в координаты ход поршня —
давление основное изменение давления, которое происходит около
в. м. т., так влияет на часть диаграммы с высоким давлением, что
несоответствие в. м. т. только в один градус может изменить площадь
диаграммы на 5% или даже больше. Следовательно, должны при-
бегать или к испытанию проворачиванием коленчатого вала, или
к испытанию, обычно известному как испытание Морзе, как сред-
ствам определения общих механических потерь, и находить среднее
индикаторное давление сложением механических потерь со средним
эффективным давлением. В двигателях с воспламенением от сжатия
можно получить приближенную величину механических потерь пу-
тем продолжения кривой часового расхода топлива на нагрузочной
характеристике до пересечения с осью абсцисс.
Из этих методов испытание повертыванием вала, выполненное
при условиях, возможно близких к рабочим, дает приблизительно
правильную величину полных механических и насосных потерь,
но может дать ошибку в сторону завышения, причем ошибка возра-
стает в случае двигателей с высоким сжатием.
Испытание Морзе, которое может применяться только на много-
цилиндровых двигателях, заключается в том, что двигатель на уста-
новке работает некоторое время, пока его режим не установится,
затем на некоторое время выключается из работы один цилиндр и
измеряется падение крутящего момента при том же самом числе обо-
ротов вала 2. Найденная таким образом разница крутящего момента
пропорциональна среднему индикаторному давлению в цилиндре,
который не работал. Этот метод дает приемлемую точность определе-
ния величины среднего индикаторного давления постольку, по-
скольку отключение одного цилиндра не влияет на отдачу осталь-
ных. Однако большинство многоцилиндровых двигателей имеет
общие выпускные коллекторы, и отключение какого-либо одного
цилиндра может нарушить последовательность выпускных импуль-
сов и, таким образом, может повлиять в положительную или отрица-
тельную сторону на эффективность зарядки других цилиндров.
Поскольку точность отсчета зависит от абсолютного измерения
^сравнительно небольшой разницы, очень небольшое изменение коэф-
J Это есть не что иное, как определение механических потерь методом по-
следовательного выключения цилиндров из работы, применяемое у нас. (Прим,
ред.).
135
фициента наполнения большинства цилиндров будет иметь большое
влияние па отсчет. Однако в общем испытание Морзе довольно
надежно, когда двигатель не слишком чувствителен к пульсациям
на выпуске, т. е. постольку, поскольку он не имеет чрезмерного пе-
рекрытия клапанов, а выпуск не задросселирован.
Третий метод, который состоит в продолжении линии часового
расхода топлива вниз до нуля, применим только для двигателей
с воспламенением от сжатия. Его недостаток заключается в том,
что по причине несовершенного сгорания линия расхода топлива
Фиг. 73. Определение механического к. п. д.
методом Вилланса для шестицилиндрового
двигателя с воспламенением от сжатия.
не совсем прямая, а слегка
загибается кверху при
обеднении смеси и значи-
тельно — при ее обогаще-
нии; однако обычно в
средней части имеется до-
статочная длина прямой
линии, чтобы можно было
ее продолжить достаточно
точно. На фиг. 73 пока-
заны результаты типич-
ного испытания, проведен-
ного на шестицилиндровом
двигателе с воспламене-
нием от сжатия при числе
оборотов в минуту 1600.
Двигатель, о котором
идет речь, — вихрекамер-
ного типа. Он имеет зави-
симость между часовым
расходом топлива и мощ-
ностью, более близкой к
прямой, чем двигатель с
непосредственным впры-
ском.
Так как испытание
провертыванием вала при-
меняется наиболее часто и при использовании электрической
балансирной динамо-машины позволяет наиболее быстро и просто
сделать измерение, то оно заслуживает внимания и более деталь-
ного рассмотрения.
Потери на трение и другие потери, определенные путем проворачи-
вания вала или другими методами, обычно принято выражать в вели-
чинах эквивалентного им среднего эффективного давления. Нельзя
утверждать, что чистые потери трения или насосные потери при
проворачивании вала двигателя те же самые, что и при работе под
нагрузкой, но в случае низкого сжатия, например при степени сжа-
тия 6,0, или меньше, увеличение насосных потерь при проворачива-
нии вала почти компенсирует уменьшение потерь трения; в резуль-
тате точность определения полных потерь трения и насосных обычно
136
составляет ±5%. На фиг. 74 показаны две диаграммы, снятые с по-
мощью слабой пружины, сплошная линия — при проворачивании
вала, а штриховая линия — при работе. В последнем случае проти-
водавление на выпуске значительно снижено вследствие наличия
кинетической энергии истечения газов при высоком давлении. В этом
примере работа, затраченная на очистку и наполнение цилиндра,
эквивалентна среднему давлению рн = 0,35 кг/см2 при проворачи-
вании вала, pv = 0,295 кг!см2 при работе под нагрузкой. При сред-
Фиг. 74. Диаграммы, снятые7 с • помощью слабой пружины при 1600 об/мин,
в = 6,0 и при температуре воды в рубашке 100° на двигателе с расположением
впускной и выпускной труб на противоположных сторонах головки:
1 — нормальная работа; 2—провертывание вала; а — закрытие выпускного клапана; б —
открытие впускногоклапана; в — открытие выпускного клапана; г — закрытие впускного
клапана.
нем механическом к. п. д. 80% оценка среднего индикаторного да-
вления была бы выполнена, следовательно, с точностью в пределах
±1%, что почти достаточно для всех практических целей; но это
относится только к двигателям с относительно низкой степенью
сжатия.
В двигателях с очень высоким сжатием метод проворачивания
вала будет давать завышенную величину общих потерь в некоторых
случаях на 15—20% в связи с чрезмерной отрицательной работой,
‘вызываемой потерей теплоты в стенки цилиндра во время ходов
сжатия — расширения, потеря, которая в значительной степени
фиктивна в том отношении, что большая часть ее уже учтена и выч-
тена при определении эффективной мощности. Более того, внутрен-
ние температурные условия при проворачивании вала и работе под
137
нагрузкой настолько различны, особенно, если в камере сгорания
установлена теплоизолированная вставка, что условия теплообмена
могут даже измениться на прямо противоположные, и во время боль-
шей части или всего хода сжатия при работе под нагрузкой тепло
скорее будет подводиться, а не отводиться. К сожалению, нельзя
измерить площадь петли на индикаторной диаграмме, соответствую-
щую отрицательной работе, так как она сильно зависит от точности,
определения в.м.т. на диаграмме. Следовательно, отрицательную
работу можно оценить только очень приблизительно различными
косвенными методами или методом исключения.
Площадь петли сжатие — расширение будет изменяться также
с изменением размеров цилиндра и скорости вращения, но так как
двигатели меньших размеров обычно работают при более высоких
средних скоростях, эти два фактора уравновешиваются. В бензино-
вых двигателях эта площадь эквивалентна среднему давлению около
0,07 кг/см2 при степени сжатия 4,0, увеличиваясь приблизительно
до 0,14 кг/см2, при е = 7,0. В первом случае она, вероятно, лишь
компенсирует добавочные потери трения при работе под нагрузкой;
в последнем более, чем возмещает их.
Однако для двигателей с воспламенением от сжатия со степенью
сжатия порядка 15—18 потери теплоты при сжатии — расширении
могут находиться в пределах от 0,35 или 0,42 до 0,56 кг/см2 или даже
больше, когда используется очень интенсивное вихревое движение
воздуха; но поскольку эта, в значительной степени фиктивная, вели-
чина более, чем возмещает увеличенное трение при работе под
нагрузкой, значительная часть ее должна быть вычтена из величины,
определенной проворачиванием вала. Здесь наглядно показана необ-
ходимость предположений, однако общая практика показывает, что
в случае двигателей с неразделенной камерой сгорания и слабым
завихрением из потерь, определенных проворачиванием, необходимо
вычесть около 0,14 кг/см2, а в случае двигателей с вихреобразованием
при сжатии, обычно с несколько более высокой степенью сжатия и
более высокой интенсивностью завихрения, необходимо вычесть
около 0,35 кг!см2.
Вообще говоря, поскольку это касается двигателей с воспламе-
нением от искры, потери при проворачивании вала можно принять
почти равными действительной величине суммарных механических
и насосных потерь в рабочих условиях, но в случае двигателей с вос-
пламенением от сжатия необходимо из полученных измерений при
проворачивании вала вычесть от 0,14 до 0,35 кг/см2 в зависимости
от размеров и типа двигателя.
СОСТАВЛЯЮЩИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ПОТЕРЬ
После сделанного заключения, что общие механические и насос-
ные потери можно оценить достаточно точно, необходимо попытаться
разделить их, чтобы определить основные источники потерь и доско-
нально их изучить.
Во-первых, работа воздуха, включающая работу за процессы
очистки и наполнения цилиндра при работе под нагрузкой, может
138
быть определена по индикаторным диаграммам, снятым с помощью
слабой пружины. Так как на этих диаграммах изменение давления
по времени относительно мало, то довольно большая ошибка в опре-
делении положения в. м. т. на диаграмме будет иметь незначитель-
ное влияние на площадь диаграммы.
Оценив работу насосных ходов и подсчитав отрицательную ра-
боту от потерь теплоты во время сжатия-расширения при прово-
рачивании вала, находим, что остаток представляет собой потери
на чисто механическое или вязкостное трение и затраты мощности
на привод агрегатов, необходимых для работы двигателя. Последние
можно определить независимо и вполне точно непосредственным
измерением. После этого остаются потери на трение поршней,
коленчатого вала, механизма газораспределения и т. д. Почти не-
изменно находят, что потери на трение поршней составляют как
самую большую составляющую затрат, так и наиболее трудную
для определения, потому что как температура, так и давление играют
большую роль в их определении. Температура определяет вязкость
масляной пленки между поршнем и стенками цилиндра, а давле-
ние — боковое усилие на стенки цилиндра и радиальную нагрузку
на поршневые кольца, так как, если давление газа за поршневым
кольцом не повысится, то кольцо не будет уплотнять, а будет всплывать
в радиальном направлении. Сущность дела еще более усложняется
тем обстоятельством, что условия смазки поршня и его колец ме-
няются от граничных, когда поршень достигает какую-либо мертвую
точку до, вероятно, чисто жидкостного трения при движении
с большой скоростью в середине хода; поэтому его коэффициент
трения в течение цикла изменяется в широких пределах.
Вряд ли относительно небольшое различие между боковыми уси-
лиями при работе под нагрузкой и при проворачивании вала имеет
какое-нибудь заметное влияние на трение, потому что в быстроходном
двигателе сила инерции поршня дает значительное боковое усилие
при каждом ходе, тогда как добавочное давление газа при работе
под нагрузкой, действующее только во время одного хода из четы-
рех, незначительно увеличивает среднее за цикл боковое усилие.
Несомненно, что проникновение газа за кольца имеет очень важ-
ное значение. Из индикаторных диаграмм, снятых в полости за порш-
невыми кольцами (установленными в головке цилиндра двигателя
с гильзовым распределением), найдено, что изменение давления
газа за первым уплотнительным кольцом очень точно следовало за
изменением давления в камере сгорания, и если такая картина изме-
нения давления за кольцом нарушалась, то кольцо неизменно сжи-
малось и пропускало газы. Давление, измеренное за вторым и третьим
кольцами было, конечно, намного ниже и меньше изменялось в тече-
ние цикла, но, тем не менее, было значительным по сравнению
с' нормальным давлением упругости кольца.
Некоторые попытки, предпринятые для измерения трения порш-
невых колец в быстроходном двигателе с воспламенением от сжатия
с диаметром цилиндра 121 мм при числе оборотов 1500 в минуту
показывают, что при полной нагрузке и давлении сжатия 38,6 кг/см2,
139
максимальном давлении сгорания 56 кг/см2 потери трения первого
уплотнительного кольца соответствуют среднему давлению 0,175—
0,21 кг [см2, второго кольца — 0,07—0,105 кг [см2 и третьего —
0,035—0,07 кг[см2, а трение маслосъемного кольца составляет при-
близительно 0,035 кг/см2. Следовательно, трение полного комплекта
колец при полной нагрузке соответствует среднему давлению 0,315—
0,42 кг/см2. Когда вал двигателя проворачивается со снятыми го-
ловками цилиндров, и следовательно, кольца разгружены от давле-
ния газов, трение того же самого комплекта колец соответствует
среднему эффективному давлению приблизительно 0,105 кг/см2. Ука-
занные величины необходимо рассматривать лишь как приближен-
ные, но их порядок подтверждается другими исследованиями на спе-
циальной установке для испытания поршней. Они относятся к дви-
гателям с воспламенением от сжатия, в которых из-за очень высокой
степени сжатия высокое давление газа поддерживается относительно
длительный период времени. В двигателе с воспламенением от искры
среднее давление газа со стороны внутреннего диаметра колец будет
намного меньше, а потери на трение от нагрузки давлением газа,
вероятно, составляют немногим более половины потерь от трения
в двигателе с воспламенением от сжатия.
Без большой ошибки можно принять, что увеличение трения при
работе на полной нагрузке по сравнению с трением при проворачи-
вании вала, когда кольца подвергаются только воздействию давле-
ния сжатия, составляет величину, равную среднему давлению по-
рядка 0,14—0,175 кг/см2 в двигателях с воспламенением от сжатия,
и около 0,105 кг [см2 в двигателях с воспламенением от искры.
Рассмотрим теперь трение самого поршня независимо от трения
колец. Оно будет зависеть и от веса поршня (включая, конечно,
вес поршневой головки шатуна и поршневого пальца), и от площади
опорной поверхности на стенки цилиндра. Вес поршня определяет
величину бокового усилия на стенку цилиндра, поскольку усилие от
сил инерции является определяющим фактором; следовательно, чем
легче поршень, тем меньше трение от бокового давления, причем
почти прямо пропорционально, так как при высоких числах оборотов
вала давление газа немного увеличивает среднее за цикл боковое
усилие, что уже упоминалось. Площадь опорной поверхности опреде-
ляет площадь пленки масла в плоскости сдвига, а именно сопроти-
вление смазочной пленки сдвигу определяет значительную, вероятно,
основную часть трения поршня. В преобладающих условиях сопро-
тивление сдвигу или вязкостное трение имеет тенденцию увеличи-
ваться с увеличением скорости и при высоких числах оборотов вала
двигателя может достигнуть большого значения в зависимости,
конечно, от температуры и соответствующей вязкости масла. В не-
больших размерах оно зависит также от рабочего зазора. Пока нельзя
в действительности отделить трение от бокового давления от вязко-
стного трения, так как эти два вида трения действуют одновременно,
но, кажется, последнее должно быть определяющим. Можно за счет
увеличения шумности работы и расхода масла значительно снизить
трение поршня путем использования поршней с короткими и выре-
140
занными юбками с большими зазорами. Чем выше рабочее давление
и давление сжатия, тем сильнее стук поршня и тем больше масла
должно прокачиваться через подшипники, а отсюда, больше масла
попадает на стенки цилиндра.
Следовательно, из различных составляющих, которые соста-
вляют полное трение поршня, вязкостное трение, кажется, является
наиболее важным; оно быстро увеличивается со скоростью, но почти
не зависит от давления газов; равное значение имеет трение поршне-
вых колец, которое почти не зависит от скорости, но приблизи-
тельно пропорционально давлению газов.
Следующей наибольшей составляющей потерь является трение
коленчатого вала в подшипниках. Здесь наблюдаются условия чисто
жидкостного трения с очень низким коэффициентом трения, но и
вязкостное трение в подшипниках коленчатого вала играет очень
важную роль; в результате величина трения коленчатого вала явля-
ется скорее функцией скорости скольжения, чем давления. Другие
составляющие механических потерь, как, например, потери в кла-
панном механизме и затраты на вспомогательные приводы, обычно
имеют очень малые значения, в то время как из вспомогательных
агрегатов, необходимых для работы двигателя, исключая генератор
и вентилятор, только водяной насос поглощает заметную мощность,
но величина этой мощности редко соответствует среднему давле-
нию до 0,07 кг!см?.
Практика показывает, что между оценкой величин различных
составляющих общих потерь на насосные хода и на трение при
проворачивании и действительной величиной их па полной мощ-
ности будет в основном следующая разница.
Насосные потери. При определении проворачиванием имеет
место преувеличение их, так как на выпуске отсутствует кинети-
ческая энергия, используемая для очистки цилиндра. Такое пре-
увеличение обычно составляет, приблизительно, 0,07—0,105 кг/см?.
Трение поршня. При определении проворачиванием вала полу-
чаются несколько заниженные значения, так как поршневые кольца
будут нагружены только давлением сжатия; однако, в противопо-
ложность этому, вязкостное трение при рабочих условиях будет
несколько ниже вследствие более высокой температуры поршня
и компенсируется трением, возникающим под действием большего
среднего бокового усилия. В итоге, определение этих потерь прово-
рачиванием вала будет давать несколько заниженную величину
в пределах 0,105—0,21 кг/см? в зависимости от числа поршневых
колец и рабочего давления.
Коленчатый вал, включая шатун и кривошипную головку ша-
туна. Определение проворачиванием вала будет давать слегка зани-
женную величину в пределах, вероятно, 0,07 кг!см?.
Другие составляющие механических потерь. Определение прово-
рачиванием вала должно давать их истинные величины.
Сжатие — расширение. Эта составляющая, как объяснялось выше,
является в действительности фиктивной величиной, которая может
быть порядка от 0,07 кг/см? в двигателе с воспламенением от искры
141
с низкой степенью сжатия до 0,56 кг/см? в небольших двигателях
с воспламенением от сжатия с интенсивным завихрением воздуха и
с очень высоким сжатием.
Кажется также, что в двигателе с низким сжатием завышение
и занижение различных составляющих механических потерь при
испытании проворачиванием вала почти компенсируют одно дру-
гое. В действительности существуют многочисленные косвенные,
но тем не менее надежные доказательства, которые подтверждают,
что при степенях сжатия в пределах 5—6 испытание проворачива-
нием вала, если оно тщательно выполнено при температурных усло-
виях, возможно близких к рабочим, дает точную величину общих
насосных потерь и потерь на трение, но при более высоких степенях
сжатия получается значительное преувеличение этих потерь.
СРАВНЕНИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ПОТЕРЬ БЕНЗИНОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
И ДВИГАТЕЛЕЙ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ СЖАТИЯ
Рассмотрим два современных типичных двигателя в основном
подобной конструкции, с рабочим объемом 8 л, имеющих коленча-
тые валы на семи опорах и одинаковые размеры цилиндров:
бензиновый двигатель с воспламенением от искры со степенью
сжатия 6,0;
двигатель с воспламенением от сжатия, имеющий интенсивное
завихрение воздуха и степень сжатия 16.
В отношении механического к. п. д. существенными различиями
между этими двумя двигателями являются следующие (табл. 16).
Таблица 16
Сопоставление основных параметров, влияющих на механическим к. п. д.
для двигателей с воспламенением от искры и от сжатия
Параметры Двигатель с вос- пламенением от искры со степенью сжатия 6,0 Двигатель с вос- пламенением от сжатия со степенью сжатия 16,0
Диаметр коленчатого вала (отношение) Полная длина подшипника (отноше- ние) Вес возвратно-поступательно движу- щихся частей (отношение) Число поршневых колец: компрессионных маслосъемных Вспомогательные агрегаты . . 1 1 1 2 2 Масляный и водя- ной насосы (бата- рейное зажигание) 1,2 1,1 1,4 3 2 Масляный, водя- ной и топливный насосы
При испытании на стенде с магнитным тормозом двигатель с вос-
пламенением от искры развил при 1600 об/мин. среднее эффектив-
ное давление ре = 9,15 кг!см\ а двигатель с воспламенением от
сжатия 8,3 кг/см*1 при том же числе оборотов на пределе дымления.
142
При проворачивании вала с теми же самыми числами оборотов и
при той же самой температуре масла и воды двигатель с воспламе-
нением от искры показал потери 1,27 кг!см\ а двигатель с воспла-
менением от сжатия — потери 2,04 кг /см2.
При испытаниях методом выключения цилиндров двигатель
с воспламенением от искры показал разницу между средним эффек-
тивным и средним индикаторным давлением 1,34 кг/см\ а двигатель
с воспламенением от сжатия 1,97 кг/см\ При определении механи-
ческого к. п.'д. продолжением линии часового расхода топлива до
пересечения с осью абсцисс двигатель с воспламенением от сжатия
показал • полные механические и другие потери, соответствующие
1,76 кг/см2.
Поскольку оба двигателя имели общий выпускной коллектор,
то результаты испытания методом выключения цилиндров счита-
Фиг. 75. Индикаторные диаграммы при полной нагрузке:
.4 — двигатель с воспламенением от искры при е = 6,0: В — двигатель
с воспламенением от сжатия при 8 = 16,0.
лись менее надежными, хотя они довольно хорошо совпадали с ре-
зультатами, полученными при проворачивании вала.
В случае двигателя с воспламенением от сжатия на основании
прошлых опытов было приблизительно оценено, что фиктивная
петля сжатия — расширения и другие только что рассмотренные
источники дадут в результате завышение величины потерь при испы-
тании проворачиванием в пределах 0,28—0,35 кг/см\ а поскольку
после учета поправки величина этих потерь совпадает с величиной,
полученной методом продолжения кривой часового расхода топлива
и равной 1,76 кг/см2, то последняя принята за действительную.
Принимая полученные величины, получаем среднее индикатор-
ное давление двигателя с воспламенением от искры равным р\ =
= 9,15 + 1,27 = 10,42 кг/см2 и среднее индикаторное давление
двигателя с воспламенением от сжатия равным р% = 8,3 + 1,76 =
= 10,06 кг/см2, а их соответствующие механические к. п. д. =
= 87,8 и 82,5% при числе оборотов вала 1600 в минуту. Сравни-
тельные индикаторные диаграммы на полной нагрузке показаны на
фиг. 75, из которых видно, что между максимальными давле-
ниями сгорания имеет место небольшая разница, высокие давле-
143
ния в цилиндре двигателя с воспламенением от искры наблюдаются
в течение очень непродолжительного периода. Если же сравнить
время, в течение которого рабочие части в каждом случае подвер-
гаются воздействию высокого давления, то различие будет очень
заметным.
Индикаторные диаграммы, снятые с помощью слабой пружины,
показали, что затраты индикаторной работы на очистку и напол7
нение цилиндров при работе на полной нагрузке равняются в обоих
случаях 0,246 кг!см?\ следовательно, на чисто механические потери
остается соответственно 1,02 и 1,51 кг/см2. Затем оба двигателя по-
степенно разбирались, а их отдельные механизмы проворачивались
независимо при температурах, возможно близких к нормальным
рабочим. Приняв во внимание разницу между трением при провора-
чивании и при работе, можно сделать заключение, что отдельные
составляющие потерь в каждом двигателе равны величинам, ука-
занным в табл. 17.
Таблица 17
Сопоставление составляющих потерь на трение в двигателях
с воспламенением от искры и от сжатия
Составляющие потери Потери в ке/см*
двигатель с воспла- менением от искры двигатель с воспла- менением от сжатия
Индикаторная работа насосных ходов Масляный, водяной, топливный насосы Клапанный механизм и привод агре- гатов Подшипники коленчатого вала и ша- тунов Поршни и кольца 0,246 0,07 0,105 0,282 0,56 0,246 0,105 0,105 0,420 0,88
Всего 1,27 1,76
Рассмотрим случай, когда оба двигателя работают при тех же
самых числах оборотов, но с крутящим моментом, равным 30% от
полного. Средние эффективные давления тогда соответственно будут
равны 2,74 и 2,49 кг/см?.
В двигателе с воспламенением от искры подача воздуха будет
дросселироваться. Поэтому, в связи со значительно более низкими
давлениями, произойдет значительное перераспределение отдель-
ных потерь, которые теперь будут, вероятно, выглядеть приблизи-
тельно следующим образом (табл. 18).
Величина потерь при проворачивании вала с положением дрос-
сельной заслонки, соответствующем ре = 2,74 кг/см\ увеличивается
приблизительно на 0,07 кг/см?, так как частичное перекрытие дрос-
сельной заслонки увеличивает насосные потери до величины, кото-
рая перекрывает снижение потерь на трение, получаемое вслед-
ствие более низкого давления газов. В этом случае среднее индика-
144
Таблица 18
Сопоставление составляющих потерь в двигателе
с воспламенением от искры при работе на полной и 30% нагрузке
Составляющие потери Потери в кг/см1 ।
полная нагрузка 30% нагрузка
Индикаторная работа насосных ходов 0,246 0,422
Клапанный механизм и агрегаты 0,176 0,176
Коленчатый вал 0,282 0,246 *
Поршни и кольца ... 0,562 0,492
Всего . . 1,27 1,34
торное давление станет равным pi = 2,74 + 1,34 = 4,08 кг!см\
а механический к. п. д. q,4 = 67,2%.
В двигателе с воспламенением от сжатия единственное разли-
чие в осуществлении полной и частичной нагрузок заключается
в регулировании подачи топливного насоса. Поэтому индикатор-
ная работа насосных ходов остается неизменной, поскольку давле-
ние в конце сжатия тоже не изменяется, а максимальное давление
сгорания при частичной нагрузке почти такое же, как и при полной,
но немного изменяются полные потери и соответствующее распреде-
ление механических потерь, которые можно снова принять равными
1,76 кг1см*. Тогда среднее индикаторное давление будет равным
рг = 2,49 + 1,76 = 4,25 кг!см\ а механический к. п. д. будет
= 58,6%.
До сих пор рассматривались условия, которые получаются
только на постоянном скоростном режиме, а именно п = 1600 об/мин.
Когда число оборотов увеличивается, некоторые составляющие
потерь в долях крутящего момента или среднего эффективного да-
вления будут быстро увеличиваться. Например, вязкостное трение,
которое представляет довольно значительную составляющую в ре-
альных условиях, увеличивается с увеличением числа оборотов
вала. Динамические силы, возникающие вследствие инерции дви-
жущихся частей, будут также увеличиваться пропорционально
квадрату скорости, и составляющая общего трения от сил инерции
в зависимости от числа оборотов будет представлять собой восхо-
дящую кривую. Кроме того, в связи с потерями на дросселирова-
ние при истечении через клапаны и т. д., увеличатся насосные по-
тери на очистку и наполнение цилиндров; в значительной степени
это относится также к мощности, поглощаемой водяным насосом.
В результате, полные механические потери рт, выраженные вели-
чиной эквивалентного среднего эффективного давления, увеличи-
ваются с ростом числа оборотов вала. На фиг. 76 показаны кривйе
изменения потерь для двух рассматриваемых двигателей в диапа-
зоне изменения чисел оборотов 600—2400 в минуту, а на фиг. 77
показаны соответствующие графики механического к. п. д. для пол-
10 Заказ 2026.
145
ного крутящего момента (сплошная линия) и 30% от полного (штри-
ховая линия).
Если иметь в виду, что большая часть всех быстроходных дви-
гателей внутреннего сгорания используется в автомобильном тран-
спорте, и что преобладающими являются условия работы с высо-
кими числами оборотов и с низким крутящим моментом, то задачей
Фиг. 76. Полные механические и другие потери
рт в величинах среднего эффективного давления
для шестицилиндрового двигателя с рабочим
объемом цилиндров 8 л:
А — двигатель с воспламенением' от искры, е = 6,0;
В — двигатель с воспламенением от сжатия, е= 16,0.
Фиг. 77. Изменение механического к. п. д.
по скоростной характеристике при полной и 30%
нагрузке для шестицилиндрового двигателя с
рабочим объемом цилиндров 8 л:
А — двигатель с воспламенением от искры е = 6,0;
В — двигатель с воспламенением от сжатия е — 16,0.
первостепенной важности должно быть снижение до возможного
минимума потерь на внутреннее трение. В других случаях, например,
в* двигателях для морских судов, потери трения являются менее
важными, так как судовой двигатель не предназначен для работы
с высокими числами оборотов вала и,с низким крутящим моментом;
то же самое относится и к авиационным двигателям, если даже не
146
более, поскольку они обычно используют высокий крутящий мо-
мент при всех числах оборотов благодаря применению соответствую-
щего винта с переменным шагом.
ВЛИЯНИЕ ДАВЛЕНИЯ ГАЗОВ НА МЕХАНИЧЕСКИЙ К. П. Д.
ДВИГАТЕЛЕЙ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ ИСКРЫ
В двигателях с вопламенением от искры при повышении степени
сжатия давление сжатия и максимальное давление увеличиваются
в одинаковом соотношении, или очень близко к этому, а все вели-
чины давления во время рабочих ходов повышаются. Это имеет
двойной эффект.
Во-первых, более высокие давления вызывают большие нагрузки
и более высокое трение, особенно поршневых колец.
Во-вторых, более высокие давления требуют применения более
тяжелых движущихся частей, коленчатых валов с большими диа-
метрами шеек и большими трущимися поверхностями, если нужно
сохранить неизменными запас надежности и степень прочности; все
это значительно увеличивает потери на трение.
Опираясь на опыт, накопленный за продолжительный период,
можно точно определить, какие дополнительные меры или трущиеся
поверхности требуются для того чтобы поддерживать тот же самый
запас надежности или прочности, но не может быть сомнений, что
с увеличением сжатия происходит значительное увеличение внут-
реннего трения. Можно считать, что в обычном двигателе с вос-
пламенением от искры без наддува максимальное давление в ци-
линдре увеличивается па 8,45 кг/см2 при увеличении степени сжатия
на единицу. Опыт показывает, что для того, чтобы поддерживать тот
же самый запас надежности и прочности, веса и площади движу-
щихся частей, подшипников и т. д. должны увеличиваться до раз-
меров, при которых к чисто механическим потерям прибавляется
еще приблизительно 0,14 кг/см? на каждые дополнительные
8,45 кг!см? увеличения максимального давления. Поэтому в каче-
стве грубого, и, конечно, эмпирического вывода можно считать, что
при увеличении степени сжатия на единицу механические потери
увеличиваются на 0,14 кг /см?.
В начале 1920 г. низкое качество имеющегося тогда топлива
в комбинации с плохими конструкциями камеры сгорания ограни-
чивало степень сжатия двигателей с воспламенением от искры рас-
сматриваемых размеров в пределах 4,0—4,5. При рассмотрении и
анализе механических потерь, определенных проворачиванием вала
в лаборатории автора на двигателях того времени, было найдено,
что средние величины механических потерь для шестицилиндрового
двигателя с объемом цилиндров приблизительно 8 л составляли
0,985 кг/см? при работе на числе оборотов п = 1600 в минуту по
сравнению с 1,27 кг/см? в настоящее время. Это сравнение недоста-
точно правильное, так как можно возразить, что современные дви-
гатели имеют большие запасы прочности; но в противовес этому
теперь имеются улучшенные материалы подшипников, лучшая
смазка, лучшее качество изготовления и больше опыта.
10*
147
Более высокие степени сжатия в соединении с лучшими знаниями
условий сгорания и конструкциями камер сгорания дали возмож-
ность увеличить среднее индикаторное давление на 25—30% и,
таким образом, поддерживать (но не более, чем поддерживать), по
существу, тот же самый общий механический к. п. д., несмотря па
увеличенные потери трения.
Типичные показатели для двигателей с воспламенением от искры
подобной конструкции и мощности выпусков 1924 г. и 1948 г. при
работе на полной нагрузке и нагрузке 30% от полной и при одина-
ковом числе оборотов вала приведены в табл. 19.
Таблица 19
Сопоставление показателей двигателей с воспламенением от искры
Показатели Год выпуска
1924 1948
Полная нагрузка
Степень сжатия 4,2 6,0
Среднее эффективное давление в кг/см2 7,4 9,15
Трение при проворачивании вала в кг/см2 .... 0,985 1,27
Среднее индикаторное давление в кг/см2 8,36 10,4
Механический к. п. д. в % 88,2 87,8
Нагрузка 30% от полной
Степень сжатия . . • 42 6,0
Среднее эффективное давление в кг/см2 2,21 2,74
Трение при проворачивании вала в кг/см2 .... 1,05 1,34
Среднее индикаторное давление в кг/см2 3,27 4,07
Механический к.п.д.в% 67,7 67,2
Из сопоставления данных следует, что за последнюю четверть
века механический к. п. д. не увеличился.
Эксперименты, проведенные на двигателях с переменной степенью
сжатия, могут давать неправильную характеристику в том отноше-
нии, что при работе на всех степенях сжатия используются одни и
те же рабочие детали. Эти детали принято конструировать с тру-
щимися поверхностями, удовлетворяющими требованиям почти наи-
высшей степени сжатия, которая будет использоваться; таким об-
разом, при низких степенях сжатия полные механические потери
непропорционально велики, тогда как при самых высоких степенях
сжатия (которые редко применяются продолжительно) они низкие.
Этот факт обычно не принимается во внимание и его необходимо
подчеркнуть, особенно ввиду большого числа двигателей с перемен-
ной степенью сжатия, применяемых для исследовательских работ.
Кривая на фиг. 78, которая построена на основании чисто эмпи-
рических данных, дает общую закономерность изменения механи-
ческих потерь в зависимости от степени сжатия; она построена на
основании анализа многих испытаний различных двигателей, надеж-
ность и прочность которых доказаны большим опытом в течение про-
должительного периода.
148
Кривые на фиг. 79 показывает для двигателя с воспламенением
от искры с рабочим объемом 8 л при 1600 об/мин изменение давления
рс в конце сжатия, максимального давления pz сгорания, к. п. д.
тр воздушного цикла, сред-
него индикаторного давле-
ния pi, индикаторного
к. п. д. т|г, причем две по-
следние величины опреде-
лены в предположении, что
общий индикаторный
к. п. д. двигателей рас-
сматриваемого размера и
типа можно принять рав-
ным 66,6% от к. п. д.
воздушного цикла. Кри-
вые на фиг. 80 показы-
вают для этого двигателя
при тех же условиях меха-
нический к. п. д. цм,
среднее эффективное дав-
ление ре и эффективный
к. п. д. це на полной на-
грузке при допущении, что
механические потери изме-
няются, как показано на
фиг. 78.
Кривые на фиг. 81 по-
казывают изменение тех
же самых величин при
нагрузке, составляющей
30% от полной; величина
потерь увеличена на
0,07 кг/см2, в связи с не-
полным открытием дрос-
сельной заслонки.
Из кривых видно, что
при использовании степени
сжатия выше 8 в автомо-
бильном двигателе полу-
чается небольшое увели-
чение мощности, и почти
пе улучшается топливная
экономичность, если не
изменяются принятые за-
пасы прочности и надеж-
ности.
Фиг. 78. Зависимость полных механических
и других потерь рт от степени сжатия бен-
зинового шестицилиндрового двигателя с
рабочим объемом цилиндров 8 л при работе
с п = 1600 об/мин и полностью открытой
дроссельной заслонкой.
Фиг. 79. Изменение давления сжатия, макси-
мального давления сгорания, к. п. д. воз-
душного цикла, среднего индикаторного дав-
ления и индикаторного к. п. д. цикла в зави-
симости от степени сжатия для шестицилин-
дрового двигателя с воспламенением от искры.
Спорным является вопрос, должны ли сравниваться механи-
ческие потери при равной скорости поршня или при равных числах
оборотов вала; ясно, что ни то, ни другое не представляет точной
149
Фиг. 80. Изменение механического к. п. д.,
среднего эффективного давления и эффек-
тивного к. п. д. для шестицилиндрового
двигателя с воспламенением от искры при
различных степенях сжатия.
Фиг. 81. Изменение механического
к. п. д., среднего эффективного дав-
ления и эффективного к. п. д. для
шестицилиндрового двигателя с
воспламенением от искры.
150
базы для сравнения; некоторые из составляющих, как например,
индикаторная работа насосных ходов, являются прямой функцией
скорости поршня; другие, как например, динамические нагрузки,
зависят тоже от оборотов вала, и обоснованный базис для сравнения
лежит где-то между этими двумя пределами. В предыдущем срав-
нении оба двигателя с воспламенением от искры имели одинаковый
ход поршня, поэтому этот вопрос не затрагивался.
РАБОТА, ЗАТРАЧЕННАЯ НА ОЧИСТКУ И НАПОЛНЕНИЕ ЦИЛИНДРА
В четырехтактных двигателях работу насосных ходов принято
оценивать величиной, равной действительному среднему индикатор-
ному давлению во время ходов выпуска и впуска, и это давление
является правильной мерой проделанной работы, но только в отно-
шении работы воздуха. Она не учитывает потери на трение в меха-
низме во время наполнения. Однако, когда пытаются сравнивать
достоинства и недостатки четырехтактных и двухтактных двигате-
лей, эта оценка становится особенно ошибочной. В четырехтактном
двигателе точно половина всего рабочего цикла отводится исклю-
чительно очистке и наполнению цилиндра; следовательно, почти
половина полного механического трения будет относиться к периоду,
когда двигатель выполняет эту функцию; не точно половина полу-
чается только потому, что во время ходов очистки и наполнения
нет заметного давления газа; следовательно, кольца не разжимаются,
и трение поршня будет существенно меньше. Однако, вероятно, около
40% полных механических потерь всего двигателя будет приходиться
за счет процессов на очистку и наполнение.
В двигателе с воспламенением от сжатия, который уже рассмот-
рен, индикаторная работа насосных ходов была равна только
0,246 кг/см\ однако полные потери трения составили 1,51 кг/см^ при
1600 об/мин. Если взять 40% от этой величины как часть потерь па
трение, которые должны относиться за счет ходов очистки и напол-
нения, тогда соответствующие потери становятся равными (1,51 х
X 0,4) + 0,246 = 0,85 кг1см\ Когда рассматриваются только четы-
рехтактные двигатели, эта величина может иметь чисто теорети-
ческое значение, или значение с точки зрения правильности под-
счета; однако, когда сравниваются двухтактные и четырехтактные
двигатели, опа немедленно становится практически важной вели-
чиной.
ВЛИЯНИЕ НАДДУВА НА МЕХАНИЧЕСКИЙ К. П. Д.
Рассмотрим теперь влияние наддува на механический к. п. д. и
для этой цели примем, что два двигателя, которые для этого были
взяты в качестве типичных современных образцов, подвергаются
наддуву нагнетателями с независимым приводом до давления, кото-
рое будет гарантировать увеличение веса воздуха, расходуемого на
цикл, скажем, на 60%. Примем также, что октановое число топ-
лива, используемого в бензиновом двигателе, достаточно высокое,
чтобы обеспечить работу без детонации, так что может поддержи-
ваться та же самая степень сжатия, а именно е = 6,0; в двигателе
151
с воспламенением от сжатия также сохраняется прежняя степень
сжатия.
В двигателе с воспламенением от искры наддув увеличит все
величины давлений на 60%. В двигателе с воспламенением от сжа-
тия, хотя давление сжатия увеличится в равной степени, макси-
мальное давление сгорания увеличится незначительно, если двига-
тель будет иметь интенсивное завихрение воздуха, так как при более
высокой плотности заряда термодинамический цикл будет ближе подхо-*
дить к циклу с постоянным давлением, а оптимальный к. п. д. полу-
чится, когда максимальное давление будет приблизительно на 10%
выше давления сжатия, по сравнению приблизительно с 50% в слу-
чае двигателя без наддува.
Если необходимо сохранить тот же самый запас прочности ит. д.,
как и раньше в случае бензинового двигателя, то необходимо значи-
тельно увеличить вес поршней, диаметр шеек коленчатого вала и
вообще площадь трущихся поверхностей для восприятия более
высоких давлений; однако в двигателе с воспламенением от сжатия
будет достаточным значительно меньшее увеличение, поскольку
наддув на 60% приведет к увеличению максимального давления при-
близительно на 20%, хотя период, в течение которого поддержи-
вается высокое давление, будет более продолжительным. Кроме того,
намного более низкая скорость нарастания давления уменьшит удар-
ную нагрузку на подшипники и т. д., поэтому в целом размеры тру-
щихся поверхностей двигателя с воспламенением от сжатия нужно
будет увеличить очень незначительно, или вообще не нужно уве-
Фиг. 82. Индикаторные диаграммы, снятые при работе на полной нагрузке.
личивать. На фиг. 82 показаны сравнительные индикаторные диа-
граммы, снятые на двигателях с воспламенением от искры (фиг. 82, а)
и от сжатия при е = 16 (фиг. 82, Ь) при работе с наддувом 60%.
152
Поскольку это относится к потерям трения, потери на привод
механизма газораспределения и агрегатов останутся неизменными.
Трение поршней и поршневых колец увеличится, в связи с более
высоким давлением газов, то же самое будет относиться и к подшип-
никам коленчатого вала.
Таблица 20
Потери на трение в кг/см2 в двигателе с воспламенением от искры
и в двигателе с воспламенением от сжатия
г Источник трения Двигатель е воспла- менением от искры Двигатель с воспла- менением от сжатия
без над- дува | с надду- вом без надду- ва с надду- вом
Вспомогательные агрегаты и клапан- ный механизм Коленчатый вал Поршни Полные потери за исключением ра- боты, затраченной на подачу воз- духа 0,176 0,28 0,56 1,02 0,176 0.316 0,634 1,13 0,21 0,42 0,88 1,51 0,21 0,460 0,95 1,62
Если не принять мер предосторожности и не усилить конструк-
цию того или другого двигателя, чтобы он мог воспринимать более
высокие давления газов, то изменения в чисто механическом трении
были бы, по существу, равными приведенным в табл. 20. Если пред-
полагается сохранить те же самые запасы прочности, что и в двига-
телях без наддува, то необходимо значительно увеличить размеры дви-
жущихся частей двигателя с воспламенением от искры. Такое усиление
увеличит чисто механическое трение, приблизительно, на 0,42 кг 1см\
так как при степени сжатия е = 6,0 при наддуве максимальное
давление увеличится приблизительно на 28 кг/см2. В двигателе с вос-
пламенением от сжатия добавочные потери от требуемого неболь-
шого увеличения размеров составят около 0,21 кг/см2. Эти величины
являются отчасти предположительными, но не намного ошибоч-
ными. Следовательно, полные механические потери станут равными
1,55 кг /см2, в двигателе с воспламенением от искры и 1,83 кг/см2
в двигателе с воспламенением от сжатия. Работа насосных ходов
изменится, конечно, от отрицательной величины до положительной.
Чтобы увеличить объем подаваемого воздуха в двигателе с воспла-
менением от искры на 60%, требуется избыточное давление воздуха
приблизительно 0,63 кг!см2 с учетом поправки на температуру и на
то обстоятельство, что объем камеры сгорания имеет такой же наддув,
как и рабочий объем цилиндра. Чтобы получить увеличение подачи
воздуха в двигателе с воспламенением от сжатия с его намного мень-
шим объемом камеры сгорания, необходимо иметь избыточное да-
вление около 0,70 кг!см*.
Индикаторная работа, затраченная на очистку и наполнение
цилиндров при работе с впуском воздуха из атмосферы, была най-
дена равной 0,246 кг/см2. При увеличении плотности воздуха на
60% она увеличится приблизительно до 0,35 «г/бш2. В противопо-
153
ложность этому имеются избыточные давления па впуске 0,63 и
0,7 кг/см? соответственно. Поэтому окончательно результат даст поло-
жительное среднее давление в двигателе с воспламенением от искры
0,28 кг 1см? и в двигателе с воспламенением от сжатия 0,35 кг/см?.
Следовательно, полные механические и насосные потери станут рав-
ными соответственно 1,27 и 1,48 кг/см?. Последняя величина в осо-
бенности оказывается намного меньше величины, определяемой при
проворачивании вала, так как при более высоких плотностях вообра-
жаемая петля при сжатии — расширении составит еще большую
относительную величину, и из наблюдений на других двигателях,
вероятно, можно заключить, что величина этих потерь при прово-
рачивании вала составит 1,9 или 1,97 кг!см\ Окончательно находим,
что при наддуве 60% с независимым приводом нагнетателя полные
потери трения и насосные потери составят соответственно 1,27 и
1,48 кг!см?, средние индикаторные давления 16,7 и 16,1 кг!см?, сред-
ние эффективные давления 15,4 и 14,6 кг/см?, а механические к. п. д.
будут соответственно равны — 92,9 и 91,3%.
Указанные выше величины не учитывают, конечно, мощности,
затрачиваемой на привод нагнетателя. Она настолько изменяется
в зависимости от к. п. д. нагнетателя и других факторов, что ее
трудно обобщить; поэтому эти величины относятся непосредственно
к случаю, когда нагнетатель для наддува приводится некоторым
независимым источником мощности, или отдельным двигателем, или
турбиной, работающей на выпускных газах, хотя в последнем слу-
чае нужпо было бы учесть добавочное противодавление на выпуске.
ВЫВОДЫ
На основании изложенного в главе можно сделать следующие
выводы.
1. Механические потери двигателя являются, главным образом,
функцией максимального давления сгорания, так как оно опреде-
ляет вес и, следовательно, силы инерции движущихся частей, диа-
метр и площадь основных трущихся поверхностей и нагрузку порш-
невых колец.
2. При прочих равных условиях механический к. п. д. является
функцией отношения среднего эффективного давления к максималь-
ному; чем выше это отношение, тем выше механический к. п. д.
3. В двигателях, используемых для автомобильного транспорта,
необходимо концентрировать внимание на условиях, которые полу-
чаются при работе двигателя с нагрузкой приблизительно 30%.
4. Во всех случаях применения двигателей необходимо стре-
миться к лучшему соотношению между к. п. д., с одной стороны,
и надежностью, прочностью и бесшумностью, с другой.
5. Во всех двигателях внутреннего сгорания простого действия
тронкового типа на долю потерь, связанных с движением поршня,
приходится наибольшая часть полных потерь трения, обычно около
50%.
ГЛАВА X
НАДДУВ
Применение наддува в двигателях с воспламенением от искры
обычно ограничено авиационными и автомобильными гоночными
двигателями и не получило распространения в двигателях другого
назначения. Значительно больше оснований для применения над-
дува в двигателях с воспламенением от сжатия.
Наддув можно использовать или для получения большей мощ-
ности в цилиндре с данными размерами, или для компенсации по-
нижения плотности воздуха с подъемом на высоту, или для того и
другого одновременно. Например, в двигателе для гоночного авто-
мобиля единственной целью применения наддува является получение
большей мощности в цилиндре; в авиационном двигателе наддув
служит не только для увеличения мощности, но и для компенсации
понижения мощности с подъемом на высоту.
Мощность, снимаемая с поршня двигателя внутреннего сгорания,
прямо пропорциональна расходу воздуха в единицу времени, умно-
женному на индикаторный к. п. д.
Полезная мощность на коленчатом валу равна этой мощности
за вычетом потерь на внутреннее трение в двигателе и большой
части мощности, затрачиваемой на привод нагнетателя, так как
в любом четырехтактном двигателе часть мощности (обычно меньше
и часто много меньше, чем 50%), затраченной на привод нагнетателя,
возвращается в виде полезной работы на поршне во время расшире-
ния при впуске.
Для любого заданного рабочего объема двигателя и для любого
заданного индикаторного к. п. д. индикаторная мощность может
быть удвоена увеличением в 2 раза или числа оборотов коленчатого
вала или плотности воздуха. Первый способ обычно не применяется
на практике, так как предполагается, что двигатель уже имеет число
оборотов вала, которое допускает надежность, и даже, если пойти
по пути дальнейшего увеличения числа оборотов, то, вследствие
недостаточной пропускной способности впускных органов и увеличе-
ния потерь на внутреннее трение из-за больших динамических сил,
можно не получить ожидаемых результатов.
Индикаторный к. п. д. можно увеличить, увеличивая степень
сжатия или расширения, но в двигателях с воспламенением от искры
155
возможности в этом направлении ограничены склонностью топлива
к детонации и очень быстрым увеличением максимального давления.
Округленно максимальное давление в цилиндре двигателя с воспла-
менением от искры растет на 8, 45 кг 1см? на каждую единицу увели-
чения степени сжатия. Однако с увеличением степени сжатия рост
индикаторного к. п. д. замедляется, а механические потери, являю-
щиеся следствием высоких максимальных давлений в цилиндре,
растут. Поэтому эффект от перехода на степени сжатия выше при-
близительно 7,5 или 8,0 незначителен, особенно, если средний коэф-
Фиг. 83. Зависимость между максималь-
ным pL и средним индикаторным рх давле-
нием, полученная на двигателе Е6 с пере-
менной степенью сжатия е при работе на
недетопирующем топливе.
фициент загрузки двигателя
очень низок, что и наблю-
дается в автомобильных дви-
гателях.
В гоночных автомобиль-
ных двигателях, у которых
коэффициент загрузки выше,
а также можно пойти на
некоторый риск с целью
уменьшения механических
потерь, может быть выгод-
ным применение степеней
сжатия 9 или 10*.
На фиг. 83 показана экс-
периментальная зависимость
между максимальным и
средним индикаторным дав-
лением при оптимальной
регулировке угла опереже-
ния зажигания и при составе
смеси, соответствующем мак-
симальной мощности, при
изменении степени сжатия от 5,0 до 13,0, полученная на двига-
теле Е6 с переменной степенью сжатия, причем действительные
значения очень мало отличаются от теоретических.
Отсюда видно, что отношение максимального давления к сред-
нему давлению изменяется от 3,6 при степени сжатия 5,0 до 7,9 при
степени сжатия 13.
Противоположное явление имеет место, когда при наддуве от-
ношение максимального давления к среднему индикаторному дав-
лению остается практически постоянным независимо от давления
наддува.
ОБЩИЕ СООБРАЖЕНИЯ
Если впуск в цилиндр двигателя происходит из атмосферы,
а выпуск из цилиндра осуществляется в атмосферу, то коэффициент
наполнения является функцией только рабочего объема и не зави-
* Настоящий вывод автора не подтверждается практикой. Со степенью
сжатия 9 4-10 уже выпускаются серийные автомобильные двигатели. (Прим,
ред.).
156
сит или почти не зависит от объема камеры сжатия; отсюда коэф-
фициент наполнения не зависит от степени сжатия, если пренебречь
совсем незначительным косвенным влиянием непосредственной по-
тери теплоты в стенки цилиндра во время короткого периода между
действительным концом выпуска и действительным началом
впуска.
Если же наполнение двигателя осуществляется при давлении
более высоком, чем противодавление на выпуске, то сказанное выше
несправедливо, так как происходит наддув камеры сжатия, так же
как и рабочего объема, до величины, зависящей от перепада давлений
воздуха на впуске и остаточных газов.
Предположим, например, что объем камеры сжатия составляет
20% от рабочего объема и что абсолютное давление наддува в 2 раза
больше давления окружающей среды; тогда, пренебрегая второсте-
пенными факторами, можно считать, что половина камеры сгорания
будет заполнена свежим зарядом. При этих условиях полезный
объем .цилиндра увеличивается на 10% и увеличение мощности
составит не 100, а 120%. Следовательно, если бы индикаторные
к. п. д. были одинаковые, то чем ниже степень сжатия и больше
объем камеры сжатия, тем больше изменяется мощность двигателя
при наддуве.
Если применяется нагнетатель с механическим приводом, то
противодавление на выпуске равно атмосферному давлению и может
быть полностью использовано преимущество наддува камеры сго-
рания; но, когда для привода нагнетателя применяется турбина,
работающая на выпускных газах, то это обусловливает определен-
ное противодавление на выпуске из двигателя, которое может быть
равно или даже больше давления наддува.
Разделив выпускную систему так, чтобы в любой одной трубе
выпускные потоки совсем не перекрывались, т. е. применяя
в случае четырехтактного двигателя отдельную короткую выпускную
трубу для каждой группы из трех цилиндров, можно значительно
снизить конечное давление выпуска, и благодаря этому тогда может
быть использована некоторая часть кинетической энергии на вы-
пуске для увеличения мощности турбины.
Независимо от того, будет ли нагнетатель приводиться в движе-
ние от турбины, работающей на выпускных газах, или с помощью
механической передачи от коленчатого вала, важно поддерживать
температуру воздуха после него по возможности низкой не только
для обеспечения подачи в цилиндр наибольшего весового заряда
воздуха, но также потому что:
1) в двигателе с воспламенением от искры чем выше начальная
температура *воздуха, тем больше склонность к детонации или пре-
ждевременному воспламенению;
2) в любом двигателе внутреннего сгорания температурный пере-
пад всего цикла является функцией начальной температуры; чем
выше начальная температура, тем больше потери благодаря как
непосредственной отдаче теплоты в стенки, так и благодаря диссо-
циации, и т. д.; поэтому индикаторный к. п. д., так же как и коэф-
157
фициент наполнения, уменьшается при любом увеличении темпера-
туры воздуха.
В качестве очень приближенного примера рассмотрим влияние
перепада температуры заряда при наддуве, скажем, в 100°.
В двигателе с воспламенением от искры со средней степенью
сжатия абсолютная температура копца сжатия, т. е. перед сгоранием
в этом случае будет приблизительно в 2 раза больше начальной,
температуры; при этом разница действительных начальных пара-
метров цикла станет равной 200° и температура пламени увели-ч
чится приблизительно па столько же; поэтому как непосред-
ственные потери теплоты, так и потери вследствие увеличения удель-
ной теплоемкости и диссоциации увеличились бы очень значительно,
что привело бы к соответствующему снижению индикаторного к. п. д.
В двигателе с воспламенением от сжатия с его более высокой
степенью сжатия разница начальной температуры в 100° означает
разницу приблизительно 300° температуры в конце сжатия и поэтому
всей остальной части цикла; кроме того, как было показано в гл. V,
двигатели с воспламенением от сжатия более чувствительны к не-
посредственной потере теплоты. С другой стороны, тогда как всякое
увеличение температуры конца сжатия или сгорания в двигателе
с воспламенением от искры увеличивает склонность к детонации
или преждевременному воспламенению, это не относится к двига-
телю с воспламенением от сжатия.
3. Все механические неисправности, возникающие при высокой
температуре, как заедание поршня, пригорание поршневых колец
и повреждения выпускного клапана, значительно увеличиваются
при любом увеличении температуры цикла.
Поэтому, с точки зрения влияния температуры, важным является
то, что адиабатический к. п. д. нагнетателя должен быть по возмож-
ности высок, и где только следует применять эффективное проме-
жуточное охлаждение воздуха между нагнетателем и цилиндром
двигателя; чем выше степень наддува, тем это имеет более важное
значение.
ДВИГАТЕЛИ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ ИСКРЫ С НАДДУВОМ
Помимо непосредственного увеличения мощности, обусловленного
большим весом воздуха, впускаемого за цикл, наддув двигателей
с воспламенением от искры дает следующий эффект.
1. Увеличенная плотность и несколько увеличенная темпера-
тура заряда (зависящая от степени промежуточного охлаждения
и т. д.) ускоряют процесс сгорания не только вследствие сокращения
периода задержки, но также вследствие увеличения скорости рас-
пространения пламени. В этом последнем случае эффект аналогичен
увеличению степени турбулентности. Так как в большинстве со-
временных двигателей с воспламенением от искры с тяжелой нагруз-
кой степень турбулентности уже достаточна, то эффект наддува
часто превосходит ее, делая двигатель поэтому более чувствительным
к составу смеси и суживает область горючести как со стороны верх-
него, так и со стороны нижнего пределов. Для получения лучших
158
результатов при наддуве нормальная степень турбулентности должна
быть несколько ниже, чем упомянутый выше оптимум.
2. Повышенные плотность и температура заряда увеличивают
склонность к детонации и к преждевременному воспламенению и
поэтому ограничивают степень наддува, которая может применяться
в бензиновых двигателях. Отсюда трудно сделать общие выводы,
так как некоторые топлива более чувствительны к действию темпе-
бедная богатая
Состав см оси
Фиг. 84. Зависимость между наибольшей допусти-
мой степенью сжатия емах и составом смеси.
наддуве. Склонность как к детонации, так и преждевременному
воспламенению всех летучих бензинов может быть значительно
понижена благодаря применению очень богатой смеси, порядка на
50—60% более богатой, чем смесь стехиометрического состава.
Эффект от этого двойной:
а) Все такие топлива и особенно топлива с высоким октановым
числом при одинаковых температурных условиях имеют понижен-
ную склонность к детонации, когда имеет место большой избыток
топлива.
Фиг. 84 показывает изменение наибольшей допустимой степени
е изменением состава смеси для топлив: циклогексана 7, топлива 2
е октановым числом 150, топлива 3 с октановым числом 150 и до-
15$
бавкой 0,88 см3 этиловой жидкости на литр и бензола 4 по резуль-
татам испытаний на двигателе с карбюратором Солеке при
1500 об/мин, температуре воздуха на впуске 120°, температуре
охлаждения 90° и при опережении зажигания, обеспечивающем во
всех случаях получение максимального давления в цилиндре 13е
после в. м. т.
б) Скрытая теплота парообразования избыточного топлива по-
нижает температуру на впуске. В случае топлив спиртовой груп-
пы, которые применяются в
гоночных автомобилях, это
имеет большое значение, но
в случае углеводородных
топлив, скрытая теплота
парообразования которых
сравнительно мала, это не
может быть очень важным
фактором.
3. Тепловые потери в
стенки цилиндра во время
сгорания и расширения уве-
личиваются не прямо про-
порционально степени над-
дува; например, при наддуве
2 ата при той же самой
температуре воздуха на
впуске, общий тепловой
поток в охлаждение в сред-
нем увеличивается только
приблизительно па 70%. Это
следует иметь в виду, потому
что индикаторный к. п. д.
был бы несколько увеличен,
но в большинстве случаев
любое увеличение индика-
торного к. п. д., являющееся
результатом уменьшения
Фиг. 85. Изменение среднего индикатор-
ного давления при различных степенях
сжатия и работе на богатых смесях топлив
с октановыми числами (о. ч.) от 60 до 100
с наддувом и без наддува:
1 — без наддува, pz = 77,3 кг/см2; 2 — с надду-
вом, е — 5, pz = 126,5 кг/см2-, 3 — с наддувом,
8|= 6, р2= 119,5 кг/см2; 4 — с наддувом, е = 7,
р~ = 112,5 кг/см2; 5 — с наддувом, е = 8, pz =
= 98,5 кг/см2.
тепловых потерь, будет в значительной степени компенсацией
потерь, обусловленных невозможностью работы на такой бедной
смеси, на которой работает двигатель без наддува. По этой же
причине увеличивается температура выпуска, а следовательно,
выпускной клапан находится в более тяжелых условиях.
На фиг. 85, являющейся комбинированной диаграммой, по-
строенной на основании многих опытов, проведенных в лаборатории
автора в течение 1930—1936 гг. на установках с переменной степенью
сжатия и других научно-исследовательских установках, показана
зависимость между октановым числом топлива и средним индика-
торным давлением, ограниченным началом детонации, когда:
а) степень сжатия повышается до момента начала дето-
нации;
160
б) при какой-нибудь заданной степени сжатия, среднее индика-
торное давление увеличивается путем наддува до того же самого
предела.
Предположим:
1) что двигатель имеет объем одного цилиндра между 1,5 и 2,5 л;
если больше, то среднее эффективное давление уменьшалось бы; если
меньше, то оно увеличивалось бы по закону прямой линии;
2) что цилиндр имеет жидкостное охлаждение; если цилиндр
с воздушным охлаждением, то температура стенки была бы выше и
мощность уменьшилась бы вследствие более раннего начала детона-
ции, или преждевременного воспламенения, или вследствие обоих
факторов;
3) что применяются тарельчатые клапаны, а не золотниковые;
в двигателях с золотниковым гильзовым распределением при над-
дуве всегда может быть использована степень сжатия выше при-
близительно на одну единицу или среднее индикаторное давление
больше приблизительно на 25%;
4) что температура заряда такая, какую дал бы нагнетатель,
имея адиабатический к. п. д. 70%. Если применяется промежуточ-
ное охлаждение, то все величины увеличились бы еще;
5) что число оборотов находится между 2000—3000 в минуту;
если ниже, то среднее индикаторное давление, ограниченное по-
явлением детонации, уменьшилось бы;
6) что применяемые топлива во всей области изменения октано-
вых чисел имеют нормальные средние характеристики; это послед-
нее является возможно самым опасным допущением, но во всех
опытах стремились к тому, чтобы избежать применения топлив,
которые, реагируя на изменение температуры, давления или со-
става смеси, дают результаты сильно отличающиеся от средних
значений;
7) что все испытания были проведены с отношением топлива
к воздуху между 50—60% в избытке по отношению к стехиометри-
ческому составу смеси; попытки провести подобные испытания со
смесью, дающей минимальный расход топлива, показали такие про-
тиворечивые результаты, зависящие от химического состава топлив,
что нельзя на основании их уверенно сделать общие выводы.
На фиг. 86 показаны результаты отдельного испытания (одного
из многих, взятых из серии), проведенного на двигателе с золотни-
ковым гильзовым распределением при использовании топлива с окта-
новым числом 87 при числе оборотов 2500 в минуту.
В этом случае со степенью сжатия 7,0 двигатель работал на
экономичной смеси, т. е. приблизительно на 10% обедненной, и
применялся наддув до появления первых признаков детонации, ко-
торая наступила когда среднее эффективное давление достигло
11,8 кг! см?. Затем смесь постепенно обогащалась и повышался над-
дув до тех пор, пока была достигнута та же самая интенсивность
детонации; обогащение смеси продолжалось до тех пор, пока не
было достигнуто значение, при котором дальнейшее обогащение не
давало эффекта. Действительно, после обогащения состава смеси
11 Заказ 2026.
161
до состава, соответствующего приблизительно 60% избытка топлива,
дальнейшее обогащение не только не уменьшало склонности к де-
тонации, но было даже указание на то, что оно увеличивает склон-
ность к детонации. Затем во впускной трубопровод подавалась
мелко распыленная струя воды, которая служит для прекращения
детонации, что достигалось частично под влиянием промежуточ-
ного охлаждения, а частично вследствие действия пара, как анти;
детонатора, допуская, тем самым, дальнейший наддув. Это прогрес-
сивно продолжалось, позволяя на каждой ступени наддува добавле-
нием достаточного количества воды предотвращать детонацию, пока
которое
Фиг. 86. Изменение максимального среднего эффективного давления в зависи-
мости от состава смеси и впрыска воды, топливо — бензин с октановым числом
87:
А — работа без детонации; Б — работа на смеси, обогащенной для предохранения от дето-
нации; в — работа с впрыском воды для предохранения от детонации; 1 — де — при работе
на бензине; 2 — при работе на бензине с впрыском воды; 3 — pz — максимальное
давление сгорания.
было пределом измерений на динамометре. Было замечено, что
с добавлением воды влияние пара как антидетонатора позволяет
значительно уменьшить отношение топлива к воздуху. Из кривой
(фиг. 86) видно, что при этих условиях работы двигателя предель-
ное среднее эффективное давление, которое можно было достигнуть
только на бензине с октановым числом 87 при экономичном составе
смеси, равно 11,8 кг1см\ соответствующее среднее индикаторное
давление равно 14,6 кг[см2. Путем обогащения смеси до предела сред-
нее эффективное давление могло быть повышено до 16,7 кг1сур (соот-
ветствующее среднее индикаторное давление равно 18,8 яг/ом2).
При впрыске воды среднее эффективное давление могло быть
увеличено до 20,4 кг [см? или до среднего индикаторного давления,
равного 22,4 кг!см\ и, возможно, бодыпе; в то же время отношение
топлива к воздуху могло быть снова снижено; действительно, с впры-
ском воды при использовании переобогащенной смеси было полу-
чено небольшое преимущество.
162
Фиг. 87. Одноцилиндровый четырехтактный быстроходный двигатель с воспламенением от искры и золотниковым гильзовым распределением.
Следует заметить, что полный расход жидкости, т. е. расход
топлива и воды, не намного больше расхода одного топлива, когда
двигатель работает на очень богатой смеси.
Наклон кривой максимального давления в цилиндре интересен
; той точки зрения, что после впрыска воды он не увеличивается,
даже имеет тенденцию к незначительному уменьшению, то же
самое относится к количеству теплоты, отдаваемой охлаждающей
воде, которая достигает максимума при среднем эффективном дав-
лении приблизительно 16,2 яг/сле2 и после этого уменьшается, пока
при среднем эффективном давлении 20,4 яг/сле2 теплоотдача дости-
гает того же значения, которое было при среднем эффективном дав-
лении 12 кг! см? без впрыска воды.
В этом, как и в других опытах, наддувочный воздух подавался
от независимого источника, но температура воздуха путем предва-
рительного подогрева регулировалась до значения, при котором
воздух подавался бы нагнетателем, имеющим адиабатический к. п. д.
70% и без промежуточного охлаждения.
На фиг. 87 показан продольный разрез двигателя, применяемого
для этих испытаний. Это одноцилиндровая экспериментальная уста-
новка с золотниковым гильзовым распределением с диаметром ци-
линдра 127 мм и с ходом поршня 139,7 мм очень массивной кон-
струкции, но цилиндр и цилиндровая головка авиационного типа,
выполненные из легкого сплава, предельно легки.
Однако при добавлении одной воды, испарение ее не было полным
даже при наибольшей степени наддува и было найдено более эффек-
тивным добавлять значительную часть какого-либо летучего алко-
голя, как напрмер метила, для того чтобы увеличить испаряемость.
Так как в авиации в некоторых случаях было желательно добавлять
какой-нибудь сорт антифриза, то считали, что метанол будет вы-
полнять две функции: предохранять воду от замерзания и увели-
чивать испаряемость. Метанол, однако, очень склонен к прежде-
временному воспламенению и по этой причине применять слишком
большие концентрации его нежелательно; безопасный предел будет
при смеси с отношением метанола и воды 50 : 50.
Сравнительные испытания с впрыском отдельной воды и л'ого
же самого количества воды, растворенной в топливе с помощью
общего растворителя, каким является ацетон, показали, что по-
следний был более эффективен, вероятно, вследствие того, что,
если воду смешивали в растворе, а затем с топливом, то испарение
в цикле заканчивалось много раньше и полнее может быть реализо-
вано действие скрытой теплоты парообразования.
С другой стороны, эксперименты с впуском сухого пара само-
стоятельно служили подтверждением того, что действие пара, как
разбавителя и антидетонатора, отличается от действия воды, как
охлаждающего агента, и, таким образом, должно оцениваться от-
дельно его двумя функциями.
Там, где применяются очень высокие давления наддува, как
например, на военных авиационных двигателях, выбор может быть
между промежуточным охлаждением посредством холодильника
11*
163
или посредством впрыска воды или смеси воды и метанола. Холо-
дильник не ограничивает время работы, но вносит дополнительное
сопротивление, некоторое дополнительное увеличение размеров в
трубопроводы; из-за большого расхода жидкости впрыск воды или
ее смеси с метанолом может быть применен только как временное
средство, но служит хорошим средством дополнительного увели-
чения мощности при взлете самолета и в экстренных случаях. На*
практике во время войны использовались оба метода, причем вы-
бор в большинстве зависил от типа и назначения самолета, на кото-
ром устанавливался двигатель.
Рассматривая двигатели с воспламенением от искры, видно, что
в применении к самолетам важное значение имеет наддув не только
как средство сохранения плотности воздуха с подъемом на высоту,
но также и как средство увеличения удельной мощности двигателя,
снимаемой с единицы как веса, так и с единицы лобовой площади
двигателя.
Величина максимального давления наддува, которая может быть
применена на двигателе с воспламенением от искры, определяется:
1) октановым числом топлива;
2) механической и тепловой напряженностью двигателя.
Как склонность к детонации, так и интенсивность теплового
потока могут быть уменьшены с помощью промежуточного охлажде-
ния в холодильнике, впрыска воды или с помощью того и другого;
вследствие применения последнего способа стало возможным до-
полнительно увеличить мощность на 20% без увеличения склон-
ности к детонации и интенсивности теплового потока в поршень,
стенки цилиндра или в выпускные клапаны.
В двигателях большой мощности, которые рассчитаны на ра-
боту при полном крутящем моменте лишь на высоком числе оборо-
тов, как, например, авиационные и судовые центробежный или осе-
вой нагнетатель, являются, вероятно, более подходящими, так как
и тот и другой могут эффективно работать при больших подачах
воздуха, чем может быть подано любой конструкцией объемного
нагнетателя сопоставимых размеров или веса; но на установках,
требующих большого крутящего момента на низких числах оборо-
тов, как например, па всех видах дорожного или железнодорожного
транспорта, этот тип нагнетателя непригоден и следует обратиться
к какой-нибудь конструкции подходящего объемного нагнетателя.
Однако, казал ось. бы, что существует только незначительный довод
в пользу наддува обычных дорожных транспортных двигателей
с воспламенением от искры, потому что:
1) первейшим требованием к таким двигателям является высокий
крутящий момент на низких числах оборотов, т. е. в условиях,
когда детонация была бы наиболее вероятна и устойчива, требуя
поэтому применения или очень высокооктанового и поэтому дорогого
топлива, или какого-нибудь дополнительного усложнения, как,
например, добавление воды или смеси воды и метанола;
2) вес и объем двигателя ограничены не так строго, как в авиации,
отсюда большой двигатель без наддува мог бы быть предпочтителен;
164
3) в настоящее время нет ротационного нагнетателя, который
может подавать воздух с высоким давлением на низких числах
оборотов.
ДВИГАТЕЛИ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ СЖАТИЯ С НАДДУВОМ
Все рассмотренные выше соображения имеют отношение к дви-
гателям с воспламенением от искры. Условия в двигателях с вос-
пламенением от сжатия отличаются, потому что:
1) опасность детонации и преждевременного воспламенения от-
сутствует;
2) чем больше плотность, тем короче период задержки воспла-
менения, а отсюда более спокойное, более регулируемое и более
совершенное сгорание;
3) хотя и важно поддерживать температуру заряда как можно
ниже, тем не менее увеличение температуры, хотя и понижает коэф-
фициент наполнения и индикаторный к. п. д., но не увеличивает,
как в случае бензинового двигателя, склонность к детонации
или преждевременному воспламенению; в противоположность в дви-
гателях с воспламенением от сжатия увеличение температуры имеет
тенденцию, хотя и очень слабую, содействовать процессу сгорания;
4) чем выше давление наддува, тем менее восприимчивым ста-
новится двигатель или к цетановому числу или к летучести топ-
лива; отсюда может быть использован более широкий ряд топлив,
но это применимо в полной мере только пока наддув имеет место
на всех числах оборотов и на всех нагрузках;
5) как было объяснено в главе «Распределение теплоты», прямая
потеря теплоты имеет большее значение в двигателе с воспламене-
нием от сжатия, чем в бензиновом двигателе; так как эта потеря
увеличивается только приблизительно до 0,6 работы на увеличение
плотности, то увеличение индикаторного к. п. д. вследствие сниже-
ния относительных потерь теплоты больше в двигателе с воспламе-
нением от сжатия, чем в двигателе с воспламенением от искры;
6) существует доказательство того, что в некоторых, если не
в большинстве, формах камер сгорания двигателей с воспламенением
от сжатия относительная доля кислорода, который может быть ис-
пользован, несколько увеличивается с увеличением плотности заряда.
Поэтому возврат мощности, затраченной на сжатие воздуха в по-
лезную мощность несколько больше, чем можно было бы ожидать
от непосредственного увеличения плотности и индикаторного к. п. д.
Эксперименты на двигателе «Комета III», сконструированном для
очень высоких давлений, показали, что на режиме, соответствующем
работе двигателя на пределе дымления при одинаковой темпера-
туре поступающего воздуха при наддуве и без наддува, относитель-
' ная доля используемого воздуха колеблется в пределах от 82 при
обычном всасывании из атмосферы до 86% при давлении наддувоч-
ного воздуха 3 ата\
7) по сравнению с двигателем с воспламенением от искры меха-
нический к. п. д. двигателя с воспламенением от сжатия зна-
165
чителыю ниже; отсюда при любом увеличении среднего эффектив-
ного давления эффект наддува получается больше, особенно когда
рост ре не сопровождается соответствующим увеличением макси-
мального давления. В двигателе с камерой «Комета III», например,
оптимальное отношение максимального давления к среднему эффек-
тивному при впуске воздуха из атмосферы было 7,7 : 1, а с наддувом
1,66 ата отношение падает до 6,2 :1, что является очень существен-,
ным. В двигателе с неразделенной камерой обнаружена очень по-
хожая связь при работе как в атмосферных условиях, так и при
наддуве, но отношение в обоих случаях было несколько выше;
8) при достаточном промежуточном охлаждении увеличение ме-
ханического и индикаторного к. п. д. будет больше, чем компен-
сация затраты мощности на привод нагнетателя при больших на-
грузках, когда нагнетатель имеет механический привод, и почти
во всей области нагрузок, когда для привода нагнетателя исполь-
зуется энергия выпуска, но многое, конечно, зависит как от к. п. д.
нагнетателя, так и от степени наддува и промежуточного охлажде-
ния; поэтому почти невозможно в области нагрузок определить
такой режим, за которым полный к. п. д. при наддуве будет улуч-
шен.
Из опытов, проведенных в лаборатории автора, на большом
числе быстроходных двигателей с воспламенением от сжатия как
с непосредственным впрыском, так и с разделенной камерой с диа-
метрами цилиндров 76,2—177,8 мм были получены следующие
результаты и выводы. В ходе этих экспериментов давление наддува
увеличивалось максимум до 7 ата.
Исследования могут быть разделены па следующие две группы:
1. Использование средних степеней наддува в двигателях нор-
мальной конструкции и со степенями сжатия, пригодными для
работы без наддува.
2. Использование очень высокого наддува в двухтактных дви-
гателях главным образом специализированной конструкции (но не
во всех), при котором двухтактный двигатель служит в качестве
элемента высокого давления комбинированной системы. В этом
случае для того чтобы поддерживать максимальные давления в ци-
линдре в практически ограниченных пределах, должна быть исполь-
зована относительно низкая степень сжатия и специализированная
конструкция.
Последняя группа исследований, вероятно, оправдывает себя
только тогда, когда будет полное использование потенциальной
энергии выпуска и представляет практический интерес лишь в
соединении со сложной системой; но полученные результаты по-
казали ее пригодность также для получения экстремальных точек
па характеристиках и тем самым служат подтверждением, того, что
нет изменений или нарушений в общей закономерности влияния
наддува.
Выводы и результаты, из которых они вытекают, относятся
в первую очередь к первой группе исследований, хотя они отлича-
ются лишь количественно, когда применяются ко второй.
166
В первой группе исследований предполагается, что двигатель
должен быть четырехтактного типа, имеющий достаточно высокую
степень сжатия, чтобы обеспечить нормальный пуск в холодном
состоянии и работу при обычных условиях на впуске и на легком
газойле, но видоизмененный лишь в некоторых второстепенных
деталях, когда это необходимо или желательно.
Все результаты в этой группе исследований получены на быстро-
ходных двигателях, главным образом на одноцилиндровых экспе-
риментальных установках. Все испытания были проведены с пода-
’чей воздуха от главной компрессорной установки; поэтому все
полученные данные относятся к суммарной мощности, а в отношении
мощности, затраченной на приводной нагнетатель, не было сделано
никаких допущений. С другой стороны, экспериментальные уста-
новки имеют по сравнению с многоцилиндровыми двигателями низ-
кий механический к. п. д., отсюда все значения расхода топлива,
полученные на основе использования тормозной мощности, не-
сколько выше, чем обычные.
Практически верхний предел наддува достигается, когда макси-
мальные давления в цилиндре такие, что вызывают:
1) заедание поршневых колец и сильный износ гильзы;
2) перегрузку подшипников;
3) прорыв газов в стыке между цилиндром и головкой.'
В двигателе обычной конструкции с подшипниками из свин-
цовистой бронзы и с коленчатым валом с поверхностной закалкой
шеек максимальное давление в цилиндре допустимо до 84,5 кг)см2.
Как будет показано позднее, это влечет за собой ограничение
давления наддува до величины, не превосходящей 2 ата, если ис-
пользуемая степень сжатия равна приблизительно 15.
ОБЩИЕ ВЫВОДЫ
При наддуве сокращается период задержки воспламенения и
в результате:
а) двигатель работает очень спокойно и плавно;
б) оптимальное отношение максимального давления к давлению
в конце сжатия значительно ниже и лучше регулируется.
На фиг. 88 показано влияние начала впрыска, определенного
по мениску (действительное начало впрыска несколько градусов
позднее), па характеристику двигателя с камерой «Комета III»
D = 127 мм, S = 127 мм, п = 1250 об/мин, избыточное давление
воздуха на впуске 0,69 кг/см? и температура воздуха — 60°. В этих
испытаниях количество топлива, подаваемого за цикл (так же как
и все другие условия испытаний), поддерживалось постоянным,
а изменялся только момент начала впрыска. Необходимо отметить,
что:
’ а) при регулировке угла опережения впрыска в статических
условиях 6—5° до в. м. т. индикаторная диаграмма является фак-
тически диаграммой цикла с постоянным давлением, т. е. давление
конца сжатия и максимальное давление почти одинаковы и равны
70,3 KzjcM?-,
167
2 и 1 6 'У2 1 1 h 9 Z 2 0°
р кг/см? Q1
J! «Я" 77 р —
70 63 56
Pz’Pc кг/см2 91 Oh
Рг
ОЧ> 77
Рс \ 10 Ре г/л.с 777
А 2,0 1,0 0 Ре CL/ 181,5
Л > < г -о >•
-Ре - Ре кг/см7 12,6 11,9
С f7 'i J
2 4 6 8 10 12 6° Фиг. 88. Влияние угла 0° опережения впрыска, отрегулированного по мениску, на характеристику и индикаторную диаграмму двига- теля Е18/1 «Комета III».
б) при этой регулировке угла опережения впрыска среднее эф-
фективное давление лишь на 5%, а удельный расход топлива на
4% ниже абсолютного оптимума;
в) для всех условий работы оптимальная характеристика полу-
чена при угле опережения впрыска 9° до в. м. т., при котором мак-
симальное давление в цилиндре равно 81,5 кг!ы&\
г) с регулировкой угла опережения впрыска более ранней,
чем 9° до в. м. т., улучшение показателей двигателя незначительно'
и не достаточно, чтобы оправдать более высокое максимальное дав-
ление.
На фиг. 89 показаны результаты испытаний, проведенных при
одинаковых условиях на аналогичной экспериментальной уста-
новке, но с камерой сгорания с непосредственным впрыском на
двигателе Е16/10 D = 120,5 мм, S = 139,7 мм, п = 1250 об/мин,
избыточное давление воздуха на впуске 0,69 кг/см2, температура
воздуха 60°; работа на пределе дымления на всем диапазоне испы-
таний.
При сравнении необходимо отметить, что:
а) удельный расход топлива на оптимальном режиме прибли-
зительно на 3% ниже, чем удельный расход с камерой «Комета III»
и приблизительно на 6% ниже, чем при работе двигателя без над-
дува;
б) диаграмма с постоянным давлением получается при предваре-
нии впрыска около 7°, при котором среднее эффективное давление
на 10%, а удельный расход топлива примерно на 8% ниже опти-
мальных;
в) оптимальные условия, обеспечивающие минимальный удель-
ный расход, получаются при угле опережения впрыска около 13°
и максимальном давлении около 85,5 кг/см?, но при этой регули-
ровке опережения впрыска среднее эффективное давление все же
примерно на 4% ниже оптимального.
На фиг. 90 показаны нагрузочные характеристики при наддуве,
полученные при работе на различных сортах топлива, указанных
в табл. 21, а на фиг. 91 —общий вид индикаторных диаграмм для
тех же самых топлив по данным испытаний на двигателе Е18/1
«Комета III» D = 127 мм, S = 139,7 мм.
Таблица 2Т
Топлива, использованные при проведении испытаний
Кривые на фиг. 90 и 91 Топливо Цета- новое число Уд. вес при 1 5° Ре В КЗ/СЛ<8 из диаграмм на фиг. 91
1 Тяжелое дизельное 38 0,9145 10,6
2 Судовое дизельное 43 0,8730 10,53
3 Тяжелое дизельное 34 0,9155 10,93
4 Индустриальное дизельное .... 40 0,8930 10,7
5 Автомобильный газойль 49 0,8495 10,58
6 Тяжелое котельное — 0,9450 10,6
169
Испытания проводились при числе оборотов вала двигателя
1250 в минуту, избыточном давлении воздуха на впуске 0,69 яг/ои2,
•его температура — 30°, температура масла на входе — 60°, темпера-
тура воды на входе — 70°, максимальное давление ограничено
Фиг. 89. Влияние угла 0° опережения впрыска, отрегулированного в статиче^
ских условиях, на характеристику и индикаторную диаграмму двигателя с не-
посредственным впрыском.
77,3 кг/см? при ре = 10,53 на фиг. 90 точки а соответствуют
работе на пределе дымления.
Из фиг. 90 и 91 следует:
а) что показатели при наддуве — фактически одинаковые на всех
испытанных топливах, несмотря на очень широкие пределы изме-
170
нения удельного веса, летучести и цетанового числа. Значение сред-
него эффективного давления на пределе дымления изменяется лишь
на 6% сверх экстремального значения;
б) хотя на графике удельный расход в а/л. с. ч. топлива с более
низкой теплотворностью меняется, характер изменения кривых
Фиг. 90. Нагрузочные характеристики двигателя Е18/1 «Комета III».
удельного расхода в каждом случае одинаковый в пределах границ
испытаний, за исключением лишь расхода адмиралтейского тяже-
лого топлива (30% газойля и 70% остатка), который немного больше,
особенно на верхнем пределе нагрузки.
к
7 X \
ш' К ! \ \
-7 \ \
Зя/ ^2 \ \
i -3 \
Ж \ \ \
\ \
X X X
- “ ** —
Р
хг/см*
84
77
70
63
56
49
42
35
28
21
14
7
О
140 120 100 80 60 40 20 в.м.т. 20 40 60 80 100 (Х°
Фиг. 91. Индикаторные диаграммы, снятые на двигателе Е18/1 «Комета III».
Графики, показанные на фиг. 92 и 93, подобны рассмотренным
выше, но получены для различных топлив (табл. 22) при более низ-
ком числе оборотов и их можно сравнить с кривыми на фиг. 94 и
95, которые получены для тех же самых топлив при том же самом
числе оборотов, но на двигателе без наддува.
171
Фиг. 94. Нагрузочные характеристики двигателя Е18/1 «Комета III»»
172
Таблица 22
Топлива, использованные при проведении испытаний
Кривые на фиг. 92-95 Топлива Цета- новое число Уд. вес при 15° Ре в кг/см2 из диаграмм на фиг. 93 Ре в КЗ/см2 ИЗ диаграмм на фиг. 95
1 Тяжелое дизельное 38 0,9145 11.25 5,12
2 Судовое » 43 0,8730 11,25 5,10
3 Тяжелое » ... 34 0,9155 11,25 4,77
4 Индустриальное дизельное . . 40 0,8930 11,32 4,95
5 Автомобильный газойль 49 0,8495 — —
6 Тяжелое котельное . I — 0,9450 11,32 5,0
7 Легкое котельное . . 41 0,9120 11,4 5,05
Р
кг/см1
140 120 100. 80 60 40 20 0 20 40 60 80 а°
Фиг. 95. Индикаторные диаграммы двигателя Е18/1 «Комета III».
Испытания проводились при следующих условиях:
число оборотов в мин. ................................. 500
избыточное давление воздуха на впуске в кг/см2 . 0,69
температура воздуха в °C................................ 30
температура масла на входе в °C .......... . 60
температура воды на входе в °C...........................70
максимальное давление в цилиндре при работе на автомо-
бильном газойле в кг/см2............................ . 72,5
среднее эффективное давление в кг/см2 .... . 11,25
угол опережения впрыска до в. м. т. в град. 10
На фиг. 92 и 94 точки а соответствуют работе на пределе дымле-
ния Л, Результаты, показанные на фиг. 94 и 95, получены при испы-
тании двигателя без наддува; другие условия испытаний такие же,
как и при испытании двигателя с наддувом. При работе без наддува
на тяжелом котельном топливе при ре = 1,68 кг/см* наблюдались
пропуски воспламенения.
173
Из графиков на фиг. 92—95 можно видеть, что при работе без
наддува характеристики на той же самой группе топлив сильно
отличаются. В большинстве случаев двигатель работал очень не-
равномерно и шумно, а при работе на стандартном нефтяном топ-
ливе выпуск был дымный на протяжении всех испытаний, наблюда-
лись пропуски вспышек на малых нагрузках и двигатель не рабо-
тал на холостом ходу.
Все это подтверждает, что сокращение периода задержки вос-
пламенения и улучшение сгорания является в большой степени
функцией давления, чем температуры, хотя оба фактора имеют
значение.
Фиг. 96. Влияние промежуточного охлаждения на удельный расход get темпе-
ратуру tp выпуска и максимальное давление р2 в цилиндре по опытам на одно-
цилиндровом четырехтактно л двигателе Е18/1 «Комета III».
На фиг. 96 показано изменение экономичности и температуры
выпуска, полученное при промежуточном охлаждении с 90 до 60
и 30° при работе на тяжелом дизельном топливе с удельным весом
0,9145 при 15°.
Испытания проводились при следующих условиях:
число оборотов вала двигателя в мин.
температура воздуха на впуске в °C
давление воздуха на впуске в ата
температура масла на входе в °C
температура воды на входе в °C .
1250
30; 60; 90
1,66
60
70
Точки а соответствуют работе двигателя на пределе дымления.
На фиг. 97 показано изменение тепловых потерь в рубашку
в двигателе с промежуточным охлаждением при работе на тяжелом)
дизельном топливе с удельным весом 0,9145 при 15°.
174
Испытания проводились при следующих условиях:
число оборотов двигателя в мин. ....................... 500
избыточное давление воздуха на впуске в кг/см2 . 0,69
температура воздуха на входе в °C 30; 60; 90
Точки а соответствуют работе на пределе дымления.
Из кривых видно, что снижение температуры наддувочного
воздуха при промежуточном охлаждении на 60° уменьшает тепло-
вой поток в поршни, стенки цилиндра и т. д. с 92 до 60,5 ккал/мин
или более чем на 1/з; в результате при работе двигателя со средним
эффективным давлением 10,55 кг! см? па 500 об/мин удельный рас-
ход топлива снижается с 195 до 177 г/л. с. ч. Это до некоторой сте-
пени предельный случай, потому, что на очень низком числе обо-
Фиг. 97. Влияние температуры воздуха на впуске на расход топлива и потери
теплоты в охлаждающую воду по опытам на одноцилиндровом четырехтакт-
ном двигателе Е18/1 «Комета III».
На фиг. 96 показано, что подобное понижение температуры
наддувочного воздуха при работе двигателя со средним эффектив-
ным давлением 10,55 кг! см? при 1250 об/мин ведет к уменьшению
температуры выпуска с 515 до 410°. В этом случае благодаря более
высокому числу оборотов влияние уменьшения тепловых потерь
на индикаторный к. п. д. выражено, конечно, менее резко, но даже
при этом удельный расход топлива уменьшается с 175 до
166 г/л. с. ч.; максимальное давление в цилиндре, однако, увеличи-
вается приблизительно на 5%.
На всех числах оборотов и больше особенно на низких, а именно
вплоть до 20% от номинальных, двигатель при наддуве работает
совершенно спокойно.
На всем диапазоне исследованных чисел оборотов вала увели-
чение среднего индикаторного давления незначительно, а увели-
чение эффективного давления на пределе дымления значительно
больше, чем увеличение плотности наддувочного воздуха. Первое-
175-
следует объяснить частично увеличением коэффициента напол-
нения при наддуве, а главным образом, более высоким индикатор-
ным к. п. д., с которым используется топливо, а последнее более
высоким механическим к. п. д. Среднее эффективное давление на
пределе дымления при работе без наддува при числе оборотов 1250
в минуту и при температуре воздуха на впуске 30° равно 8,08 кг!см?.
Из фиг. 96 можно видеть, что среднее эффективное давление,
при одинаковых числах оборотов и температуре на впуске, но с над-
дувом 0,69 ати равно 15,45 кг!см? (отношение давления на впуске
и плотности равно 1,66 : 1; отношение средних эффективных да-
влений 1,92 : 1).
При одинаковой температуре воздуха на впуске относительные
тепловые потери в охлаждающую воду уменьшаются с увеличением
плотности приблизительно в том же отношении, как с увеличением
числа оборотов без наддува, т. е. если мощность увеличивается
вдвое вследствие увеличения плотности воздуха в 2 раза или вслед-
ствие увеличения числа оборотов в 2 раза при атмосферной плот-
ности тепловой поток в стенки цилиндра, поршни и т. д. остается
в основном таким же при условии, что температура воздуха под-
держивается постоянной.
В быстроходном двигателе с высокой степенью сжатия обычной
конструкции немного (если совсем ничего) достигается в резуль-
тате продувки цилиндра, так как впускные и выпускные клапаны
располагаются так близко один от другого, что перекрытие при-
водит только к «короткому замыканию». Если учесть потери воздуха
(на который должна затрачиваться работа в нагнетателе) и неиз-
бежное искажение формы камеры сгорания для того чтобы обеспе-
чить перекрытие клапанов, то суммарный эффект обычно получается
отрицательный. Никакого значительного понижения температуры
поршня нельзя ожидать даже с очень большими перекрытиями
клапанов при значительных потерях воздуха1. Казалось бы, если
используется газотурбонагнетатель на выпуске, то продувка ци-
линдра при перекрытии клапанов может оправдать себя и тогда
выгодно понижать температуру выпуска до значения приемлемого
для турбины. Но даже и в этом случае использование перепуска
некоторого количества воздуха в обход цилиндра с помощью регу-
лятора или термостата с целью снижения температуры выпуска
до допустимого предела, вероятно, должно быть более выгодным.
Ясно, чем выше степень наддува, тем более дорога потеря воздуха
при продувке или «коротком замыкании».
В пояснении к фиг. 96 подчеркивалось значительное воздействие
промежуточного охлаждения на температуру выпуска. При темпе-
ратуре воздуха 90°, т. е. без промежуточного охлаждения, темпера-
тура на выпуске 600° достигалась при среднем эффективном давле-
нии 11,95 кг/см?*, с промежуточным охлаждением до температуры
30° среднее эффективное давление свыше 14,6 кг!см? может быть
1 С этим выводом автора нельзя согласиться, так как он расходится с дан-
ными практики. (Прим, ред.)
176
достигнуто при той же самой температуре выпуска или, наоборот,
при среднем эффективном давлении 11,95 кг/см? промежуточное
охлаждение с 90 до 30° снижает температуру выпуска
на 140°.
После рассмотрения всех имеющих значение факторов ка-
залось бы, что для двигателя обычной конструкции и разме^в
и имеющего степень сжатия достаточно высокую, чтобы удовлетво-
рительно работать без наддува, оптимальная степень наддува лежит
между 1,5 и 2,0 ата. При наддуве ниже 1,5 ата сомнительно, бу-
дут ли в случае небольшого двигателя, т. е. мощностью приблизи-
тельно ниже 100 л. с., полностью оправданы дополнительные за-
траты и усложнения, в то время как при наддуве выше 2 ата высокие
максимальные давления в цилиндре будут требовать более прочную
Фиг. 98. Сравнительное протекание нагрузочных характеристик и кривых
максимального давления pz в цилиндре для двигателей с камерой «Комета III»
(штриховые линии) и с непосредственным впрыском (сплошные линии).
конструкцию двигателя. Если наддув возможен во все времена
и при любой нагрузке и числе оборотов, то может быть использо-
вана более низкая степень сжатия и допущен более высокий наддув
в пределах того же самого ограничения максимального давления.
Это оказывается во всяком случае важным обстоятельством, если
должны будут применяться тяжелые топлива.
СРАВНЕНИЕ НЕПОСРЕДСТВЕННОГО ВПРЫСКА С ВПРЫСКОМ
В РАЗДЕЛЕННУЮ КАМЕРУ ПРИ НАДДУВЕ
При работе без наддува двигатели с разделенными вихревыми
камерами типа «Комета III» имеют расход топлива выше прибли-
зительно на 5—10% вследствие относительно более высоких тепло-
вых потерь, но благодаря лучшему использованию воздуха дают
на 10—15% большую мощность на пределе дымления, чем двигатели
12 Заказ 2026. 177
с непосредственным впрыском и с вихреобразованием при всасы-
вании.
При наддуве относительные тепловые потери в обоих типах
камер меньше, а разница в индикаторном к. п. д. уменьшается
и при давлении наддува 2 ата исчезает.
На фиг. 98 показаны сравнительные характеристики двигателя
с’камерой «Комета III» и с непосредственным впрыском при наддуве
0,69 ати на 1250 об/мин, температуре воздуха 30°, температуре
масла на входе 60°, температуре воды на входе 70°; точки а соот-
ветствуют работе на пределе дымления.
ГЛАВА XI
ДВУХТАКТНЫЙ ДВИГАТЕЛЬ
В двигателе с воспламенением от сжатия, в котором в цилиндр
поступает чистый воздух и поэтому может быть допущена неко-
торая потеря заряда, очень выгодно применение двухтактного
цикла, в особенности в тех случаях, когда ограничено число обо-
ротов вала и когда достаточно высок коэффициент загрузки двига-
теля, т. е. для судовых, стационарных двигателей и т. д.
Двухтактный двигатель по сравнению с четырехтактным имеет
следующие преимущества:
1. Может быть получена более высокая мощность, чем на четы-
рехтактном двигателе без наддува такого же веса и объема.
2. Для получения одинакового с четырехтактным двигателем
крутящего момента необходимо в 2 раза меньшее число цилиндров,
топливных насосов и форсунок. Этот аргумент, однако, является
иногда больше кажущимся, чем реальным, ибо в установках, где
важна хорошая динамическая уравновешенность, минимальное
число цилиндров, которое может быть применено, в значительной
мере ограничивается условием уравновешивания, если не прибегать
к дополнительным уравновешивающим устройствам, т. е. к услож-
нению двигателя.
3. Отсутствие знакопеременной нагрузки на подшипники обу-
словливает более плавную и спокойную работу двигателя, но может
привести к повреждению подшипников поршневого пальца.
4. В своем наиболее простом выполнении, а именно, с криво-
шипно-камерной продувкой, двухтактный двигатель имеет наи-
меньшее число рабочих частей (но также и минимум досто-
инств).
В четырехтактном двигателе одни и те же движущиеся части
выполняют попеременно функции генератора энергии и очистки
и наполнения цилиндра.
Первое требует, чтобы они были достаточно массивными, спо-
собными выдержать очень высокие давления и интенсивный тепло-
вой поток, которым они подвергаются; это требует также, чтобы
они были снабжены соответствующими уплотнительными кольцами,
обеспечивающими герметичность; все эти условия вызывают тяже-
лые нагрузки на подшипники от потерь на трение и от динамических
нагрузок.
12*
179
Вторая функция — функция очистки и наполнения цилиндра —
может быть выполнена соответственно предельно легкими движу-
щимися частями, которым нет необходимости иметь возвратно-
поступательное движение, а по причине низких действующих да-
влений они не нуждаются в уплотнительных кольцах.
Следовательно, в четырехтактном двигателе потери на очистку
и наполнение цилиндра совершенно несоизмеримы с потерями на1
трение. Это соображение часто забывают, когда сравнивают двух-
и четырехтактные двигатели. Во втором случае, обычно, потери
в двигателе (от головки поршня до маховика двигателя) склады-
ваются из потерь на трение и насосных потерь (последние опре-
деляются из индикаторной диаграммы, снятой с помощью слабой
пружины, и представляют собой поэтому только работу воздуха);
но к этому надо добавить около половины общих потерь на внут-
реннее трение, наблюдающихся во время очистки и наполнения
цилиндра; строго говоря, добавлять нужно не точно половину,
потому что в течение нерабочих циклов поршневые кольца не на-
гружаются давлением газа, а подшипники также не подвергаются
достаточно высокой нагрузке. Поэтому оказывается, что прибли-
зительно 40% всех потерь на механическое трение в четырехтактном
двигателе должно быть отнесено к процессам очистки и наполнения.
В двухтактных двигателях и, особенно, когда применяется
отдельный нагнетатель с механическим приводом, очистка и напол-
нение цилиндра обычно целиком совершаются за счет работы на-
гнетателя, причем затраты мощности как на все процессы, связан-
ные с передвижением воздуха, так и на внутреннее трение, объеди-
нены.
В двухтактном двигателе тяжелые движущиеся части предназ-
начены исключительно для осуществления процессов, связанных
с производством работы (цель, для которой они сконструированы),
в то время как функция очистки и наполнения цилиндра осуще-
ствляется отдельными движущимися частями, установленными,
только для этой цели и поэтому имеющими довольно низкие потери
на трение.
С другой стороны, двухтактный двигатель требует приблизи-
тельно на 40—50% больше воздуха при той же самой полезной
мощности, что и четырехтактный, и поэтому работа на подачу воз-
духа, в отличие от работы, затрачиваемой на преодоление трения
в продувочном насосе, будет соответственно больше.
В двухтактном двигателе некоторая часть хода поршня отво-
дится на очистку и наполнение цилиндра; сколько — вопрос спор-
ный и зависит от типа и конструкции двигателя и от предполагае-
мого числа оборотов вала, но, в лучшем случае, доля потерянного
хода1 должна составлять, по крайней мере, 10%, а вообще —
ближе к 20%.
1 Эта рекомендация автора может быть отнесена к двигателям с прямоточ-
ной продувкой и к двигателям низкооборотным; быстроходные двухтактные
двигатели с петлевой продувкой имеют долю потерянного хода до 35—40%.
(Прим. ред.).
180
Кроме того, в двухтактном цикле время, отводимое на очистку
и наполнение цилиндра, значительно меньше, чем в четырехтакт-
ном цикле, а именно, около 33% от полного цикла, против 50% —
в четырехтактном цикле.
Поэтому в двухтактном двигателе в цилиндр за меньшее время
подается большее количество воздуха по весу и это, конечно, уве-
личивает работу, затрачиваемую на подачу воздуха. Следует иметь
в виду, что давление, необходимое для обеспечения подачи опре-
деленного веса воздуха за цикл через окно или клапан определен-
ного размера, увеличивается пропорционально квадрату числа
Фиг. 99. Сравнительное протекание кривых работы,
затрачиваемой на очистку и наполнение цилиндров
типичных двух- и четырехтактных двигателей одина-
ковой мощности.
оборотов вала, а мощность — пропорционально кубу числа обо-
ротов.
Если сравним оба цикла, то найдем, что в четырехтактном
цикле индикаторная работа, затрачиваемая на очистку и наполне-
ние цилиндра, очень мала даже при высоких числах оборотов вала,
но в результате несоизмеримо высоких потерь на механическое
трение общая затрата эффективной работы достаточно велика;
потери же на трение не растут с увеличением числа оборотов вала
в такой же степени, как насосные потери.
Поэтому можно сделать вывод, что полная работа, затрачиваемая
во время очистки и наполнения цилиндра, должна быть меньше
в двухтактном двигателе на низких числах оборотов вала,
но больше — на высоких и поглощает большую часть мощности
.двигателя, когда оба двигателя работают на очень высоких числах
оборотов вала, допустимых с точки зрения механической прочности.
Кривые на фиг. 99 приближенно показывают порядок величин
работы, затрачиваемой во время очистки и наполнения цилиндров
типичных двух- и четырехтактных двигателей одинаковой мощ-
181
ности, а именно, около 30 л., с. в цилиндре в интервале чисел оборо-
тов 600—2400 в минуту. На фиг. 99: А — четырехтактный двига-
тель; работа только на подачу воздуха. Коэффициент наполнения
80% при нормальных температуре и давлении; В — четырехтакт-
ный двигатель; работа на подачу воздуха плюс 40% работы меха-
нического трения; С — двухтактный двигатель; избыточное да-
вление рк продувочного воздуха (кг/см2); D — двухтактный дви-
гатель; общая работа, затрачиваемая на привод продувочного насоса
при избытке воздуха 50%, т. е. 1,2 рабочего объема при нормальных
температуре и давлении и при общем к. п. д. продувочного насоса
60%.
Можно заметить, что кривые потребляемой мощности пересе-
каются в области приблизительно 1300 об/мин и что после этого
кривая у двухтактного двигателя поднимается очень круто.
Если бы все другие условия были одинаковыми, то из этого сле-
дует, что расход топлива на полной нагрузке двухтактного двига-
теля был бы ниже, чем расход топлива на полной нагрузке четырех-
тактного двигателя при числах оборотов вала меньших, чем число
оборотов в точке пересечения двух кривых и выше — при числах
оборотов вала больших, чем число оборотов в точке пересечения
двух кривых, увеличиваясь приблизительно на 15% на самых вы-
соких числах оборотов. Это последнее может быть серьезным пре-
пятствием на пути распространения двухтактного двигателя, если
даже оба двигателя работали бы на полной нагрузке; на малых
нагрузках сравнение еще более невыгодно для двухтактного дви-
гателя, так как мощность, расходуемая на процессы очистки и
наполнения, не изменяется, в то время, как ее относительная вели-
чина чрезвычайно увеличивается.
Кривые на фиг. 99 могут рассматриваться как типичные, харак-
теризующие общую закономерность, но как абсолютные величины,
так и точка пересечения будут в значительной мере зависеть от
типа и конструкции двухтактного двигателя.
Например, потери на наполнение могут быть значительно умень-
шены, если затрачивать на это большую часть полезного хода,
но это имеет свой предел, так как, в свою очередь, вызовет умень-
шение степени распшрения и тем самым уменьшение как индикатор-
ного к. п. д., так и эффективной цилиндровой мощности.
Многое зависит также от конструкции щелевого или клапанного
распределения цилиндра, от типа воздуходувки или продувочного
насоса, но, хотя все эти факторы могут так или иначе оказывать
влияние на положение точки пересечения, они не могут значительно
изменить ее положения, а общий характер зависимости должен
сохраниться. Из этого можно заключить, что при одинаково хоро-
ших условиях сгорания и при равной степени расширения эффек-
тивный к. п. д. двухтактного двигателя на полной нагрузке должен
быть лучше, чем эффективный к. п. д. четырехтактного двигателя
на низких или средних числах оборотов вала, но что при высоких
числах оборотов и особенно на высоких числах оборотов и малых
нагрузках двухтактные двигатели, очевидно, всегда невыгодны;
182
выходит, что они не подходят для таких установок, как дорожный
транспорт, где преобладают эти условия работы.
Максимальная мощность любого двигателя внутреннего сго-
рания, двух- или четырехтактного, является функцией веса воз-
духа, который может быть подан и оставлен в цилиндре. В четырех-
тактном двигателе с воспламенением от сжатия с тарельчатыми
клапанами общепринятого типа ввиду очень малого объема камеры
сжатия и необходимости избегать каких-либо выемок в камере
сгорания, клапаны должны быть расположены в головке цилиндра
и в пределах его или, только очень незначительно, выходить за пре-
делы диаметра цилиндра; поэтому пропускная способность двигателя
ограничивается этими условиями.
Если применяются только два клапана, то максимальная про-
пускная способность практически является такой, которая ограни-
чивается рабочей скоростью поршня около 10,15 м/сек, т. е. выше
этой скорости коэффициент наполнения начинает резко падать
вследствие потерь в каналах и клапанах, а характеристика двига-
теля ухудшается, но ограничивающим пределом является скорость
поршня, а не число оборотов вала.
Когда применяется несколько клапанов, то этот предел может
быть значительно выше 12,69 м/сек, если использовать все пре-
имущества большого числа клапанов, но в действительности другие
механические ограничения обычно начинают ограничивать пре-
дельную величину скорости поршня, которая может быть допущена
из условий безопасности. Поэтому только тогда, когда механическая
прочность конструкции двигателя допускает очень высокие ско-
рости поршня, или когда высокая скорость поршня требуется только
на короткий промежуток времени, применение нескольких клапанов
становится существенно выгодным.
Поэтому предельная мощность четырехтактного двигателя без
наддува определяется его пропускной способностью, ограничивае-
мой скоростью поршня, а не числом оборотов вала. В двухтактном
двигателе со щелевым распределением получается обратный слу-
чай и предел мощности, определяемый пропускной способностью,
ограничивается числом оборотов вала, а не скоростью поршня.
Рассмотрим случай двух обычных одинаковых двухтактных
двигателей: один — с ходом поршня, равным диаметру цилиндра,
а другой — с ходом поршня в 2 раза большим диаметра.
В обоих случаях высота окон одинаковая, скажем, равная 15%
от хода поршня; тогда в случае длинноходого двигателя высота,
а, следовательно, и площадь окон будет в 2 раза больше, чем у ко-
роткоходого, и пропускная способность тоже вдвое больше. По-
этому поскольку речь идет о пропускной способности, а в случае
двухтактного двигателя она является решающей, то, хотя оба дви-
тателя работают с одинаковым числом оборотов, все же скорость
поршня у длинноходого двигателя вдвое больше, чем у коротко-
ходого. Если теперь учесть, что пропускная способность опреде-
ляет величину мощности как двухтактных, так и четырехтактных
двигателей с воспламенением от сжатия, то из этого следует, что,
183
если удвоить ход двухтактного двигателя, то при том же самом
числе оборотов вала двигатель будет развивать в 2 раза большую
мощность; но если сделать то же самое для четырехтактного двига-
теля, то проходное сечение клапанов останется неизменным, и если
скорость вращения ограничивается в обоих случаях пропускной
способностью, то должны уменьшить число оборотов в 2 раза, а тогда
мощность останется неизменной.
Поэтому любая попытка увеличить отношение хода к диаметру4
до наибольшего возможна в случае двухтактного двигателя и воз-
можна в незначительной мере или совсем невозможна в четырех-
тактном двигателе.
Таким образом, с точки зрения пропускной способности именно
диаметр цилиндра и только диаметр цилиндра определяет макси-
мальную мощность, однако мощность двухтактного двигателя опре-
деляется объемом цилиндра. В двухтактном двигателе любого типа
или конструкции пропускная способность является действитель-
ным лимитирующим фактором, но в четырехтактном двигателе
другие механические ограничения обычно наступают раньше, чем
достигается предел по пропускной способности.
На практике отношение хода поршня к диаметру как в двух-
тактных, так и в четырехтактных двигателях определяется в боль-
шинстве случаев конструкторскими соображениями, которые будут
подробно рассмотрены ниже, но неудачно то, что эти соображения
заставляют отказаться от применения длинного хода в большинстве
схем двухтактного двигателя. Например, нужно, чтобы окна в ци-
линдре в двухтактном двигателе не открывались бы нижним срезом
поршня* Это означает, что в большинстве случаев длина поршня
должна быть несколько больше, чем ход поршня. Но при длинном
ходе и длинном поршне шатун будет задевать за нижнюю кромку
цилиндра, если он не будет сделан очень длинным, и т. д.
ДВИГАТЕЛИ С ПЕТЛЕВОЙ И С ПРЯМОТОЧНОЙ ПРОДУВКОЙ
Возможные схемы двухтактных двигателей могут быть подраз-
делены на две группы:
1. Двигатели, в которых один рабочий поршень управляет
открытием и закрытием как впускных, так и выпускных окон,
обычно именуемые двигателями с петлевой продувкой.
2. Двигатели, в которых впускные и выпускные органы распо-
ложены на противоположных концах цилиндра, обычно именуемые
двигателями с прямоточной продувкой.
Последние могут быть подразделены на следующие группы:
а) двигатели, в которых используются два поршня; один упра-
вляет впуском, а другой — выпуском;
б) двигатели, в которых используется один поршень, управляю-
щий впуском, и один или больше тарельчатых клапанов — в го-
ловке цилиндра управляет выпуском, в некоторых случаях может
иметь обратное явление: поршень используется для управления
выпуском;
184
Фиг. 100. Петлевая продувка
с одним поршнем.
в) двигатели, в которых один золотник используется для упра-
вления как впускными, так и выпускными органами, расположен-
ными на противоположных концах цилиндра. Двигатели схема-
тично показаны на фиг. 100—103.
Рассмотрим двигатель с петлевой продувкой (фиг. 100); так
как один поршень управляет обеими группами окон, то следует,
что обе группы окон должны быть расположены на одном или на
приблизительно одном уровне и что общая ширина всех окон должна
быть немного меньше длины окруж-
ности цилиндра.
В результате применения порш-
невых колец необходимо иметь на-
правляющие перегородки между
окнами, а ширина каждого отдель-
ного окна лимитируется той шири-
ной, которую может пройти кольцо
без выпучивания или поломки. На
практике минимальная общая ширина
перегородок составляет около 25%
окружности цилиндра, оставляя
75% окружности для размещения
впускных и выпускных окон. Высота
окон во всех случаях определяется
долей хода, которую предполагается
использовать для обеспечения необ-
ходимой пропускной способности.
Во всех случаях также нужно
обеспечить, чтобы выпускные окна
открывались первыми и открывались
с достаточным опережением для того,
чтобы давление в цилиндре могло
упасть до или очень близко до дав-
ления продувочного воздуха раньше,’
чем откроются впускные окна.
В двигателе с петлевой продувкой,
вляет обеими группами окон, все фазы газораспределения должны
быть симметричны относительно н. м. т., что означает, если вы-
пускные окна выше и открываются раньше продувочных, то они
должны также закрываться позднее, если не применяется какая-
нибудь конструкция управляемого клапана или до впускных, или
после выпускных окон.
В двигателях с прямоточной продувкой применяется два ряда
окон, для размещения каждого из которых может быть исполь-
зовано 75% длины окружности цилиндра, удваивая, таким образом,
^располагаемое проходное сечение окон. Дополнительное преиму-
щество состоит также в том, что при прямоточной продувке фазы
газораспределения не связаны условием симметрии относительно
н. м. т. и можно расположить выпускные окна так, чтобы они откры-
вались раньше впускных и закрывались одновременно или раньше.
когда один поршень упра-
185
Когда применяются два поршня, один — управляющий впуск-
ными, а другой — выпускными окнами (фиг. 101) то необходимое
предварение выпуска можно получить, располагая кривошипы
Фиг. 101. Прямоточная продувка с противоположно дви-
жущимися поршнями.
один относительно другого так, чтобы выпускной поршень имел
’Опережение по отношению к впускному.
-Фиг. 102. Прямоточная продувка
с одним поршнем.
Фиг. 103. Прямоточная продувка
двигателя с одним поршнем и зо-
лотником.
Если имеются один поршень и тарельчатые клапаны с приводом
от кулачкового валика (фиг. 102), то можно свободно выбрать лю-
бые фазы газораспределения.
Когда применяется гильзовый золотник, управляющий обоими
рядами окон (фиг. 103), то в выборе необходимых фаз газораспре-
деления существует почти такая же свобода, так как можно уста-
186
новить любые фазы между движением золотниковой гильзы и дви-
жением поршня. Во всех случаях период открытия впускных окон
есть и должен быть меньше, чем период открытия выпускных. Это
является одним из доводов, почему тарельчатые клапаны исполь-
зуются в качестве выпускных клапанов, так как даже при наличии
нескольких тарельчатых клапанов невозможно обеспечить проход-
ное сечение, равное проходному сечению, которое может быть по-
лучено, если окна занимают 75% окружности цилиндра.
В двухтактном двигателе с золотниковым распределением выпуск
можно осуществлять сверху гильзы и, следовательно, использовать
для этого все 100% окружности; поэтому можно обеспечить как
большее проходное сечение выпуска, так и в то же время и по той же
причине уменьшить опережение выпуска, а отсюда — увеличить
или период впуска, или степень расширения.
Из трех типов двигателей с прямоточной продувкой конструк-
ция с гильзовым распределением имеет наибольшую пропускную
способность, а поэтому и быстроходность и наиболее высокую лит-
ровую мощность. Затем идут двигатели с двумя поршнями и двига-
тели с одним поршнем и с тарельчатым клапаном.
Из всех возможных типов двухтактных двигателей двигатели с пет-
левой продувкой наиболее просты по конструкции, но по причине ог-
раниченного проходного сечения окон имеют сравнительно низкое
число оборотов 1 и удельную мощность. Преимуществом двигателя с
прямоточной продувкой с противоположно движущимися поршнями
является значительно большее проходное сечение органов газорас-
пределения, фактически почти удвоенная пропускная способность
и поэтому возможность иметь более высокое число оборотов и удель-
ную мощность. Преимуществом их является также то, что в кон-
струкции применяется длинный ход поршней; но это приводит
к недостатку: второй поршень или должен быть соединен с колен-
чатым валом длинными возвратно движущимися шатунами, что
связано с применением строенного колена для каждого цилиндра
и значительно увеличивает межцилиндровые расстояния, или дол-
жны применяться два коленчатых вала, соединенных между собой
длинной системой шестерен или каким-либо другим способом. В по-
следнем случае трудно обеспечить необходимое опережение вы-
пускного поршня без разрешения серьезных проблем крутильных
колебаний.
Другим типом двигателей с двумя поршнями является двигатель
с П-образным цилиндром (фиг. 104), который представляет собой
цилиндр двигателя с оппозитными поршнями, изогнутый посре-
дине на 180°, образуя два параллельных цилиндра с общей камерой
сгорания. Два поршня могут быть соединены с одним коленчатым
валом с двумя кривошипами, сдвинутыми по фазе приблизительно
’На 15°, или с отдельными коленчатыми валами, соединенными между
собой шестеренчатой передачей.
1 Данное утверждение не является правильным, так как выполненные кон-
струкции двухтактных двигателей с петлевой продувкой по числу оборотов не
уступают другим типам. (Прим. ред.).
187
Фиг. 104. Прямоточная продувка
П-типа с двумя поршнями.
Эта схема трудно осуществима в двигателях с воспламенением
от сжатия из-за трудности обеспечения достаточного прохода для
продувочного воздуха при одновременно малом объеме камеры
сжатия.
Двигатели с клапанно-щелевой продувкой представляют собой
хорошее решение с конструктивной точки зрения, но вследствие
ограниченного проходного сечения клапанов их число оборотов
и удельная мощность меньше, чем
двигателей с двумя поршнями в
цилиндре.
Двухтактный двигатель с прямо-
точной продувкой с гильзовым рас-
пределением и с приводом гильзы
непосредственно от эксцентрика на
коленчатом валу имеет преимущество
в том, что по простоте конструкции
он занимает приблизительно проме-
жуточное положение между двига-
телем с петлевой продувкой и дви-
гателем с клапанно-щелевой продув-
кой, способен развивать наивысшую
удельную мощность из всех схем
двухтактного двигателя, но нахо-
дится в ранней экспериментальной
стадии развития и потребуется еще
много работы прежде чем двигатель с гильзовым распределением
станет конкурентноспособным двигателем.
ПРОДУВКА
Процессы очистки и наполнения цилиндра двухтактного дви-
гателя обычно называются продувкой, хотя продувка, как таковаяг
является одной из их фаз. В действительности, различают три от-
дельные фазы.
Выпуск. Во время этой фазы выпускные окна или клапаны сооб-
щают объем цилиндра с атмосферой, давление в цилиндре пони-
жается и быстро падает до давления продувочного воздуха или ниже.
Продувка. Во время этой фазы одновременно открыты как впуск-
ные, так и выпускные окна и воздух из нагнетателя свободно про-
ходит через цилиндр, выталкивая вперед себя оставшиеся в ци-
линдре отработавшие газы; это — действительная фаза продувки.
Наддув. В течение этого периода выпускные окна или клапаны
закрыты, а впускные — еще открыты; давление в цилиндре под-
нимается до давления, поступающего или продувочного воздуха. На
фиг. 105 показана типичная индикаторная диаграмма, снятая
с помощью слабой пружины с очень быстроходного двухтактного
двигателя с прямоточной продувкой с гильзойым распределением,
на диаграмме:
Н — начало открытия продувочных окон; В — закрытие вы-
пускных окон; А —закрытие продувочных окон.
188
Испытания проводились при следующих условиях:
опережение гильзы в град. 16
фазы распределения в град:
открытие выпускных окон до н. м. т. ... 81
закрытие выпускных окон после н. м. т. . . 49
открытие продувочных окон до н. м. т........ 46
закрытие продувочных окон после н. м. т....... 62
число оборотов вала двигателя в мин. ............... 2750
коэффициент <р0 избытка продувочного воздуха при нор-
мальных давлении и температуре .... . 1,6
давление продувочного воздуха р& в кг!см2 . ... 1,620
температура продувочного воздуха в град. . 55
давление начала выпуска рв в кг/см2 . . . 9,14
среднее эффективное давление ре в кг!см2 12,4
Рассмотрим фазы продувки более подробно.
В течение первой фазы, когда открыты только выпускные ор-
ганы, давление внутри цилиндра быстро падает и в идеальном слу-
Фиг. 105 Индикаторная диаграмма, снятая с помощью
слабой пружины на двигателе с прямоточной продув-
кой и с золотниковым гильзовым распределением.
чае должно упасть до давления продувочного воздуха в момент,
когда откроются впускные окна. Если давление не падало бы до тре-
буемой величины, то выпускные газы вытекали бы через впускные
окна, смешивались с поступающим воздухом и загрязняли его.
Скорость падения давления для какого-нибудь определенного от-
крытия выпускных окон будет изменяться как с нагрузкой, так
и с быстроходностью двигателя и служит для конструктора пока-
зателем правильности выбора относительной величины потерян-
ного хода на выпуск.
В действительности, вследствие очень быстрого опорожнения
цилиндра, особенно, когда выпуск осуществляется через окна, упра-
вляемые поршнем или гильзовым золотником, давление в цилиндре
на мгновение всегда падает до давления, которое много ниже давле-
189
ния продувочного воздуха, даже если впускные окна уже открыты;
это моментальное понижение сопровождается обратным течением
газа в цилиндр как из впускных, так и выпускных окон, но глав-
ным образом, из выпускных, которые в этот момент открыты зна-
чительно больше. Другими словами, часть выпускных газов при
любом опережении выпуска возвращается обратно в цилиндр и
занимает больший или меньший объем его. Это кратковременное
обратное течение продуктов сгорания в цилиндр не является опас-
ным, так как эти газы снова удаляются из цилиндра во второй
фазе или фазе продувки, но изменение картины течения внутри
цилиндра должно оказывать глубокое воздействие и, вероятно,
объясняет расхождения, которые обычно получаются между ве-
личинами к. п. д. продувки, определенными по опытам на стати-
ческой модели и на работающем двигателе.
• Во время второй фазы периода продувки воздух свободно про-
ходил бы прямо через цилиндр, если бы этому не препятствовало
сопротивление двух последовательно расположенных рядов окон.
Давление, нужное для того чтобы подать определенное количества
воздуха через цилиндр за определенное время, будет определяться
комбинированным эффективным проходным сечением двух рядов
окон; чем больше это сечение, тем ниже требуемое давление. Поэтому
комбинированное время — сечение двух последовательно располо-
женных рядов окон, а не каждый из них отдельно, определяет
потребное давление продувочного воздуха, а следовательно, и мощ-
ность, расходуемую на очистку и наполнение цилиндра х.
В течение первой части периода продувки выпускные окна от-
крыты широко, а впускные — только частично; отсюда — основ-
ное сопротивление представляют впускные окна и среднее давле-
ние в цилиндре будет лишь немного выше атмосферного или дав-
ления в выпускной системе. Во время последней части фазы про-
дувки располагаемое проходное сечение впуска превосходит про-
ходное сечение выпуска и поэтому выпускные органы в этот период
будут иметь чаще всего наибольшее сопротивление; отсюда дав-
ление в цилиндре будет подниматься более близко к давлению про-
дувочного воздуха.
На фиг. 106 показана типичная диаграмма изменения проходных
сечений /в и /п открытия окон и штриховыми линиями изображена
диаграмма действительного проходного сечения продувки /па; на
фигуре 16° до н. м. т. поршня отмечено положение н. м. т. золотни-
ковой гильзы.
Целью этой фазы продувки является удаление продуктов сго-
рания из цилиндра с наименьшими возможными затратами мощ-
ности и с наименьшими возможными потерями воздуха. Предпо-
ложим, что могли бы иметь место следующие предельные случаи:
1 При таком рассмотрении вопроса, связанного с учетом влияния впуск-
ных и выпускных органов на течение через цилиндр, автор совершенно исклю-
чает из рассмотрения явления в цилиндре и их большое влияние на процессы1
очистки и наполнения особенно в двигателях с противоположно движущимися^
поршнями. (Прим. ред.).
190
а) полное послойное вытеснение, при котором воздух и газы,
оставшиеся в цилиндре, не будут смешиваться; входящий в цилиндр
воздух будет действовать как поршень, выталкивая отработавшие-
газы впереди себя и в этом идеальном случае количество воздуха,
равное одному объему цилиндра, вытеснило бы все выпускные-
газы и оставило цилиндр, полный чистого воздуха1;
б) полное перемешивание, когда воздух, входя в цилиндр, пол-
ностью перемешивается с оставшимися газами; тогда из количества
поданного воздуха, по объему равного объему цилиндра, останется
в цилиндре приблизительно 62%; если количество подаваемого-
Фиг. 106. Диаграмма изменения проходных сече-
ний выпускных /в и продувочных fn окон и про-
ходного сечения fnd продувки.
воздуха составляет 1,5 объема цилиндра, то эта цифра возрастет
до 79% и так далее (фиг. 107);
в) полное короткое «замыкание», когда весь подаваемый в ци-
линдр воздух выходит через выпускные окна или клапаны без ка-
кого-либо вытеснения отработавших газов и совсем не остается
в цилиндре.
Кроме перечисленных предельных случаев, могут быть также1
другие, которые следует принимать во внимание; например, пред-
положим, что периода продувки не было совсем, как было бы в слу-
чае, если выпускные окна закрылись прежде, чем впускные откры-
лись; тогда вследствие охлаждения и сжатия остаточных газов
некоторая часть воздуха была бы введена в цилиндр без помощи
нагнетателя. Это, конечно, является крайним, не встречающимся
на практике случаем, но эффект от потери теплоты остаточными
1 При послойном вытеснении t]s = 100% будет получено не при <р0 = 1.
а при несколько большем значении, так как необходимо учитывать объем ка-
меры сжатия. (Прим. ред.).
1911
газами в стенки цилиндра будет ощутимым. Несмотря на то, что
теплообмен между выпускными газами и воздухом хотя и не влияет
на плотность содержимого цилиндра в целом, все же он будет из-
менять объемные соотношения в цилиндре по мере того, как, в ре-
зультате уменьшения объема остаточных газов, будет засасываться
соответствующий объем воздуха.
С другой стороны, волны в выпускной трубе, которые появг
ляются вследствие или резонанса, или непосредственного воздей-
ствия начала выпуска из другого цилиндра, соединенного общим
трубопроводом, могут оказывать большое влияние, положительное
или отрицательное, на движение или распределение входящего
воздуха во время периода продувки и многого можно добиться
Фиг. 107. К. п. д. продувки:
1 — полное перемешивание; 2 — послойное вытеснение.
соответствующей настройкой выпускной системы в случае работы
двигателей на постоянном, или близко к постоянному, числе обо-
ротов вала1.
Движение остаточных газов будет сильно влиять на движение
входящего воздуха. Как было показано раньше, для удовлетвори-
тельного сгорания в двигателе с воспламенением от сжатия сущест-
венным является упорядоченное и быстрое движение воздуха обычно
в форме вихря. Такое движение сохраняется в течение хода расши-
рения и продолжается все еще при открытых впускных окнах, так
что на траекторию входящего воздуха воздействует и, вероятно,
очень сильно, остаточное движение газов в цилиндре.
Поэтому изменение движения воздуха, предусмотренное в дви-
гателе для того чтобы улучшить сгорание, может привести в ре-
зультате к ухудшению к. п. д. продувки, или наоборот. Отсюда кон-
струирование эффективного двухтактного двигателя с воспламене-
нием от сжатия все еще в значительной степени является затрудни-
тельным.
1 Опыты показывают, что благоприятное влияние настроенной выпуск-
ной системы на работу двухтактного двигателя имеет место не только на каком-
то одном числе оборотов вала, но сохраняется на довольно значительном интер-
вале изменения чисел оборотов. (Прим. ред.).
‘492
В течение третьей фазы — наддува, когда впускные окна ос-
таются открытыми на короткий период после закрытия выпускных
окон, в цилиндр поступит некоторое добавочное количество воздуха.
В обычных условиях, однако, количество воздуха, которое
может поступить в цилиндр во время третьей фазы, незначительно,
потому что продолжительность периода очень мала, а давление
в цилиндре в этот период быстро увеличивается вследствие движе-
ния поршня вверх и уже приблизительно равно давлению проду-
вочного воздуха. Вероятно только, если применяются отдельные
продувочные насосы, в течение этой фазы может быть получен за-
метный наддув.
Простая форма наддува была применена в двигателе с петлевой
продувкой производства заводов Кроссли и известна как наддув
с использованием импульса от выпуска.
В этом случае соответствующее число цилиндров объединяется
общим выпускным трубопроводом. Продувочный воздух подается
с избытком и значительное количество его проходит в выпускные
окна только для того, чтобы в последний момент снова вернуться
назад под действием внезапного увеличения давления в трубопро-
воде, вызванного выпуском из другого цилиндра данной группы.
Таким способом получен очень значительный наддув без какой-
либо затраты полезной энергии и без какого-либо дополнительного
устройства.
ЭФФЕКТИВНОСТЬ ПРОДУВКИ
Определение эффективности продувки двухтактного двигателя
является всегда трудным делом и почти невозможно в двухтактном
двигателе с воспламенением от сжатия вследствие существования
двух важных неизвестных величин, а именно:
1) веса воздуха, который действительно остался в цилиндре:
2) части оставшегося воздуха, использованного при сгорании
топлива.
Однако вторая из этих неизвестных может быть почти исклю-
чена при работе в качестве двигателя с воспламенением от искры
и с продувкой точно отмеренным и хорошо смешанным зарядом из
газа или паров топлива и воздуха. Если заряд переобогащен то-
пливом, то можно быть уверенным, что фактически весь кислород,
оставшийся в цилиндре, будет израсходован, а среднее индикатор-
ное давление при этих условиях будет давать по крайней мере до-
статочно верную относительную, если не абсолютную, величину
к. п. д. продувки.
Опыты, которые автор провел этим способом, показывают, что
к. п. д. процесса продувки значительно ниже, чем обычно пред-
полагали.
В случае двигателей с петлевой продувкой он часто значительно
ниже к. п. д., который определен из условия полного перемешива-
ния, а в случае двигателей с прямоточной продувкой лишь немного
выше, но во всех случаях далеко ниже той величины к. п. д., кото-
13 Заказ 2026.
193
рая определена при условии полного послойного вытеснения; в дви-
гателях с прямоточной продувкой также не дает какого-либо замет-
ного преимущества в величине к. п. д. продувки использование
большого отношения хода поршня к диаметру, что еще раз пока-
зывает, что гипотеза о полном перемешивании лучше отражает
действительную картину, чем гипотеза о послойном вытеснении.
Например, эксперименты, проведенные этим способом па трех во
всех других отношениях идентичных двигателях с прямоточной
продувкой с золотниковым гильзовым распределением с одним
и тем же диаметром цилиндра, равным 127 мм, по с отношениями
хода поршня к диаметру соответственно 0,9 : 1,15 и 1,3, показали
во всех трех случаях одинаковый к. п. д. продувки, т. е. когда
двигатели работали как двигатели с воспламенением от искры,
все три двигателя имели, в пределах плюс — минус 1,5%, одинако-
вое среднее индикаторное давление при одинаковом числе оборотов
вала, если работали с одинаковым коэффициентом избытка проду-
вочного воздуха, при одинаковых температуре и давлении.
ТИПЫ ПРОДУВОЧНОГО НАСОСА
Воздух для продувки и зарядки двухтактных двигателей может
быть подан продувочными насосами различных типов или индиви-
дуальными поршнями, согласованными по фазе для подачи воздуха
в каждый цилиндр в то время, когда впускные окна этого цилиндра
открыты.
Воздух может быть подан также путем использования в качестве
продувочного насоса обратной стороны рабочего поршня. Этот
способ, хотя и простейший из всех возможных, является наименее
эффективным и наименее удовлетворительным. Дело не только
в том, что объем подаваемого воздуха слишком мал, но также и
в том, что оп сжимается в неподходящее время, а его плотность
понижается, вследствие нагревания от работающего поршня; кроме
того, очень трудно устранить попадание картерного масла вместе
с воздухом в работающий цилиндр.
Этот тип продувочного насоса подходит для небольших нефор-
сироваппых двигателей с электрическим зажиганием, для которых
основным является низкая первоначальная стоимость, по не может
серьезно рассматриваться в качестве удовлетворительного способа
подачи воздуха в двигателях, хотя еще и применяется в ограничен-
ных масштабах.
Применяются следующие типы продувочных насосов:
1) центробежный продувочный насос с механическим приводом
или от газовой турбины;
2) типа Рут;
3) роторно-пластинчатый;
4) поршневой.
Центробежный продувочный насос. Этот насос применяется там,
где требование большой производительности сочетается с требо-
ванием небольших размеров, легкости и компактности и, кроме
194
того, его характеристика изменения давления подаваемого воздуха
по числу оборотов вала приблизительно соответствует потребностям
двигателя.
При больших размерах адиабатический к. п. д. центробежного
продувочного насоса довольно высок и находится в пределах 70—
80%, а потери па трение — очень низкие.
Принципиальные возражения против применения центробеж-
ного продувочного насоса следующие:
а) чтобы обеспечить необходимое давление воздуха, насос дол-
жен иметь очень высокое число оборотов; это требует устройства
по крайней мере двухступенчатой промежуточной ускоряющей
передачи, которая соответственно усиливает шум и удорожает
двигатель;
в) при малых размерах к. п. д. центробежного продувочного
насоса низкий, а его стоимость, включая редуктор, относительно
высока. Поэтому центробежный продувочный насос можно исклю-
чить из рассмотрения для двигателей мощностью меньших, порядка,
200 л. с.
Центробежный или осевой продувочные насосы могут при-
водиться во вращение с помощью газовой турбины, работающей
вследствие использования энергии выпускных газов, так как энер-
гия выпуска более, чем достаточна для того чтобы обеспечить необ-
ходимую мощность газовой турбины, в то время, как температура
на выпуске двухтактного двигателя подходит для турбины. Это
устройство имеет то преимущество, что исключается шестеренчатая
передача, в то время, как работа, затрачиваемая на очистку и на-
полнение цилиндра, получается в результате использования энергии,
которая пропадала бы зря в противном случае.
Но эта система полностью не разрешает проблемы потому, что:
а) пе может быть приведена в действие до тех пор пока двига-
тель не пущен; отсюда для обеспечения пуска должен быть применен
какой-либо другой добавочный способ сообщения энергии про-
дувочному насосу;
б) при быстро изменяющихся нагрузке или числе оборотов
вала будет иметь запаздывание по времени в реакции газотурбо-
нагнетателя.
Продувочный насос типа Рут. Этот насос имеет преимущество
продувочного насоса с принудительным приводом с очень низким,
почти незначительным, механическим трепием. Преимуществом его
является также работа при умеренно низком числе оборотов вала;
поэтому он может приводиться от двигателя через одноступенчатую
шестеренчатую передачу или, в некоторых случаях, посредством
ременной передачи; кроме того, продувочный насос типа Рут яв-
ляется сравнительно дешевым в производстве. Преимуществом
продувочного насоса этого типа является и то, что он не требует
внутренней смазки и поэтому подает воздух чистый от масла 1.
1 При исправных и надежных уплотнениях подшипников продувочного на-
соса. (Прим. ред.).
13*
195
Недостатки продувочного насоса типа Рут заключаются в том,
что, не имея внутреннего сжатия, он имеет низкий адиабатический
к. п. д., за исключением очень низких давлений; в то же время
длина щели, через которую происходят внутренние утечки, очень
большая, а ширина уплотнения очень мала.
Там, где достаточно избыточное давление порядка 0,14 —
0,28 кг/см\ продувочный насос типа Рут работает хорошо, но как
с точки зрения работы на сжатие воздуха, так и с точки зрения
внутренних утечек он не подходит для более высоких диапазонов
изменения давления. Поэтому этот продувочный насос лучше под-
ходит для сравнительно низкооборотных двухтактных двигателей.
Сравнительно недавно была разработана модифицированная кон-
струкция продувочного насоса, известного под названием Лис-
хольм, в котором происходит внутреннее сжатие воздуха, а по-
этому можно рассчитывать на получение очень высоких к. п. д.
Если этот продувочный насос можно будет изготовлять по при-
емлемой цене, то он мог бы оказаться очень подходящим типом
нагнетателя для быстроходных двухтактных двигателей пли четырех-
тактных с наддувом.
Продувочный насос роторно-пластинчатого типа. Разработано
большое число конструкций продувочных насосов этого типа. По
сравнению с нагнетателем типа Рут роторно-пластинчатый нагне-
татель имеет преимущество во внутреннем сжатии и поэтому в более
высоком к. п. д.; недостатком является то, что, в связи с наличием
ряда возвратно-поступательно движущихся пластин, механическое
трение его значительно больше, чем в нагнетателе типа Рут, а его
внутренние утечки почти такие же большие, как у нагнетателя
типа Рут.
Кроме того, возвратно-поступательно движущиеся пластины
требуют внутренней смазки. В целом этот тип нагнетателя, вероятно,
является более подходящим для диапазона давления, порядка,
0,29 — 0,57 кг/см\ т. е. для быстроходных двухтактных двигателей
и четырехтактных с наддувом.
Поршневой продувочный насос. Преимуществом этого насоса
является наличие внутреннего сжатия и наименьшие возможные
потери на утечке. Недостатками продувочного насоса поршневого
типа являются:
а) сравнительно высокие потери на механическое трение, даже
если бы движущиеся части можно было сделать очень легкими;
б) сравнительно громоздкий, по сравнению с нагнетателями
роторного типа той же производительности;
в) возвратно-движущийся поршень требует уравновешивания;
г) в некоторых конструкциях требуется привод клапанов.
Этот тип продувочного насоса широко применяется на низко-
оборотных двухтактных двигателях в случаях, где неуравновешен-
ность не ощущается и где можно использовать автоматические
клапаны.
Поршневой продувочный насос имеет наибольший адиабатиче-
ский к. п. д. и наименьшую внутреннюю утечку, чем какой-либо
196
другой тип нагнетателя, в особенности, при высоких значениях
давления, но его быстроходность вообще ограничена применением
автоматических клапанов. Конечно, может быть применен принуди-
тельный привод клапана вращающегося или поршневого типа,
но это значительно увеличивает как размеры нагнетателя, так и
его сложность. Возможно, что с помощью некоторой изобретатель-
ности может быть изготовлена конструкция отдельного гильзового
золотникового клапана, в котором гильза служила бы как для урав-
новешивания поршня, так и для принудительного управления впуск-
ными и выпускными окнами. Если бы это можно было осуществить,
то поршневой нагнетатель мог тогда быть очень эффективной кон-
струкцией нагнетателя как для быстроходных двухтактных двига-
телей, так и для четырехтактных с наддувом.
Все перечисленные выше типы нагнетателей были рассмотрены
с точки зрения подачи необходимого объема воздуха в группу ци-
линдров. Остается выбор использования отдельного поршневого
нагнетателя или вытеснителя для каждого цилиндра, движение
которого так подобрано по фазе, что основная часть его нагнетаю-
щего хода будет происходить во время, когда выпускные окна рабо-
чего цилиндра должны быть открыты.
Этот способ подачи воздуха имеет некоторые существенные
преимущества, особенно, когда применяется на небольших двигате-
лях, или когда число обслуживаемых цилиндров мало:
а) заряд воздуха, поданного в каждый цилиндр за каждый цикл,
отмеряется точно и принудительно и отсутствует влияние волн
в системе трубопроводов и прочее;
б) объем воздуха, поданного во время начальной части периода
продувки, когда наиболее вероятны потери воздуха, ограничивается
объемом, вытесненным поршнем в этой фазе цикла;
в) затрата полезной работы на сжатие воздуха, производимая
за цикл во время зарядки цилиндра, существенно снижается;
г) когда число рабочих поршней двигателя недостаточно, чтобы
обеспечить уравновешивание, добавочные поршни могут быть соот-
ветственно подобраны по весу так, чтобы служить в качестве проти-
вовесов;
д) в относительно небольших двигателях стоимость встроенного
механизма меньше, чем отдельного продувочного насоса.
На фиг. 108 показан поперечный разрез экспериментального
двухтактного двигателя с воспламенением от сжатия £> = 95,2 мм
и 5=111 мм со смещенным по фазе поршневым продувочным насосом,
служащим также в качестве уравновешивающего устройства.
СРАВНЕНИЕ ДВУХТАКТНОГО ДВИГАТЕЛЯ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ
ОТ СЖАТИЯ С ЧЕТЫРЕХТАКТНЫМ ДВИГАТЕЛЕМ С НАДДУВОМ
Копией двухтактного двигателя является четырехтактный дви-
гатель с наддувом; поэтому он подходит для того чтобы сравнить
достоинства и недостатки обоих типов двигателей. При сравнении
предположим, что четырехтактный двигатель имеет наддув до такой
197
степени, при которой эффективная мощность обоих двигателей
одинакова и на всем диапазоне чисел оборотов вала, т. е. на всех
числах оборотов среднее эффективное давление четырехтактного
Фиг. 108. Трехцилиндровый двухтактный экспериментальный двигатель с вос-
пламенением от сжатия.
двигателя в два раза больше среднего эффективного давления двух-
тактного.
Четырехтактный двигатель с наддувом имеет то преимущество,
что при одинаковой с двухтактным двигателем удельной мощности
требуется лишь около 70% воздуха, поэтому он может быть обору-
дован меньшим нагнетателем; но, с другой стороны, этот воздух
198
должен подаваться дважды: сначала в нагнетатель, а затем в цилин-
дры главного двигателя во время процесса очистки и наполнения.
В двухтактном двигателе весь процесс зарядки цилиндра возду-
хом осуществляется в то время, когда поршень приближается
к н. м. т. и минует ее; следовательно, никакая работа, затраченная
на привод нагнетателя, не будет возвращена, как полезная работа на
поршне двигателя.
В четырехтактном двигателе процесс зарядки происходит при
движении поршня Ьниз и часть работы, затраченной на привод
нагнетателя, возвращается в виде полезной работы на главном пор-
шне. Степень этого возврата зависит от к. п. д. нагнетателя, как
компрессора, и от к. п. д. двигателя, как пневматического двигателя,
которые изменяются в зависимости от условий, но при нормальных
средних условиях, приблизительно, 40% работы, затраченной на
привод нагнетателя, будет возвращено коленчатому валу двигателя.
Принимая во внимание это обстоятельство, чистая работа,
затрачиваемая па привод нагнетателя в случае четырехтактного
двигателя с паддувом, составит 70—(0,4 х 70), или только 42%
работы, затрачиваемой на привод нагнетателя в двухтактном дви-
гателе, если оба двигателя работают при одинаковом давлении
на впуске. Это, до некоторой степени, компенсируется более высо-
кими механическими потерями, имеющими место в четырехтактном
двигателе, вследствие двойного сжатия воздуха.
В двухтактном двигателе, цилиндр которого в период продувки
фактически открыт для прохода воздуха и газов, давление, необхо-
димое для зарядки цилиндра при низких числах оборотов вала
достаточно низкое, по повышается пропорционально квадрату
числа оборотов с увеличением последнего.
В четырехтактном двигателе, который является нагнетательным
устройством для подачи определенного количества воздуха, да-
вление воздуха после нагнетателя, необходимое для подачи одинако-
вого веса воздуха на цикл, постоянно на всем диапазоне изменения
чисел оборотов вала.
Следовательно, при малых числах оборотов вала двухтактный
двигатель имеет преимущество, благодаря значительно более низ-
кому давлению и меньшим потерям на трение, даже несмотря
на то, что вес подаваемого воздуха значительно больше. При боль-
ших числах оборотов вала, когда давление на впуске одинаково,
имеет преимущество четырехтактный двигатель вследствие меньшей
работы, затрачиваемой па нагнетание воздуха, и кривые еще раз
пересекутся, как па фиг. 99, но в другой точке.
Таким образом, опять заключаем, что при прочих равных усло-
виях основная характеристика двухтактного двигателя будет лучше
характеристики четырехтактного двигателя с наддувом при малом
числе оборотов вала и высоких нагрузках, но хуже па высоких
•числах оборотов вала и малых нагрузках.
Кроме того, четырехтактный двигатель с наддувом может рабо-
тать без наддува на малых нагрузках в то время, как двухтактный
требует подачу продувочного воздуха все время и при всех условиях.
ГЛАВА XII
КОНСТРУИРОВАНИЕ БЫСТРОХОДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
При конструировании любого быстроходного двигателя внутрен-
него сгорания особое внимание должно быть уделено жесткости
конструкции, так как от этого зависит не только спокойная работа
двигателя, но также и продолжительность службы рабочих деталей.
В сущности это сводится к обеспечению минимальной длины
двигателя при достаточной поверхности подшипников коленчатого
вала и соответствующем охлаждении цилиндров и их крышек.
Следующим фактором, который необходимо иметь в виду, является
усталостная прочность применяемых материалов, которая должна
превосходить наивысшие возможные значения их усталостных
напряжений.
По мнению автора, целесообразно рассматривать различные
факторы относительно некоторого типичного, хотя и предположи-
тельного примера, чем отвлеченно рассматривать то или иное
явление. Эти положения должны быть учтены в каждом конкретном
случае.
Ввиду того что большинство быстроходных двигателей внутрен-
него сгорания применяются па наземном транспорте и так как
конструирование такого двигателя одновременно и наиболее важная
и, в некотором отношении, наиболее сложная задача, то разберем
в качестве примера двигатель, предназначенный для этой цели.
Рассмотрим двигатель с воспламенением от сжатия с его высокими
давлениями газов, так как с механической точки зрения он пред-
ставляет собой наиболее сложную проблему.
Допустим, что необходимо спроектировать двигатель для боль-
шого автобуса. На фиг. 109 и НО показаны продольный и попереч-
ный разрезы экспериментального двигателя этого класса D = 121 мм
и S = 140 мм, который, в основном, является не плохим прото-
типом двигателя для большого автобуса.
Для выполнения поставленных условий двигатель должен
отвечать следующим требованиям:
1) максимальная мощность, порядка, 130 л. с.;
2) высокий крутящий ^момент при малом числе оборотов вала
для обеспечения хорошей приемистости и движении при подъемах
на гору;
200
wz
Фиг. 110. Экспериментальный шестицилиндровый двигатель
-| с воспламенением от сжатия.
202
3) двигатель должен быть по возможности легким, компактным
и одновременно дешевым в производстве;
4) его моторесурс должен быть, по крайней мере, 5000 час.
до капитального ремонта;
5) он должен быть по возможности бесшумным в работе и оста-
ваться таким весь период эксплуатации;
6) поскольку этот двигатель должен быть достаточно конкуренто-
способен, то низкий расход топлива является наиважнейшим фак-
тором;
7) по условиям эксплуатации двигатель должен работать в са-
мом широком диапазоне изменения чисел оборотов вала и иметь
хороший коэффициент приспособляемости. При этом он будет рабо-
тать то на оборотах холостого хода, то должен будет развивать
полный крутящий момент при малых пли при максимальных числах
оборотов вала и т. д. В переводе на длительность работы в часах
эти режимы составляют, приблизительно, 30% при максимальном
крутящем моменте и около 70% при максимальном числе оборотов
вала.
В первую очередь необходимо установить, обеспечит ли рабочий
объем цилиндра получение максимальной мощности в 130 л. с. при
бездымном выпуске. Это, в свою очередь, будет зависеть от пропуск-
ной способности воздуха, которую можно обеспечить при максималь-
ном числе оборотов вала, не представляющем опасности в смысле
долговечности и надежности и находящемся в области достаточно
высокого механического коэффициента полезного действия.
ПРОПУСКНАЯ СПОСОБНОСТЬ
В двигателе с воспламенением от сжатия нежелательны какие-
либо карманы в камере сгорания, которых не могла бы достигнуть
струя распыленного топлива и воздух которых не имел бы возмож-
ности легко вступить в контакт с распыленным топливом. Практи-
чески это означает, что клапаны должны быть подвесными, а клапан-
ные тарелки должны по возможности лежать в пределах диаметра
цилиндра. Поэтому, раз уже принята конструкция двигателя с двумя
клапанами в цилиндре, их диаметр будет ограничен этими конструк-
тивными условиями. Но для исключения возникновения трещины
между седлами клапанов, клапаны должны находиться на достаточ-
ном расстоянии один от другого; вследствие этого обеспечивается
хорошая циркуляция охлаждающей воды между ними.
Таким образом, сумма диаметров тарелок обоих клапанов не
должна превышать 85% диаметра цилиндра, а сумма диаметров
горловин патрубков — 73%, так как по условиям прочности нельзя
располагать седла клапанов очень близко один к другому.
Остановив свой выбор на непосредственном впрыске при цен-
тральном или почти центральном расположении форсунки, тем
самым еще уменьшают располагаемую поверхность для размещения
клапанов и тогда, очевидно, будет целесообразна установка четырех
клапанов на цилиндр.
203
только 80—85% диаметра
Фиг. 111. Впускной клапан
с диффузорной горловиной.
Предположим, однако, что остановились на вихрекамерном двига-
теле, у которого форсунка достаточно удалена от клапанов. В этом слу-
чае значения 85 и 73% диаметра цилиндра будут вполне приемлемы.
Диаметр горловин клапанного отверстия обычно выполняется
равным внутреннему диаметру седла клапана. Однако установлено,
что форма впускного канала с небольшим сужением над тарелкой
клапана в виде диффузора дает лучшие результаты. Это сужение
выпрямляет поток воздуха и обеспечивает эффективное использо-
вание всего сечения, значительно повышая коэффициент истечения
впускного канала (фиг. 111).
Опыт показал, что’диаметр суживающейся части может быть
)ловины впускного клапана. В этом
случае не возникает какого-либо
заметного ограничения потока воз-
духа или, точнее, эффект от более
равномерного распределения потока
вокруг клапана больше, чем потери
от сужения в диффузоре.
Как и в двигателе с воспламене-
нием от искры, при рассмотрении
пропускной способности следует
принимать в расчет только действи-
тельное проходное сечение клапана,
а не сужение, расположенное за ним.
Правда в двигателе с воспламенением
от искры, где пропускная способ-
ность рассматривается в величинах
площади проходного сечения кла-
пана, а не площади диффузора, эти
сечения находятся на значительном
расстоянии один от другого и поэтому ошибкав расчете мепее вероятна.
В двигателе с непосредственным впрыском топлива, а также
в двигателе с вихрекамерпым смесеобразованием, как крайнюю меру
можно допустить клапаны, перекрывающие диаметр цилиндра.
С точки зрения сгорания это плохо, так как наличие воздушных
карманов по бокам поршня, расположенных в недосягаемых для
струи топлива зонах, ухудшает качество смесеобразования
(фиг. 112). С технологической стороны это еще хуже потому, что
приходится растачивать гильзу в местах подъема клапанов на
глубину несколько большую, чем высота подъема клапана. В тех
случаях, когда конструкцией не предусмотрены сменные гильзы
или применяется толстостенная «мокрая» гильза, это возможно,
но не без возражений. Когда же применяют тонкостенные гильзы
«мокрого» или «сухого» типа или хромирование рабочей поверхности,
это становится невыполнимым исключительно по технологическим
соображениям.
Разумеется, мы не склонны делать оба клапана равного диа-
метра, так как выпускные газы принудительно выталкиваются
из цилиндра поршнем и отсасываются путем использования кине-
204
сделать диа-
больше, чем
на 50%
Фиг. 112. Разрез головки ци-
линдра двигателя с воспламе-
нением от сжатия, показываю-
щий перекрытие диаметра ци-
линдра клапанами.
тической энергии столба газов, возникающей в период выпуска;
свежий заряд поступает в цилиндр лишь вследствие разрежения
и поэтому необходимо стремиться к обеспечению минимальных
сопротивлений на впуске.
Принимая во внимание эти соображения, можно
метр впускного клапана приблизительно
выпускного. Поэтому приходим к реше-
нию, что максимальный диаметр горло-
вины впускного клапана, являющийся
основным фактором, влияющим на
пропускную способность, ограничен
приблизительно 40% диаметра ци-
линдра, а площадь проходного сечения
составляет 16% или 1/6,25 площади
поршня. Для наиболее эффективного
использования преимущества получен-
ного сечения необходимо, чтобы вы-
сота подъема клапана составляла не
менее 30% диаметра горловины. Хотя
уже при подъеме на 25% площадь
проходного сечения по окружности
клапана равна площади горловины,
коэффициент истечения все же увели-
чивается при дальнейшем подъеме кла-
пана. Кроме того, следует отметить,
что клапан бывает полностью открыт
не все время.
При наибольшем значении проход-
ного сечения впускного клапана, ко-
торое может быть получено без пере-
крытия диаметра цилиндра и при
оптимальной высоте, средняя скорость
газа во впускном клапане будет в 6,25
раза больше средней скорости поршня.
В этих условиях при нормальном
газораспределении зависимость между
средней скоростью газа и коэффициен-
том наполнения графически показана
на фиг. ИЗ. Коэффициент наполнения
имеет максимальные значения при средней скорости газа, равной
36,6—48,8 м/сек, и начинает круто падать при скорости, достигающей
64 м/сек. В бензиновом двигателе эти значения несколько меньше,
в связи с необходимостью карбюрации и регулирования наполнения,
что вынуждает предварительно подогревать карбюрированный воз-
душный заряд и вводить дополнительные ограничения для впуска
воздуха в карбюратор при ограниченном сечении впускного трубо-
провода. В двигателе с воспламенением от сжатия отсутствует
необходимость в подогреве и нет дополнительных сопротивлений
во впускном тракте.
205
Можно до некоторой степени выровнять эту кривую, увеличивая
период открытия впускного клапана и обеспечивая этим более высо-
кие значения коэффициента наполнения при больших значениях
средней скорости газа во впускном клапане. Однако вследствие
этого ухудшается коэффициент наполнения при малых скоростях.
Это подходит для судового или авиационного двигателя, но
поскольку в этом случае крутящий момент при малых числах
оборотов является одним из важнейших требований, то не
должны пренебрегать характеристикой на малых числах оборотов
вала.
В двигателе с воспламенением от искры уменьшение коэффици-
ента наполнения влечет за собой соответствующее уменьшение
Фиг. ИЗ. Кривая изменения коэффициента
наполнения ц(, %, отнесенного к нормальным
температуре и давлению, в зависимости от
средней скорости ивк газов во впускном
клапане при температуре окружающего воз-
духа 20—22°.
среднего индикаторного
давления до того момента,
пока будет достигнута
точка на кривой измене-
ния тр, в зависимости от
скорости газа во впускном
клапане, при параметрах
которой возрастающие
механические потери сов-
местно с уменьшением
коэффициента наполнения
ограничат максимальную
мощность. Это обычно про-
исходит при средней ско-
рости газа на впуске по-
рядка 73,2—79,3 м!сек в
зависимости от механиче-
ского к. п. д. В двигателе
с воспламенением от
искры вследствие больших размеров камеры сгорания имеется
значительно больше места для размещения клапанов и можно допу-
стить перекрытие диаметра цилиндра или расположить их под некото-
рым углом к его оси без ущерба для эффективности сгорания. В дви-
гателе с воспламенением от сжатия упомянутый предел практически
достигается раньше, потому что:
1) механические потери в общем случае выше;
2) вследствие плохого сгорания нельзя допустить падение плот-
ности воздушного заряда ниже определенного предела;
3) при резком уменьшении коэффициента наполнения трудно
избежать снижения коэффициента избытка воздуха, так как объем-
ная подача топливного насоса с увеличением числа оборотов вала
возрастает. Поэтому, насколько это возможно, должны привести
в соответствие характер изменения кривой коэффициента наполне-
ния двигателя с изменением кривой объемной подачи топливного
насоса; а это можно сделать с достаточной степенью приближения
до скоростей газа 64 м!сек, потому что при больших скоростях воз-
духа кривые начинают сильно расходиться.
206
На фиг. 114 показаны типичные кривые относительного протека-
ния коэффициента наполнения двигателя и коэффициента объемной
подачи топливного насоса в функции средней скорости газа во впуск-
ном клапане. Закрывая впускной клапан раньше или позже, можно
несколько сгладить протекание кривой коэффициента наполнения
в районе скорости воздуха 30,48 м!сек, однако, в очень ограничен-
ных пределах. Изменяя же пропускную способность или затяжку
пружины отсеченного клапана топливного насоса, можно также
несколько выпрямить протекание кривой его объемной подачи, но
опять-таки в очень ограниченной степени.
Путем тщательного анализа можно установить довольно близкую,
связь между максимальной производительностью топливного насосц
Фиг. 114. Относительное протекание кривых
коэффициентов наполнения:
А — двигателя т)г, «ан воздушного насоса; в — топ-
ливного насоса ti
Ъ?П1Г
и коэффициентом наполнения до значений скорости воздуха во
впускном клапане порядка 61—67 м!сек. после чего обе кривые
резко расходятся и дальнейшее увеличение скорости воздуха ведет
к резкому уменьшению коэффициента избытка воздуха.
Для предотвращения этого необходимо применить какой-то
регулятор, который автоматически уменьшал бы подачу топлива,
как только число оборотов вала двигателя достигнет определенного
предельного значения. Этот регулятор должен быть сконструирован
так, чтобы постепенно уменьшать подачу топлива в соответствии
с характером протекания кривой коэффициента наполнения или,
как это обычно принято, довольно резко уменьшать ее у верхнего
предела числа оборотов вала двигателя. В большинстве случаев
последнее является более предпочтительным, поскольку наличие
механических факторов таких, как возникновение крутильных
колебаний коленчатого вала, отрыв клапанов от толкателей ит.д.,
делают нежелательным работу двигателя на более высоких числах
’оборотов, причем значительное возрастание механических потерь,
с повышением числа оборотов оказывается также большой помехой.
Кроме того, вследствие уменьшения объемной подачи топливного
насоса, особенно у нижнего предела числа оборотов вала, работа
двигателя без нагрузки будет нестабильной, то есть при любом
207’
заданном положении рейки топливного насоса двигатель может
«остановиться или увеличить число оборотов вала. Для предотвра-
щения этого надо установить второй регулятор, или, по крайней
мере, предусмотреть в нем другую установку грузов в том случае,
если для регулирования чисел оборотов холостого хода применяется
центробежный регулятор.
Наилучшим решением является установка всережимного регу-
лятора гидравлического или вакуумного типа, когда работа двига-
теля па всем скоростном диапазоне будет управляться автомати-
чески.
Тогда для рассматриваемого двигателя средняя скорость газа
зо всасывающем клапане порядка 64 м/сек оказывается, по существу,
предельной и поскольку отношение скорости воздуха па впуске и
.скорости поршня не может допускаться менее 6,25 : 1, следует
ограничить скорость поршня 10,15 м/сек.
Все приведенные выше цифры основаны на предположении, что
будут применены литые головки цилиндров с соответствующим ох-
лаждением вокруг и между клапанами. Они также базируются на
предположении, что будет применена такая камера сгорания, при
которой не предусматривается установка форсунки между клапа-
нами или близко к ним. Увеличивая диаметр впускного клапана
путем уменьшения расстояния между клапанами и значительного
«сближения их, можно несколько повысить пропускную способность,
если головка цилиндра будет изготовлена стальной.
Следовательно, пришли к первоначальному утверждению, что
скорость поршня будет ограничена пропускной способностью кла-
пана приблизительно при 10,15 м/сек. При этой скорости поршня
и соответствующем коэффициенте наполнения, приняв при номиналь-
ном числе оборотов вала и полной нагрузке средний механический
к. п. д. порядка 74%, можно рассчитывать получить среднее эффек-
тивное давление по крайней мере 7,03 кг/см2 при бездымном выпуске
«с достаточным запасом на случай некоторого ухудшения.
От двигателя с таким коэффициентом наполнения и механи-
ческим к. п. д. можно ожидать на пределе дымления получение
такой характеристики в зависимости от средней скорости поршня,
какая показана па фиг. 115. Чтобы допустить незначительное за-
грязнение выпуска, следует ограничить максимальную мощность
величиной, соответствующей среднему эффективному давлению
7,03 кг/см* при средней скорости поршня 10,15 м/сек. Принимая же
во внимание трудность обеспечения соответствия воздушной и гид-
равлической характеристик на всем диапазоне чисел оборотов вала,
необходимо ограничить среднее эффективное давление в любой
точке диапазона чисел оборотов вала приблизительно 7,73 кг/см2.
Чтобы получить мощность 130 л. с. при этой скорости поршня,
необходима суммарная площадь поршней 558 см2, или площадь
одного поршня 93 см2 в шестицилиндровом двигателе; поэтому
диаметр цилиндра должен быть порядка 109 мм.
Если возможно пойти на увеличение расходов и усложнение,
связанные с установкой большего количества клапанов, можно
208
существенно увеличить пропускную способность и поднять предель-
ное значение средней скорости поршня выше 12,7 м/сек. Но другие
факторы, которые будут рассмотрены ниже, сделают нежелательным
это, поскольку для увеличения скорости поршня свыше 10,15 м/сек
установка большего количества клапанов не рациональна.
Фиг. 115. Типичные характеристики изменения:
1 — среднего индикаторного давления 2 — среднего эффективного давления ре на
пределе дымления; з — среднего эффективного давления ре при нормальной регулировке;
4 — эффективной мощности Ne при работе на пределе дымления; 5 — эффективной
мощности при нормальной регулировке в зависимости от средней скорости ст поршня.
Поэтому установлено, что при оптимальной пропускной способ-
ности, которую обеспечивают два клапана в одном цилиндре, можно
получить заданную мощность от шести цилиндров с диаметром 109 мм.
ХОД ПОРШНЯ
Определив минимально необходимый диаметр цилиндра, перей-
дем к выбору хода поршня.
Величина хода поршня почти не влияет на индикаторный к. п. д.,
но выбор большого хода поршня существенно изменяет значение
механического к. п. д., поскольку при одном и том же предельном
значении средней скорости поршня двигатели с большим ходом
развивают заданную мощность при меньшем числе оборотов вала
в минуту и, следовательно, с меньшими механическими потерями.
Топливной экономичности, как одному из основных факторов,
следует уделить первоочередное внимание тем более, что средняя
загрузка двигателя относительно невелика и поэтому механические
потери представляют собой довольно большую величину.
С другой стороны, двигатель с большим ходом поршня будет
более тяжелым, громоздким и дорогим, чем короткоходный двига-
тель. Крутящий момент тихоходного двигателя также соответственно
14 Заказ 2026.
209
больше и это может привести к затруднениям при установке двига-
теля.
Практически ограничением для принятия того или иного
решения являются допустимые габариты двигателя.
В шестицилиндровом двигателе силы второго порядка и моменты
от них уравновешены.
Поэтому нет никакого преимущества в применении длинных
шатунов, кроме некоторого уменьшения бокового давления поршня.
Применение излишне длинного шатуна означает бесполезное уве-
личение высоты, веса и стоимости двигателя. Следовательно, изго-
тавливать шестицилиндровый двигатель с шатунами, длина которых
более 3,8 радиуса кривошипа, нецелесообразно. Применение шатуна
такой длины при большом ходе поршня ограничивается тем, что он
будет задевать за нижнюю кромку гильзы цилиндра. Это, конечно,
можно устранить, предусмотрев соответствующие прорези в нижней
части гильзы, но они помешают установить масляные кольца
в нижней части поршня. Шатун двутаврового сечения с размерами,
необходимыми для двигателя с воспламенением от сжатия, имеющий
длину 3,8 радиуса кривошипа с поршнем нормальных соотношений
размеров, не позволит сделать ход поршня больше 1,4 диаметра
цилиндра вследствие задевания шатуна за нижнюю часть цилиндра.
Применяя круглый стержень шатуна, можно увеличить ход до
1,6 диаметра цилиндра, но такая форма нежелательна.
С другой стороны, если ход поршня будет меньше диаметра
цилиндра, юбка поршня заденет за противовесы при подходе поршня
к н. м. т., а также могут возникнуть затруднения из-за повышения
расхода масла вследствие близкого расположения открытого конца
цилиндра к коленчатому валу. Практически отношение хода поршня
к диаметру цилиндра у двигателя с коротким шатуном оказывается
ограниченным в пределах 1 —1,4 и конструктору предоставляется
возможность выбора оптимального значения лишь в этих пределах.
Все сказанное относится и к шестицилиндровому двигателю.
Остановив свой выбор на четырехцилиндровом двигателе, у кото-
рого силы инерции второго порядка неуравновешены и складыва-
ются, желательно было бы применить сравнительно длинные ша-
туны и этим обеспечить надлежащее отношение хода к диаметру.
Стремление конструктора выбрать по возможности короткий ход
поршня продиктовано соображениями веса, реактивного момента
и первоначальной стоимости.
Соображения механического к. п. д. и, следовательно, топливной
экономичности будут рассмотрены ниже.
Положим, что в рассматриваемом случае остановились на зна-
чении отношения хода поршня к диаметру цилиндра, равном 1,28.
Однако при расчете коленчатого вала станет очевидным, что с точки
зрения концентрации напряжений в щеках выбранное значение
отношения хода поршня к диаметру цилиндра является наихудшим.
Для того, чтобы разгрузить коленчатый вал, придется изменить это
отношение. При отношении хода к диаметру, равном 1,28 ход
поршня получится равным 109 • 1,28 = 140 мм. Тогда число оборо-
210
тов вала на режиме максимальной мощности при средней скорости
поршня 10,15 м/сек будет равно приблизительно 2200 об/мин.
Итак, выбор остановлен на двигателе с диаметром цилиндра
109 мм и ходом поршня 140 мм. который, по нашему мнению,,
представляет, вероятно, наилучший компромисс. Если стоимость
двигателя окажется подходящей и если увеличение веса будет допу-
стимым, предпочтительно увеличить ход поршня до 152 мм или
даже до 159 мм.
Изложенное выше относится к двигателю с воспламенением от
сжатия для тяжелых дорожных экипажей. Применим эти рассуждения
к другим типам двигателей, скажем, для двигателя с воспламене-
нием от искры того же назначения или для судового двигателя.
В двигателе с воспламенением от искры нет необходимости
согласовывать наполнение цилиндра с объемной производитель-
ностью топливоподающей аппаратуры; следовательно, можно ра-
ботать с большим числом оборотов вала при той же площади проход-
ных сечений клапанов, так как предельное значение достигается
в том случае, когда возрастающие механические потери и падение коэф-г
фициента наполнения ограничат дальнейшее повышение числа оборо-
тов вала. Это обычно наступает при средней скорости газа во впускных
клапанах равной 79,3 м/сек. если только карбюратор или впускная
система не создадут преждевременного ограничения.
В двигателе с воспламенением от сжатия отношение площадей
впускного и выпускного клапанов может доходить до 1,5 : 1,
а в двигателе с воспламенением от искры, если предполагается
иметь скорость газа на впуске, порядка, 79,3 м/сек. это отношение
уменьшается до 1,3—1,4.
Поэтому при заданной площади проходного сечения выпускного
клапана и только при слегка большей площади проходного сечения
впускного клапана максимальное значение мощности на двигателе
с воспламенением от искры получим при средней скорости поршня
приблизительно па 30% большей, чем у двигателя с воспламенением
от сжатия.
Затем, вследствие относительно большего объема камеры сжатия
в случае необходимости можно допустить перекрытие клапанами
диаметра цилиндра без его дополнительной расточки, или клапаны
можно расположить под некоторым углом к оси цилиндра и, следо-
вательно, значительно увеличить их размер.
Действительно, в двигателе с воспламенением от искры с верх-
ними клапанами обычно получают необходимое проходное сечение
клапанов, не прибегая к увеличению количества их, но в этом слу-
чае вновь сталкиваются с техническими трудностями, возникаю-
щими при работе больших клапанов с большой высотой подъема
и на больших числах оборотов.
Поэтому скорее по указанной причине, чем ради пропускной
способности, применяют многоклапанную конструкцию как в боль-
ших двигателях, так и в очень быстроходных бензиновых двигателях.
Следует также принять во внимание, что при малой величине
подъема клапана проходное сечение определяется длиной окруж-
14* 211
ности клапана, а не его площадью, и что два малых клапана будут
иметь большую суммарную длину окружности, чем один большой
с равновеликой площадью. Поскольку же клапаны полностью от-
крыты лишь на ограниченную часть своего хода, то это является
очень важным выводом, который не следует недооценивать.
Для предполагаемых условий работы установка на цилиндр
<5олее двух клапанов не может быть оправдана, поскольку даже
без перекрытия диаметра цилиндра можно получить максимальную
мощность при скорости поршня около 13,2 м/сек, что при ходе пор-
шня 140 мм будет соответствовать числу оборотов вала 2870 в ми-
нуту. При применении клапанов несколько большего диаметра,
установку которых можно осуществить, число оборотов вала бен-
зинового двигателя в случае необходимости может быть увеличено
до 3600 в минуту. В случае, если возникнет необходимость получить
максимальную мощность при числе оборотов вала, скажем, 4000
в минуту или более высоком, будет оправдано использование много-
клапанной конструкции в двигателе с воспламенением от искры
этих же размеров.
Как уже было отмечено в главе V, механические потери в двига-
теле с воспламенением от искры значительно меньше, чем в двига-
теле с воспламенением от сжатия; поэтому в первом случае можно
допустить работу с большим числом оборотов вала, но не с таким,
которое бы вызывало необходимость применения многоклапанной
конструкции.
На судовом двигателе установлен редуктор, обеспечивающий
работу двигателя и винта на наивыгоднейших режимах. Следова-
тельно, в этом случае двигатель не будет работать при высоком
числе оборотов вала и низком крутящем моменте, или при очень
малых числах оборотов вала и высоком крутящем моменте.
В первом случае нет необходимости уделять особое внимание
механическому к. п. д., а во втором не следует беспокоиться о коэф-
фициенте наполнения при малом числе оборотов вала и поэтому
можно отрегулировать механизм газораспределения только на номи-
нальное число оборотов вала; следовательно, можно увеличить
период открытия впускного клапана.
БЛОК ЦИЛИНДРОВ И БЛОК-КАРТЕР
Решив вопрос относительно размеров цилиндра, перейдем к вы-
бору наиболее подходящей конструкции блок-картера двигателя.
Для обеспечения жесткости конструкции предпочтительно выпол-
нять цилиндры и верхнюю часть блок-картера в виде одной общей
чугунной отливки; но, сделав это, должны ограничить нижнюю
головку шатуна до таких размеров, которые позволяют вынуть
шатун через цилиндр, а это, в свою очередь, ограничивает диаметр
шатунной шейки.
На фиг. 116 показана типичная конструкция нижней головки
шатуна с креплением крышки четырьмя болтами. Размеры головки
шатуна такие, что он как раз проходит через цилиндр.
212
На фиг. 117 показана другая конструкция головки шатуна,
имеющей разъем под углом, что конечно, допускает больший диаметр
шатунной шейки, и тем не менее шатун все же может быть вынут
через цилиндр.
Применение раздельных цилиндров освобождает от подобных
ограничений и допускает использование алюминиевых сплавов
для верхней половины блок-картера, что несколько облегчает вес
двигателя. Однако в короткоходном двигателе эффект от примене-
ния алюминиевых сплавов в целях экономии веса относительно мал.
Применение шестицилиндрового блока вызывает возражение, так
как он будет тяжелым и громоздким, усложняет сборку и может
Фиг. 117. Шатунный подшипник
с косым разъемом.
Фиг. Г16. Типичная конструкция
шатунного подшипника с четырьмя
болтами.
привести к поломке поршневых колец при надевании блока одно-
временно на все шесть поршней, особенно при расположении масло-
сбрасывающих колец в нижней части поршня. С другой стороны,
при разделении цилиндров на блоки по два или по три в каждом,
в значительной степени теряется жесткость, необходимая для вос-
приятия значительных изгибающих моментов, возникающих от сил
инерции поршней. Можно, правда, восстановить продольную жест-
кость двигателя путем скрепления нескольких цилиндровых блоков
один с другим, но для этого во избежание поломки вала (помимо
других возражений) потребуется очень точная обработка. Сборная
конструкция будет, вероятно оправдана только в том случае, когда
цельноблочная конструкция оказывается слишком большой для
обработки ее на станках. Если решим выполнить верхнюю половину
блок-картера и блока цилиндров в общей отливке, что для такого
размера двигателя и его назначения будет очевидно правильным,
то остается выбрать лишь конструктивную форму цилиндров. Для
условий эксплуатации, где требуется значительный срок службы
213
двигателя, необходимо иметь сменные гильзы или применить по-
крытие рабочей поверхности цилиндра, обеспечивающее большие
износостойкость и антикоррозийные свойства, чем у чугуна. Не-
смотря на разнообразие конструкций существуют три пригодных
варианта:
1) применение сменных «мокрых» гильз (фиг. 118);
2) применение сменных «сухих» гильз (фиг. 119);
3) применение пористого хромирования зеркала цилиндров элек-
тролитическим способом.
Каждый из этих вариантов имеет свои положительные и отри-
Фиг. 119. Типичная конструкция
гильзы «сухого» типа.
Фиг. 118. Типичная конструкция гильзы
«мокрого» типа.
Для гильзы мокрого типа положительным является:
а) несложность замены без применения какого-либо специального
инструмента или приспособления, что особенно важно в тех случаях,
когда двигатель эксплуатируется вдали от ремонтных мастерских;
б) возможность обеспечить интенсивную циркуляцию воды во-
круг гильзы, понижая этим температуру поршня, что важно осо-
бенно для больших двигателей, работающих большую часть вре-
мени с высокой нагрузкой;
в) возможность свободного перемещения нижнего конца гильзы
вследствие теплового расширения при неподвижном верхнем конце.
Эти преимущества, однако, несколько уменьшаются, так как
мокрая гильза, равномерно охлаждаясь по всей ее длине вслед-
ствие Щлсокой скорости циркуляции воды, все же требует довольно
толстого фланца и опорного буртика цилиндра еще большей толщины
для увеличения стойкости против высоких давлений, возникающих
от затяжки болтов головки цилиндра; это служит серьезным пре-
214
пятствием для охлаждения верхней части гильзы. Кроме того,
хотя гильза имеет возможность свободно расширяться по всей длине,
а поэтому какие-либо деформации цилиндрового блока не оказывают
на нее влияния, верхняя несомненно наиболее важная часть гильзы
очень прочно прижата к верхней плите цилиндрового блока, что
может привести к ее разрушению,
которое может быть вызвано,
например, шпильками головки и их
бобышками.
По мнению автора, наиболее
важным аргументом в пользу мокрой
гильзы стандартной формы является
легкость замены ее при ремонте.
Фиг. 120- Гильза «мокрого»
типа с опорным пояском
в нижней части.
Фиг. 121. Гильза «мок-
рого» типа с опорным
пояском, расположен-
ным непосредственно под
бобышками шпилек го-
ловки.
Для устранения отмеченных недостатков совершенствовались
многие конструкции мокрых гильз. В Европе одно] время‘опорный
фланец гильзы выполняли в нижней части ее, предусматривая
соответствующий опорный буртик в нижней части блока. В этом
случае охлаждающая вода может проходить из цилиндра в
головку непосредственно через место соединения, поскольку совер-
шенно отсутствует верхний опорный фланец (фиг. 120). Основным
недостатком такой конструкции является то, что вся охлаждаемая
215
216
Разрез по ДД-ББ-ВВ
Кольцо ослабить для
предотвращения
местного давления
и обеспечения некоторой
эластичности
а)
Фиг. 122. Гильза «мокрого» типа с
водой поверхность гильзы
находится под давлением
от затяжки шпилек голов-
ки, а для обеспечения газо-
непроницаемости места
стыка это давление должно
быть значительно, боль-
шим, чем максимальное
давление газов. Если это
давление неравномерно г
или если нижний опорный
буртик недостаточно жест-
кий, то существует вероят-
ность деформации гильзы
не только в плоскости ее
поперечного сечения, но и
вдоль оси.
Ввиду того что приме-
нение подобной конструк-
ции зависит от жесткости
цилиндрового блока и
гильзы, она может быть
успешно применена лишь
для очень малых двига-
телей.
На фиг. 121 показана
модификация этой кон-
струкции. Здесь опорный
буртик; расположен доста-
точно далеко от места
стыка, чтобы не быть де-
формированным шпиль-
ками головки или их
бобышками, а длина гиль-
зы, находящейся под
давлением, значительно
уменьшена, что уменьшает
также возможность ее де-
формации. Эта конструк-
ция, по мнению автора, за-
служивает внимания, так
как обеспечивает хорошее
охлаждение верхней части
гильзы при минимальной
опасности деформации.
В том случае, когда
применяются отдельные
цилиндровые блоки, сле-
дует сказать несколько
слов в пользу цилиндра, выполненного заодно с головкой,
особенно для двигателя с воспламенением от сжатия, в кото-
ром клапаны установлены вертикально в головке и не должны
выходить за границы диаметра цилиндра. Применение этих
цилиндров сразу же исключает две толстые плиты в головке
и в блоке в месте их стыка, т. е. в зоне максимальной интенсивности
теплового потока, а также устраняется возможность деформации
гильзы под действием шпилек головки. Есть и еще одно преимуще-
ство, заключающееся в том, что отсутствует стык головки и гильзы,
который всегда является источником неисправностей. ’ Можно
конечно возразить, что в этом случае клапаны недоступны для
обслуживания, но в двигателях с воспламенением от сжатия с их
низкой температурой выпуска клапаны очень редко бывают источ-
ником неполадок. Если применяются такие конструкции головки
и цилиндра, конструктор должен внимательно проследить за возни-
кающими напряжениями и установить должна ли нагрузка воспри-
ниматься гильзой или рубашкой цилиндра; ни в коем случае она не
должна быть разделена пополам.
На фиг. 122, а показан другой возможный конструктивный ва-
риант мокрой гильзы, применяемой в основном (но не только) для
цилиндров, выполненных совместно с головкой. В этом случае
гильза вставляется снизу и запрессовывается верхним концом в
соответствующую расточку. Гильза сжимается, но только небольшим
давлением, необходимым при ее запрессовке, и это давление может
быть ограничено установкой небольших болтов, а для предотвращения
какого-либо местного перекоса нижней части гильзы нажимная
втулка может быть немного ослаблена или выполнена с разрезами
для эластичности.
Преимуществом этой конструкции, которая достаточно хорошо
испытана лишь экспериментально в двигателях с воспламенением
от сжатия, является то, что она имеет очень высокие скорости
охлаждающей воды вплоть до самого верха гильзы и в то же время
допускает очень малое межцентровое расстояние между цилинд-
рами — важное преимущество, особенно в том случае, когда колен-
чатый вал не имеет промежуточных подшипников.
В тех случаях, когда цилиндровый блок и блок-картер выпол-
нены заодно, а цилиндровые головки съемные, необходимо детально
рассмотреть вопрос о применении «сухих» гильз. Хотя общая тол-
щина металла между рабочей поверхностью цилиндра и водой уве-
личивается и образуется преграда для теплового потока в месте
соприкосновения гильзы с цилиндром, все же отсутствие фланца и
опорного буртика, имеющихся в конструкции с мокрой гильзой,
позволяет подвести воду ближе к верхней части гильзы и это обсто-
ятельство с избытком компенсирует недостатки, отмеченные выше.
Однако необходимо убедиться в том, что циркуляция воды в районе
верхней части гильзы не слишком задерживается бобышками шпи-
лек головки и, кроме того, отсутствует возможность обра-
зования паровых мешков между этими бобышками и
гильзой.
/
218
Важным преимуществом является так же и то, что при сухих
гильзах не требуется газовых или водяных прокладок между ци-
линдром и гильзой; кроме того, повышается жесткость блока вслед-
ствие связи цилиндров верхней и нижней плитами, хотя путем установ-
ки внутренних перемычек это может быть сделано и в конструкции
с мокрыми гильзами. Основным недостатком сухой гильзы является
то, что она должна запрессовываться в цилиндр, и поэтому трудно
вынимается или заменяется без специального оборудования.
В последнее время практикуется установка относительно свобод-
ных сухих гильз. В этом случае тепловой барьер значительно увеличи-
вается, что сказывается на увеличении температуры поршня. В двух-
тактном двигателе поршни охлаждаются маслом, поэтому температура
их в меньшей степени зависит от теплопередачи через стенки цилиндра.
Существует и другое решение — отказаться от применения
сменных гильз и вместо этого положиться на действенность покрытия
рабочей поверхности цилиндра, которое лучше противостоит как
износу, так и коррозии. Из подобных покрытий в практике пока
применяется только хромирование. Но масло плохо распределяется
по отполированной хромированной поверхности, что может вызвать
задир поршня. Этот недостаток можно устранить применением хро-
мирования, обеспечивающего достаточную смазку зеркала цилиндра,
или применением хромирования на небольшом участке, там где
имеется износ, оставляя остальную часть цилиндра без покрытия.
Оба метода дают хорошие результаты при условии, что покрытие
осуществляется правильно и обеспечивает увеличение износостой-
кости гильзы в 3 или 4 раза по сравнению с обычной гильзой. Боль-
ше того, если произойдет чрезмерный износ, гильза может быть
выпрессовапа и вновь покрыта хромом; эта сложная операция
производится при полной разборке двигателя.
Разберем, как эти соображения применимы к частному случаю
рассматриваемого двигателя. Поскольку решено не применять
длинного хода, а действительные размеры двигателя относительно
малы и моноблок может быть обработан, было бы нерационально
выбрать конструкцию с раздельными цилиндрами. Если не соби-
раемся принять несколько необычную конструкцию, например
такую, как показано на фиг. 121 и 122, остается выбрать конструк-
цию с сухой или мокрой гильзой. По мнению автора, следует вы-
брать сухую гильзу, принимая во внимание то обстоятельство,
что всегда можно, не изменяя конструкции, не ставить вставную
гильзу, а применить хромирование зеркала цилиндра.
ГЛАВА XIII
КОНСТРУИРОВАНИЕ БЫСТРОХОДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
При конструировании быстроходных двигателей внутреннего
сгорания следующим и, пожалуй, наиболее важным является во-
прос о выборе конструкции и материала коленчатого вала и его
подшипников. Длину двигателя и коленчатого вала необходимо
иметь как можно меньшую.
Рассмотрим вначале выбор материалов, так как от этого больше,
чем от чего-либо другого, будет зависеть конструкция.
КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
Для коленчатого вала можно применять следующие материалы:
1) азотируемую сталь с поверхностной закалкой при азотиро-
вании;
2) высокоуглеродистую или легированную сталь с поверхностной
закалкой пламенем или токами высокой частоты;
3) высокоуглеродистую или легированную термически обработан-
ную сталь, но без поверхностной закалки;
4) чугун.
Коленчатый вал из азотируемой стали является наилучшим из
указанных выше, но наиболее дорогим, так как процесс азотиро-
вания продолжительный, а необходимое оборудование имеет боль-
шие размеры.
Азотирование дает не только очень твердую поверхность, ко-
торая будет работать без заметного износа или задира в подшипниках
почти из любого применяемого материала, но также повышает
усталостную прочность детали на 20%.
Коленчатый вал с поверхностной закалкой в пламени или то-
ками высокой частоты является, по мнению автора, значительно
худшим вариантом. Достигнутая твердость при поверхностной за-
калке едва достаточна для удовлетворительной работы в подшип-
никах из свинцовистой бронзы, в то же время местный характер
обработки ведет к значительному понижению усталостной прочности
особенно в галтелях.
Этот недостаток можно в какой-то степени возместить приме-
нением поверхностного обжатия в наиболее уязвимых точках, на-
220
пример обкаткой галтелей, но при этом усталостная прочность в луч-
шем случае повысится до величины усталостной прочности неза-
каленного вала, которая значительно меньше усталостной прочности
азотированного вала, однако процесс поверхностной закалки отно-
сительно быстрый и недорогой, что является его несомненным преи-
муществом.
Термически обработанный из высокоуглеродистой или из леги-
рованной стали коленчатый вал в противоположность валу с по-
верхностной закалкой пригоден только для работы в подшипниках,
залитых относительно мягким антифрикционным материалом, на-
пример металлом с оловянистой или свинцовистой основой.
Если двигатель работает с небольшими нагрузками и имеет
соответствующий по производительности масляный холодильник,
Фиг. 123. Семиопорный чугунный коленчатый вал.
подшипник работает удовлетворительно, одпако указанные условия
не всегда выполняются.
Чугунный коленчатый вал (фиг. 123) в двигателях с воспламе-
нением от сжатия применяется недавно, но если его отрицательные
стороны хорошо оценены и учтены при конструировании, имеется
много доводов в пользу его применения.
Во-первых, он относительно дешевый в сравнении со стальным
валом, имеющим поверхностную закалку. Кроме того, коренные
и шатунные шайки при отливке могут быть выполнены пустотелыми,
исключая таким образом расходы на сверление; противовесы могут
быть отлиты любой формы. Иначе говоря, то, что является слож-
ным и дорогим при изготовлении коленчатого вала штампов-
кой или ковкой из стали, становится простым при отливке из
чугуца.
Что же касается рабочей поверхности шеек вала, то чугунные
валы в этом отношении почти идеальны и очень близки, если
не вполне эквивалентны, рабочим поверхностям шеек вала из азо-
тированной стали.
221
Гистерезис чугуна, по крайней мере, вплоть до умеренных напря-
жений гораздо выше, чем у стали, вследствие чего его внутренняя
способность поглощать энергию такова, что при воздействии оди-
накового крутящего момента возникают крутильные колебания
меньшей амплитуды, чем у стального вала.
Это достаточно веские аргументы в пользу применения чугуна.
Однако должны считаться с тем фактом, что прочность его ниже
прочности сталей, применяемых для коленчатых валов, и чугун
неудовлетворительно работает на изгиб. Техника литья должна
быть высокой и вал не должен иметь больших внутренних напряже-
ний вследствие неравномерного охлаждения и усадки.
В чугунном коленчатом вале необходимо применять несколько
больший диаметр коренных и шатунных шеек, несколько более тол-
стые щеки и большие радиусы галтелей, обеспечивая в результате
этого хорошую опору коленчатому валу в коренных подшипниках
между каждым коленом. Казалось бы, что в результате этого все
размеры должны быть увеличены, а это, в свою очередь, вызвало
бы увеличение как общей длины двигателя, так и окружных ско-
ростей, а следовательно, и потерь на трение.
Однако благодаря высокой износостойкости чугуна можно при-
менять твердый материал для подшипников, как-то: свинцовистую
или свинцовую бронзу, которая сможет противостоять высоким
удельным нагрузкам, и поэтому можно допустить применение
более узких подшипников и этим сохранить общую длину вала
такой же, как и в случае изготовления его из стали.
Необходимо помнить, что чугуны для тяжелых условий работы,
как, например, чугуны, которые применяются для изготовления
коленчатых валов, имеют модуль сдвига порядка 0,5765 • 106 кг1смг
в сравнении с модулем сдвига 0,8226 • 106 кг!см?* для стали. Следо-
вательно, частота собственных колебаний коленчатого вала из чу-
гуна будет только V =0,84 от частоты собственных коле-
f г U,oZ2b
баний стального вала того же образца.
Для чугунного коленчатого вала вследствие его плохой работы
на изгиб необходимо предусмотреть подшипники между каждым
коленом (или всего семь подшипников), но если применяется азоти-
рованный коленчатый вал, то лучше его выполнить с четырьмя
коренными подшипниками (фиг. 124) при условии, что конструк-
ция цилиндра позволяет уменьшить расстояние между соседними
цилиндрами до минимума.
Обоснования для применения четырехопорного .коленчатого вала
следующие:
1) коренные подшипники большого диаметра, являясь неотъем-
лемой частью двигателя с воспламенением от сжатия вызывают
повышенное трение, поэтому чем меньше подшипников, тем лучше;
2) в любом шестицилиндровом двигателе средний коренной
подшипник коленчатого вала подвержен наибольшему воздействию
нагрузки от центробежных сил; это может быть уменьшено приме-
нением тяжелых противовесов, которые также понижают частоту
222
крутильных колебаний вала. Поэтому желательно вообще исклю-
чить этот подшипник;
3) в шестицилиндровом двигателе с близко расположенными
один к другому цилиндрами предпочтительнее в отношении кон-
струкции цилиндровой головки группировать цилиндры в три пары,
у которых расстояние между 2 и 3, а также 4 и 5 цилиндрами оста-
вляется несколько большим, чем между спаренными цилиндрами.
Поэтому, четырехопорный вал способствует лучшей конфигурации
цилиндровой крышки;
4) четырехопорный коленчатый вал более жесткий при работе
на скручивание и поэтому имеет большую частоту собственных ко-
лебаний, чем семиопорный. Помимо этого в первом случае требуется
Фиг. 124. Четырехопорпый стальной коленчатый вал.
меньший вес уравновешивающих противовесов, что так же повы-
шает частоту собственных колебаний.
С появлением быстроходных двигателей с воспламенением от сжа-
тия в шестицилиндровых двигателях стали применять семиопорные
коленчатые валы и лишь некоторые конструкторы берут на себя
смелость отойти от установившихся традиций.
Приступая к рассмотрению вопроса о крутильных колебаниях
коленчатого вала, необходимо отметить, что он подробно освещен
в специальной литературе, и автору остается лишь коснуться его.
Коленчатый вал любого двигателя может быть рассмотрен,
как скручиваемый стержень, скрепленный, с одной стороны, с ма-
ховиком, угловая скорость которого, по существу, постоянна, а
с другой стороны, свободный для колебаний. При этих условиях
он подвергается воздействию серии скручивающих импульсов. При
определенных критических числах оборотов вала частота этих
импульсов будет совпадать с частотой собственных колебаний вала.
Когда это произойдет, нормальная деформация скручивания вала
увеличится в несколько раз и, если не будут приняты своевре-
менно меры, амплитуда ее увеличится настолько, что станет причиной
поломки вала. До некоторой степени эти явления сдерживаются
как гистерезисом самого материала, так и демпфированием масляной
223
пленки в подшипниках. Это самодемпфирование достаточно для
предохранения вала при малых амплитудах, другими словами,
когда скручивающие импульсы совпадают только периодически
с частотой собственных колебаний, но недостаточно, чтобы противо-
стоять главным амплитудам, если они совпадают при более частых
интервалах. Рассмотрение показывает, что в шестицилиндровом
четырехтактном двигателе с расположением колен зеркально отно-
сительно середины главные импульсы от давления газов действуют
3 раза за один оборот. Некоторые из этих импульсов будут, конечно,
приложены близко к маховику при малой длине вала, воспринимаю-
щего скручивающий момент, а некоторые ближе к противополож-
ному концу, что отчасти усложняет передачу. Кроме того, масса
маховика не бесконечна и его угловая скорость не постоянна, сле-
довательно, узловая точка находится на некотором определенном
расстоянии от маховика. Все эти соображения еще больше услож-
няют вопрос.
Частота собственных колебаний частично уравновешенного се-
миопорного вала рассматриваемого размера будет, вероятно, на-
ходиться где-то в районе 12 000 об/мин. Критические числа оборотов
вала будут поэтому находиться приблизительно при 4000 и 2000
в минуту, но в шестицилиндровом двигателе с расположением колен
под углом 120° следует избегать критических чисел оборотов крат-
ных четырем с половиной, семи с половиной и девяти, т. е., прибли-
зительно, 2700, 1600 и 1350 в минуту, соответственно, также, как
некоторых не главных гармоник. Для устранения возможности
поломки вала при переходе через критические числа оборотов не-
обходимо предусмотреть гаситель крутильных колебаний. Все
разнообразие конструкций гасителей крутильных колебаний может
быть разделено на три класса: Ланчестера (фиг. 125), внутреннего
трения с передачей через резину (фиг. 126) и маятникового типа
(фиг. 127).
Первый из упомянутых гасителей крутильных колебаний в своем
первоначальном исполнении имел небольшой свободный маховик,
установленный на переднем конце коленчатого вала и соединенный
с ним при помощи многодискового сцепления с жидкостным тре-
нием. Позднее, в связи с тем, что вязкость углеводородных масел
резко изменяется в зависимости от температуры, а также вследствие
трудности уплотнения масляной полости, сцепление этого типа
было заменено сухим сцеплением, которое оказалось более практич-
ным и надежным (фиг. 128). Однако совсем недавно демпферы кру-
тильных колебаний с жидкостным трением появились вновь, но
в них применяются новые кремнистые масла, вязкость которых
мало изменяется в зависимости от температуры (фиг. 129).
Гаситель внутреннего трения с передачей через резину, в ко-
тором небольшой маховичок соединяется с коленчатым валом мяг-
кой резиной, работает частично как гаситель колебаний, так как
при появлении любого крутильного колебания этот маховичок
стремится двигаться против резонансных колебаний, препятствуя
этим возрастанию амплитуды, тогда как коэффициент жесткости
224
Фиг. 125. Гаситель крутильных колебаний Ланчестера с жидкостным
трением.
Фиг. 126. Гаситель Фиг. 127. Гаситель крутильных ко-
внутреннего трения с лебаний маятникового типа,
передачей через рези-
ну.
15 Заказ 2026.
225
резины увеличивается с увеличением амплитуды колебания махо-
вика, изменяя настройку системы. Кроме того, большая часть энергии
поглощается вследствие гистерезиса резины.
Фиг. 128. Усовершенствованный гаситель Ланчестера сухого
трения.
Третий основной тип, а именно маятниковый, состоит из ^маят-
ников, прикрепленных к свободным концам кривошипов или к про-
тивовесам и настроенных
Фиг. 129. Современный га-
ситель жидкостного трения:
1 — силиконовая масляная
пленка толщиной ~0,25 мм
(пробки наливных отверстий не
показаны); 2 — поверхность
трения; з — приварка крышки.
на определенную частоту для совпадения
только с одним порядком. Когда проис-
ходят колебания этого порядка, масса
маятника переходит в противоположную
фазу, препятствуя таким образом при-
ложенному возмущающему моменту.
Из этих трех основных видов гасите-
лей крутильных колебаний два, а именно
Ланчестера и внутреннего трения с пе-
редачей через резину, реагируют на ви-
брации любого порядка, но поскольку
энергия, которую они поглощают, превра-
щается в теплоту, они не выдерживают
длительной сильной вибрации.
Маятниковый * гаситель крутильных
колебаний, в свою очередь, гасит дли-
тельное время колебания любого порядка,
на который он настроен, но не в состоя-
нии гасить колебания другого порядка.
Поэтому такой тип гасителя эффективен
в том случае, когда диапазон изменения
чисел оборотов вала двигателя ограничен
так, что критические числа оборотов
вала имеют место лишь один раз, как на-
226
пример, в случае некоторых авиационных двигателей. До некоторой
степени гаситель внутреннего трения с передачей через резину
может быть рассматриваем как нечто среднее между гасителями
Ланчестера и маятниковым в том смысле, что он является одновре-
менно и демпфером и гасителем крутильных колебаний.
В двигателях, устанавливаемых на автомобилях, подобных
тому, который рассматривается, число оборотов вала изменяется
в пределах от 400 до 2200 в минуту или больше, и резонанс возможен
при совпадении гармоник 9; 7,5 и, вероятно, 6-го порядков.
Иногда при переходе через установленное число оборотов вала
при спуске с горы может находиться в рабочем диапазоне чисел
оборотов вала даже 4,5 порядок, хотя и не при максимальном кру-
тящем моменте. С другой стороны, этот двигатель не предназначен
для длительной работы при каком-нибудь одном числе оборотов
вала. Для такой работы и гаситель Ланчестера, и внутреннего тре-
ния с передачей* через резину несомненно являются наиболее под-
ходящими, так как они вполне справляются со всеми колебаниями
более низкого порядка, а в продолжение относительно коротких
периодов — с 6 и 4,5 порядками. Наиболее опасного третьего по-
рядка можно не бояться, так как он находится далеко вне рабочего
диапазона чисел оборотов вала.
Одним из наиболее важных вопросов при конструировании дви-
гателя, подобного рассматриваемому, является вопрос о возмож-
ности безопасно проходить критические числа оборотов вала 6-го
порядка. Если конструктор не учел этого обстоятельства и выбрал
семиопорный вал, то он должен ограничить число оборотов своего
двигателя где-то в районе 1800 в минуту, так как для надежности
следует ограничить число оборотов при полной мощности по край-
ней мере на 10% ниже критических. Если он все же решил перейти
через 6-й порядок, то должен в этом случае предусмотреть установку
гасителя типа Ланчестера или внутреннего трения с передачей
через резину, способного в течение достаточного периода времени
поглощать энергию крутильных колебаний, не достигая опасной
температуры или не получая механических повреждений.
В автомобильном двигателе вопрос решается проще.
Благодаря упругости трансмиссии и особенно колес и полуосей
в отношении крутильных колебаний коленчатого вала, не следует
принимать во внимание, что происходит за маховиком. Совсем
другое дело, когда двигатель непосредственно соединен, например,
с электрогенератором или с механизмом, вращающаяся масса ко-
торого имеет значительный момент инерции. В таких случаях не-
обходимо исследовать крутильную систему как одно целое, при
этом можно легко обнаружить как двухузловые, так и одноузловые
крутильные колебания, для уменьшения которых следует принять
соответствующие меры. Все подобные случаи, однако, должны быть
исследованы по существу и не может быть дано общего правила.
Если вместо семиопорного применим четырехопорный колен-
чатый вал, то частота собственных колебаний его будет выше, так
как при прочих равных условиях жесткость вала на скручивание
15*
227
зависит от общей длины, включая щеки. Представим себе коленча-
тый вал как изогнутый стержень. Его жесткость на скручивание
будет несомненно функцией длины стержня, выпрямленного и ра-
стянутого. Конечно, четырехопорный вал будет короче и поэтому
жестче. Кроме того, отсутствие центрального подшипника позволяет
уменьшить противовесы и, в результате этого, еще повысить частоту
собственных колебаний.
По мнению автора, конструкторы в последние годы слишком
опасаются крутильных колебаний и относятся с недоверием к эффек-
тивности гасителей, вследствие чего становится закономерным при-
менение, как массивных коленчатых валов с большими диаметрами
шеек и большими потерями на трение, так и ограничение числа
оборотов вала двигателя по регулятору, приблизительно на 10%
ниже критических чисел оборотов 6-го порядка.
Если бы при конструировании гасителей уделялось больше вни-
мания отводу теплоты, то, вероятно, стало бы возможным рабо-
тать безопасно при значительно большем числе оборотов вала и
в то же время уменьшить диаметр шеек коленчатого вала, понизив
тем самым потери на трение, которые возрастают в квадрате от диа-
метра шейки. Все это существенно улучшило бы механический
к. п. д.
Ввиду того, что общеизвестная форма поломки — усталостная
поломка от скручивания, вызванная продолжительной работой при
критических числах оборотов и недостаточном демпфировании, или
при повторных проходах через критические обороты, каждую по-
ломку коленчатого вала склонны приписывать крутильным коле-
баниям. Однако поломки от изгиба вала также распространены
и могут быть усугублены продольными колебаниями коленчатого
вала, но в более общем случае они происходят из-за разрушения
или чрезмерного износа одного из подшипников или вследствие
слишком тонких щек кривошипов. Это является отрицательной
стороной четырехопорного вала, в котором расстояние между под-
шипниками гораздо больше и может быть компенсировано до неко-
торой степени применением более толстых щек при сохранении общей
длины вала. Рассмотренные соображения исключают применение
чугуна, который особенно плохо работает на изгиб, и, вероятно,
применение обычно и индукционно закаленной стали, усталостная
прочность которой низка. Выбор остается между азотированным
или незакаленным валом. В отношении износа подшипников
в двигателях с воспламенением от сжатия последний должен быть
также исключен. Получается, что четырехопорный вал должен быть
обязательно азотированный.
И все же можно уменьшить напряжение изгиба как в четырех,
так и в семиопорном вале применением более узких подшипников
из более твердого материала. Это позволит увеличить тол-
щину щек и радиус галтелей, не увеличивая расстояния между
цилиндрами.
Хотя в общем случае жесткость в большей степени, чем прочность,
является решающим моментом при конструировании быстроход-
228
ных двигателей, все же следует помнить, что имеют место исключе-
ния из этого правила, когда жесткость влечет концентрацию на-
пряжений. В данном случае таким исключением является колен-
чатый вал. В щеках вала с большим диаметром коренных и шатунных
шеек происходит концентрация напряжений, это является тем местом,
с которого обычно начинаются поломки. В коленчатом вале с очень
большим радиусом кривошипа имеется достаточная длина щеки,
чтобы обеспечить некоторую упругость и этим предотвратить ме-
стную концентрацию напряжения, но при относительно большом
диаметре шеек и малом радиусе кривошипа, которым отличаются
современные коленчатые валы, упругость щек уменьшается и когда
Фиг. 130. Коленчатый вал с поднутренними галтелями.
шатунная и коренная шейки почти касаются, получаются наи-
худшие условия. Это бывает при отношении хода поршня к
диаметру цилиндра около 1,3; в некотором смысле такое
отношение, по-видимому, должно быть наиболее благоприятным.
Тогда щеки целесообразно выполнять в форме широ-
кого эллипса с меньшей осью, проходящей через точку касания
коренной и шатунной шеек. Это также является доводом в пользу
четырехопорного вала ввиду того, что только половина всего ко-
личества щек подвергается высокой местной концентрации напря-
жения и в пределах той же общей длины вала можно сделать щеки
гораздо толще.
В двигателях с воспламенением от сжатия с максимальными
давлениями в пределах 56—63,3 кг! см1 установлено, что для сталь-
ного коленчатого вала диаметр шатунной шейки должен быть около
60% диаметра цилиндра, а диаметр коренной шейки — 66%. Поэтому
образующие шеек коснутся, когда отношение хода к диаметру ци-
линдра будет 1,26, и почти коснутся при выбранном нами отношении.
На самом деле концентрация напряжения будет наивысшей при
отношении хода поршня к диаметру немного большем, чем 1,26,
приблизительно при 1,35. Для заметного уменьшения напряже-
ния следует перейти экстремум, а именно, выбрать эТо отношение
229
или меньше 1,1 или больше чем 1,5, но ни одно из этих значений
не может быть принято. Если решено остановиться на отношении
хода поршня к диаметру приблизительно 1,3, то следует очень
тщательно выполнить галтели достаточного радиуса, а именно,
не менее 7—8% диаметра шейки вала и в то же время обеспечить
плавное сопряжение их с поверхностью щек и шеек.
В больших коленчатых валах, которые окончательно обрабо-
таны обтачиванием, галтели хорошо выполнять с подрезыванием
в щеках (фиг. 130). В небольших валах, которые окончательно обра-
ботаны шлифованием, это не может быть рекомендовано, так как
галтель невозможно обработать, одновременно с шейкой вала, и
в месте соединения шейки с галтелью, получится ступенька, являю-
щаяся очагом возникновения усталостных трещин.
ПОДШИПНИКИ И МАТЕРИАЛЫ ПОДШИПНИКОВ
Выбор конструкции и материала коленчатого вала будет зави-
сеть от материала подшипников, а это, в свою очередь, следует
рассмотреть с точки зрения:
1) стойкости заливки вкладыша подшипника при высоких удар-
ных нагрузках.
2) износа коленчатого вала при высокой средней нагрузке.
Вал из азотированной стали допускает применение для заливки
вкладышей почти любой достаточно твердый материал ввиду
того, что азотированная поверхность настолько тверда, что не при-
дется беспокоиться о задирах, стуке, выкалывании или о замет-
ном изнашивании. Эти соображения применимы и к чугунному
коленчатому валу.
Однако заливка подшипников белым металлом на оловянной
или свинцовой основе имеет свои преимущества. /
1. Можно безопасно устанавливать значительно меньшие за-
зоры, ввиду того, что относительно мягкий и пластический материал
легче прирабатывается и в случае местного металлического кон-
такта легко подплавляется и изменяет профиль при температуре
ниже температуры кипения смазки.
2. Она служит как губка для впитывания механических включе-
ний, вносимых в подшипник маслом. Поэтому получается гораздо
меньше риска задира коленчатого вала относительно большими
неотфильтровавшимися частичками и уменьшение общего износа,
в связи с тем, что в масле остаются только мелкие механические
частички, с которыми никакой фильтр не в состоянии справиться.
Серьезным возражением против применения белых металлов
являются их плохие физические свойства и низкая усталостная
прочность, которые резко ухудшаются при увеличении температуры.
В форсированном двигателе успешное применение белых метал-
лов зависит от эффективности охлаждения маслом. При средних
условиях смазки и температуры максимально допустимая пиковая
нагрузка для тонкостенных вкладышей с заливкой белым металлом
на оловянной основе составляет приблизительно 155 кг1смК Если
230
эта пиковая нагрузка будет превышена, то сразу появятся устало-
стные трещины, которые будут расти и распространяться до тех
пор, пока кусочки залитого белого металла начнут выкрашиваться.
При эффективном охлаждении допускаемая нагрузка может
быть увеличена до 210,9 kzIcm?* при условии хорошего распределе-
ния ее по длине подшипника.
В двигателе с воспламенением от сжатия максимальное давление
в цилиндре обычно порядка 63 kzIcj^. Если пиковая нагрузка
на подшипники будет ограничена 155 kzIcm?1, то рабочая площадь
(проекция поверхности), например шатунного подшипника, должна
иметь не менее 40% от поверхности днища поршня, и такие подшип-
ники получаются длиннее, чем можно допустить. Если есть воз-
можность обеспечить эффективное охлаждение масла или подшип-
ников, или того и другого, то можно уменьшить эту площадь при-
близительно до 30%, что является вполне удовлетворительным.
Если вместо подшипников с заливкой на оловянной основе приме-
ним подшипники с материалом из упрочненного свинца, то можно
будет допустить большие пиковые нагрузки при той же температуре,
но подобные материалы очень чувствительны в отношении коррозии
в горячем масле, в результате чего потребуется поддержание низ-
кой температуры; в противном случае вместо усталостных разру-
шений будут иметь место разрушения от коррозии.
Что касается потерь на трение, то, в сущности, они не зависят
от материала подшипников, так как, имея различные коэффициенты
сухого и даже полужидкостного трения, в условиях жидкостного
трения, которые имеют место в подшипниках коленчатого вала,
потери являются функцией вязкости масла и в меньшей степени
давления. В сущности, трение не зависит от материала подшипников.
При этих условиях потери на трение будут, приблизительно, про-
порциональны длине подшипника и возрастают, приблизительно,
в квадрате от увеличения диаметра. Поэтому при одинаковой рабо-
чей площади для снижения потерь на трение до минимума предпочти-
тельно применять длинные подшипники малого диаметра, а не узкие
(короткие) подшипники большого диаметра, но соображения же-
сткости коленчатого вала, а также его общей длины препятствуют
этому. Кроме того, с длинными подшипниками невозможно обеспе-
чить равномерное распределение нагрузки по длине подшипника.
С другой стороны, очень узкие подшипники, особенно в тех слу-
чаях, когда они требуют больших зазоров^ вызывают трудности
со смазкой из-за повышенного вытекания масла из подшипника.
Учитывая эти факторы, получим, что оптимальные размеры вы-
соконагруженного подшипника имеют место при длине его равной
приблизительно двум третям диаметра.
Если теперь вместо относительно мягкого белого металла выбе-
рем один из более твердых материалов, которые появились в по-
следние годы, как, например: свинцовистая бронза, свинцовая
бронза, кадмиево-серебряный сплав и т. д., то можно будет удвоить
максимальную нагрузку, не выходя за пределы усталостной проч-
ности. Поэтому, если пиковые нагрузки являлись единственным
231
лимитирующим фактором, то можно будет уменьшить рабочую по-
верхность подшипников несколько больше, чем на половину, но
при этом следует помнить, что в то время, как пиковые нагрузки
определяют срок службы материала подшипников, степень износа
определяется средней нагрузкой.
Для удобства за пиковую нагрузку обычно принимают макси-
мальное давление газов в цилиндре, пренебрегая уменьшением
этого давления за счет сил инерции поршня. Так как автомобильный
двигатель предназначается для работы при максимальном крутя-
щем моменте и при вполне умеренных числах оборотов вала, то это
допущение возможно. В судовых, стационарных или авиационных
двигателях, которые развивают полный крутящий момент только
при относительно высоких числах оборотов вала, инерция поршней
и шатунов существенно понижает пиковую нагрузку и это обстоя-
тельство должно быть принято во внимание.
Несомненно основная часть средней нагрузки цикла возникает
вследствие инерции возвратно-поступательных частей и центро-
бежных сил. В связи с этим необходимо сделать все возможное для
снижения веса деталей, имеющих возвратно-поступательное и
вращательное движения. Что касается коренных подшипников
коленчатого вала, то большая часть центробежных нагрузок
может быть снята установкой соответствующих противовесов,
однако за счет понижения частоты собственных колебаний вала.
Износ. При нормальных условиях смазки износ вала в
подшипниках происходит, в основном, из-за присутствия
механических включений, которые вносятся в подшипник маслом.
Эти механические частички слишком малы, чтобы можно было их
уловить каким-либо фильтром. Врезаясь в поверхность материала
подшипника, они все же могут достаточно выступать сквозь масля-
ную пленку в том месте, где она наиболее тонка, и истирать вал.
В меньшей степени изнашивание вала происходит из-за трения,
когда вследствие тонкости масляной пленки выступающие точки
поверхностей шейки вала и подшипника вступают в металличе-
ский контакт. Однако при хорошо доведенных поверхностях и
обильной смазке едва ли изнашивание от трения может быть важным
фактором при условии, что материалы не сходные и не могут спла-
виться. Очевидно, что чем более высокой будет средняя нагрузка,
тем тоньше масляная пленка с нагруженной стороны подшипника
и тем интенсивнее бу^рт процесс истирания вала. С другой стороны,
чем'тверже поверхность вала, или чем мягче поверхность материала
подшипника, тем легче механическим частичкам проникать в тело
материала подшипника, уменьшая этим изнашивание вала. Степень
изнашивания вала зависит от различия поверхностной твердости
шейки и подшипника; идеальным является максимально возможный
твердый вал, работающий в предельно мягком подшипнике.
Для мягкого стального вала в противоположность закаленному
в подшипниках следует обязательно применять белый металл,
поскольку любой другой слишком твердый материал приведет
не только к чрезмерному изнашиванию, но может также вызвать
232
задир шейки вала. Для валов, закаленных обычным или индукци-
онным способом, можно использовать свинцовистую бронзу при
условии, что нагрузка не слишком велика. Но в этом случае
не исключена возможность задира. Свинцовистая бронза, в проти-
воположность свинцовой бронзе, фактически состоит из тонкой
медной сетки, заполненной свинцом. Медь обеспечивает необхо-
димую физическую прочность, а свинец служит материалом подшип-
ника, но практически невозможно разделить эти функции, поскольку
значительная поверхность подшипника покрыта медью, которая
слишком тверда и применяется для очень твердых стальных валов.
Компромиссное решение получается при покрытии поверхности
подшипника из свинцовистой бронзы тонким слоем чистого свин-
ца, который предохраняется от коррозии еще более тонким слоем
индия, хорошо соединяющегося со свинцом. Точка плавления индия
такова, что допускает местное подплавление без разрушения общей
масляной пленки и, таким образом, к^к и белый металл, допускает
применение меньших зазоров. В таком подшипнике хорошо работает
нормально закаленный коленчатый вал и может работать даже
незакаленный вал при условии, что пиковые нагрузки не слишком
велики.
Другое компромиссное решение при использовании незакален-
ного или недостаточно закаленного вала заключается также в при-
менении подшипников, у которых половина, работающая на удар-
ную нагрузку, из свинцовистой бронзы, а другая — белый металл.
Последняя в этом случае служит как мягкая губка для собирания
и поглощения механических частичек. Как бы ни была тверда по-
верхность шейки вала, не мешает обеспечить покрытие поверхности
подшипника свинцом и индием потому, что их присутствие допу-
скает применение меньших зазоров, причем защита от коррозии,
которую обеспечивает индий при горячем масле, всегда является
полезной.
Теперь разберем как все эти соображения применимы к рассма-
триваемому двигателю. Если решено пойти на расходы, связанные
с изготовлением азотированного вала, то применяются подшипники
с заливкой из относительно твердого материала такого, как свинцо-
вистая бронза; для семиопорного вала можно уменьшить рабочую
поверхность шатунных и промежуточных коренных подшипников.
Если вал полностью уравновешен, теоретически нет необходимости
увеличивать ширину этих подшипников больше промежуточных
подшипников, но обычно невозможно установить противовесы,
полностью уравновешивающие все вращающиеся массы, а, прини-
мая во внимание крутильные колебания, установка такого проти-
вовеса тем более нежелательна. Применяя семиопорный коленча-
тый вал, вероятно, целесообразно сделать цилиндровые головки
в двух блоках по три в каждой, а это означает, что должны увели-
чить расстояние между двумя средними цилиндрами, что допускает
применение более широкого центрального подшипника. Два кон-
цевых подшипника могут быть сделаны несколько длиннее, не ока-
зывая заметного влияния на общую длину двигателя. Следова-
233
тельно, расстояние между серединами шатунных шеек коленчатого
вала действительно меньше, чем минимальное межцентровое рас-
стояние цилиндров, и это позволяет сделать немного большие раз-
меры кривошипа в направлении утолщения щек и более плавных
галтелей.
Если теперь вместо азотированного применим чугунный колен-
чатый вал, то можно безопасно использовать такие же «твердые»-
подшипники, не увеличивая их длину, но вследствие меньшей
механической прочности чугунного вала необходимо предусмотреть
несколько больший диаметр шеек и более толстые щеки, не вызы-
вая этим увеличения минимального межцентрового расстояния
цилиндров. При этом неизбежны более высокие потери на трение
вследствие увеличения диаметра шеек.
Для вала, закаленного индукционным способом или в пламени,
с целью уменьшения изнашивания следует применять более широкие
подшипники, понижая этим среднюю нагрузку. В этом случае можно
рекомендовать использование свинцовистой бронзы с покрытием
свинцом и индием или без покрытия для той половины подшипника,
которая воспринимает ударную нагрузку и белый металл для другой
половины.
Не следует забывать, что усталостная прочность подобного вала
меньше незакаленногО и значительно меньше азотированного. По-
этому необходимо предусмотреть несколько более толстые щеки
и более свободные галтели, приблизительно такие же, как и у чу-
гунного вала.
Стальной термически обработанный, но без поверхностной за-
калки коленчатый вал работает в более широких подшипниках,
выполненных целиком из белого металла, однако температура масла
не должна превышать установленный предел. Правда, многие дви-
гатели в настоящее время работают с подшипниками из свинцо-
вистой бронзы и с незакаленным валом, но в подобных случаях
для того, чтобы избежать чрезмерного изнашивания вала, ширина
подшипников рассчитывается на максимальное удельное давление
211 кг lew? и лишь небольшое увеличение ширины подшипника или
очень совершенное охлаждение позволяет выполнить их из более
мягкого белого металла. w
Рассмотрим, наконец, четырехопорный коленчатый вал в отноше-
нии подшипников. Здесь исключается центральный подшипник с его
высокой динамической нагрузкой и этим исключается также глав-
ный аргумент в пользу уравновешивания вала, кроме, конечно,
такого динамического уравновешивания, которое необходимо для
самого вала.
Если решено применить четырехопорный вал, не следует со-
мневаться в необходимости попарно группировать цилиндровые го-
ловки и клапанные каналы, а это значит, что для промежуточных
подшипников будет достаточно места, в то время как средняя ди-
намическая нагрузка на них относительно невелика. Имея доста-
точно места для обширных поверхностей подшипников, можно при-
менить белый металл для коренных подшипников коленчатого вала*
234
Исключением трех подшипников большого диаметра значительно
уменьшаются общие потери на трение в двигателе.
Казалось бы, аргументов в пользу применения четырехопорного
вала для шестицилиндрового двигателя достаточно. В двигателях
с воспламенением от искры это является давно установившейся
практикой, в двигателях же с воспламенением от сжатия конструк-
торы не применяют такого вала вследствие высоких изгибающих
моментов при больших расстояниях между подшипниками, более
высоких давлений газа не только при полной, но и при частичной
нагрузках. Это опасение (больше воображаемое, чем действитель-
ное) легко понять, так как если вал будет разрушаться, то для
обратного перехода к семиопорному валу потребуется полное пе-
реконструирование двигателя.
Предположим, что для рассматриваемого двигателя решим оста-
новить свой выбор на четырехопорном азотированном коленчатом
вале. Тогда можно при желании использовать заливку из обычного
белого металла, по крайней мере, для коренных подшипников по-
тому, что ни пиковая, ни средняя нагрузки не будут слишком ве-
лики для этого материала.
До сих пор рассматривались коренные подшипники, поскольку
от числа и размеров их должна зависеть конструкция двига-
теля.
Рассмотрим шатунные подшипники. Здесь имеем ударную на-
грузку, приложенную к верхней половине подшипника, и в значи-
тельной мере динамическую нагрузку, приложенную к нижней
части его. Кроме того, трудно обеспечить равномерное распределение
нагрузки по поверхности подшипников, так как вращающаяся масса
нижней головки шатуна должна быть минимальной, и следовательно,
нельзя обеспечить такую жесткую конструкцию, как для коренных
подшипников.
Поэтому необходимо сделать все возможное как в смысле распре-
деления нагрузки по длине подшипника, так и устранения слишком
большой концентрации нагрузки непосредственно под нижней ча-
стью штока шатуна. Не следует также забывать, что, поскольку
верхняя половина блок-картера и блока цилиндров выполнены
совместно, размеры шатунного подшипника должны быть ограни-
чены возможностью прохода шатуна через цилиндр.
В двигателе с воспламенением от сжатия рассматриваемого раз-
мера как с чугунным, так и с нормально закаленным стальным
валом, нельзя допустить диаметр шатунных шеек меньше, чем, при-
близительно, 60% от диаметра цилиндра, и нельзя сделать их больше
размера, позволяющего вынуть шатун через цилиндр. Азотиро-
ванный вал позволяет сделать шатунный подшипник несколько
меньшим и более узким. Рассчитывая на пиковые нагрузки порядка
352 кг/см? при максимальном давлении газов 63 кг/см?, что вполне
безопасно для любого «твердого» материала подшипника, получим
длину шейки, равную 30% от диаметра поршня или 33 мм для рас-
сматриваемого двигателя. Эта длина исчисляется без учета гал-
телей шатунной шейки.
235
Галтели дополнительно увеличивают шейку приблизительно на
11,4мм, что в общем дает расстояние между щеками 44,5 мм.
При тщательном конструировании шатуна возможно распреде-
лить нагрузку довольно равномерно по подшипнику такой ши-
рины при условии, что нижняя головка шатуна достаточно жесткая
Фиг. 131. Шатунно-поршневая группа.
и болты установлены достаточно близко, чтобы предотвратить растя-
жение крышки под воздействием пиковых нагрузок.
Для того чтобы избежать концентрации нагрузки непосред-
ственно под штоком шатуна, автор опытным путем доказал, что обес-
печение некоторой эластичности возможно предусмотрением отвер-
стия в центральном ребре непосредственно над нижней головкой
шатуна (рис. 131).
236
В случаях, когда шатун должен проходить через цилиндр, всегда
бывает трудно выполнить нижнюю головку его достаточно жесткой
с соответствующей шириной плоскости разъема. Однако сравни-
тельно недавнее достижение в области развития сменных подшип-
ников в значительной степени помогло конструкторам. Оно заклю-
чается в том, что тонкая стальная лента покрывается с одной сто-
роны соответствующим материалом, затем отрезается и сгибается
по форме вкладыша. При этой технике возможно значительно умень-
шить толщину стальной части вкладыша, и, кроме того, заливка
на бесконечной стальной ленте происходит как непрерывный про-
цесс, что дает возможность установить гораздо лучший контроль
за термообработкой и однородностью материала, а лишь небольшое
увеличение стоимости, вызванное покрытием поверхности свин-
цом или индием или тем и другим, существенно улучшает качество.
В таких подшипниках, однако, жесткость очень тонкой стальной
ленты незначительна и вкладыши поэтому принимают форму ра-
сточенной поверхности шатунного подшипника, в котором они за-
жимаются. Следовательно, очень важно, чтобы это растачивание
было выполнено тщательно.
Что касается верхней головки шатуна, то в четырехтактном
двигателе с подшипником бывают вообще очень редко какие-либо
неполадки при условии, что палец и его бобышки в поршне доста-
точно жестки. Опыт показывает, что для двигателей с воспламене-
’Нием от сжатия диаметр пальца должен составлять приблизительно
33% от диаметра поршня и приблизительно столько же составляет
ширина верхней головки шатуна. При этих размерах пиковые удель-
ные давления будут порядка 562 кг/см*1, что практически вполне
удовлетворительно при условии, что поршневой палец действительно
твердый.
Гораздо более высокие нагрузки на пальце, чем на шатунном
подшипнике, допустимы вследствие низкой скорости трения, а это,
в свою очередь, допускает безопасное применение более твердых
материалов для подшипников, таких как фосфористая “бронза.
В случае двухтактных двигателей, где отсутствуют знакопеременные
нагрузки, обновляющие и изменяющие масляную пленку, условия
работы этого подшипника оказываются очень тяжелыми.
Большинство конструкторов малых двухтактных быстроходных
двигателей с воспламенением от сжатия считают необходимым при-
бегать к игольчатым подшипникам (фиг. 132).
Казалось бы, что обычные подшипники из фосфористой бронзы
могут работать безотказно в двухтактном двигателе с относительно
высоким давлением, при условии, что поверхность их разбита
на большое число осевых масляных канавок, расстояние между
которыми меньше, чем угловое. перемещение шатуна (фиг. 133).
Поломки поршневого пальца происходят в основном следующие:
1) от изгиба;
2) от продольного растрескивания.
Что касается первого случая, то как причина поломки, так и
средства устранения ее известны, во втором же случае палец раска-
237
лывается вдоль из-за слишком тонких стенок, в результате чего
он изменяет свою округлую форму. Исследования подобных поло-
Фиг. 132. Поршневой палец двухтактного двигателя
с игольчатыми подшипниками.
мок обычно обнаруживали присутствие зарождающихся усталостных
Фиг. 133. Подшипник поршневого пальца
двухтактного двигателя с плавающей втул-
кой:
трещин, начинающихся из-
нутри пустотелого пальца и
распространяющихся по об--
разующей. Подобные уста-
лостные трещины разви-
ваются от первоначаль-
ных шероховатостей или
царапин в сверлении
пальца и средством борьбы
против этого является по-
лировка внутренней поверх-
ности пальца или еще лучше
обработка калиброванной
протяжкой.
Поскольку вес поршневого
пальца составляет сущест-
венную часть общего веса
возвратно-поступательных ча-
стей, стремятся выполнить
его как можно легче и при
этом зачастую оставляют
слишком тонкие стенки.
1 — закаленная стальная втулка, запрессованная
в отверстие верхней головки; 2 — «плавающая»
бронзовая втулка; з — развертка внутренней по-
верхности втулки.
Можно достигнуть гораздо
лучших результатов в эко-
номии веса, если выполнять
палец пустотелым с обоих концов, оставляя его в середине сплош-
ным, но это гораздо более дорогая конструкция, так как затрудняет
полировку отверстия, а прошивку его делает вообще невозможной.
238
ЦИЛИНДРОВАЯ ГОЛОВКА
Общая длина двигателя будет зависеть от длины рабочей поверх-
ности подшипников коленчатого вала или от формы цилиндровых
головок и блока цилиндров. Если использовать до конца преиму-
щества твердых материалов для подшипников, то коленчатый вал
перестанет быть определяющим фактором, и длина двигателя будет
определяться размерами цилиндровых головок, которые будут
рассмотрены ниже.
Решив применять съемные головки, надо установить их конструк-
цию. Можно использовать одну общую отливку, объединяющую
все шесть головок, или подразделить на два блока по три или три
блока по две головки. Отдельные головки для каждого цилиндра
хотя и предпочтительны в больших двигателях, в этом случае
должны быть исключены из-за увеличения длины двигателя, ко-
торую они вызывают.
В двигателях с воспламенением от искры принято изготовлять
все шесть цилиндровых головок в виде одной общей отливки, но по-
добные двигатели обычно меньше, работают при более низких да-
влениях и имеют более равномерное распределение тепла.
В двигателе с воспламенением от сжатия, рассматриваемого
размера, цельная отливка блока головок сложна не только с литей-
ной точки зрения. Неблагоприятный температурный градиент по
длине блока также является источником очень больших термиче-
ских напряжений. Показания термопар, полученные в параллель-
ных рядах вдоль нижней плиты, указывают, что средняя темпера-
тура металла на линии клапанов значительно выше, чем по обе
стороны от этой линии, поэтому в работающем двигателе централь-
ная линия головки, включающая седла клапанов, находится под
сильным сжатием от теплового расширения, и это может привести
к разрушению седел клапанов или растрескиванию относительно
узкой перемычки между седлами клапанов.
Очевидно, чем больше головок будут включены в одну отливку,
тем большими будут суммарные напряжения, вследствие чего увели-
чивается склонность к разрушению или образованию трещин в
седлах клапанов. В большой степени такие термические напря-
жения могут быть ослаблены прорезанием щелей в нижней плите
головки между каждым цилиндром, что позволяет обеспечить
некоторую гибкость (фиг. 134).
Автору во многих случаях, где были необходимы блочные шести-
цилиндровые головки, а также в случае сложной головки удалось
опытным путем доказать эффективность применения подобной кон-
струкции для предохранения от разрушений и трещин седел клапа-
нов. Несмотря на то, что блочная шестицилиндровая головка для
рассматриваемого двигателя может быть изготовлена и будет ра-
ботать вполне удовлетворительно, едва ли следует рекомендовать
подобную конструкцию из-за высокого процента литейного брака
и высокой стоимости замены в случае выхода из строя. Если исклю-
чить конструкцию с отдельными головками для каждого из шести
239
цилиндров, тогда остается сделать выбор между блоками двух- или
трехцилиндровых головок, а это, в свою очередь, зависит от выбора
четырех- или семиопорного коленчатого вала, поскольку разделение
Фиг. 134. Разрез головки цилиндра с прорезями
в нижней плите для обеспечения теплового расширения.
головок должно совпадать с коренными подшипниками коленчатого
вала.
С чисто механической точки зрения детальное конструирование
съемной цилиндровой головки является, вероятно, наиболее слож-
ной проблемой.
Для надежности уплотнения полости камеры сгорания шпильки
головки должны быть распределены как можно равномернее по окруж-
ности каждого цилиндра, а толщина головки должна быть доста-
точной для обеспечения необходимой жесткости, в противном слу-
чае она будет иметь склонность к изгибу между болтами.
Кроме того, напряжения от затяжки шпилек головки не должны
вызывать поломок цилиндра или втулки. Очевидно, цель заклю-
чается в установке максимально возможного количества малых шпи-
лек, причем общее давление, вызываемое шпильками головки, должно
быть значительно большим давления газа, которому они когда-либо
подвергнутся. На практике обычно сталкиваются с проблемой
обеспечения достаточных проходных сечений каналов впускного
и выпускного клапанов и достаточного охлаждения форсунки.
Поэтому нельзя допускать препятствия для прохода охлаждающей
240
жидкости слишком большим количеством бобышек под шпильки
головки. В двигателе рассматриваемого размера в общем случае
бывает достаточно шести шпилек на цилиндр, хотя в отношении
обслуживания надежное газовое уплотнение без разрушения ци-
линдра слишком концентрированной местной нагрузкой лучше
было бы обеспечено большим количеством шпилек.
В начале развития двигателей внутреннего сгорания считалось,
что достаточное охлаждение цилиндра и цилиндровой головки мо-
жет быть достигнуто путем погружения их в бак с почти непроточ-
ной водой; режимы, при которых двигатели работают в настоящее
время, требуют интенсивного охлаждения. В связи с этим необхо-
димо, чтобы охлаждающая жидкость протекала с высокой скоростью
по всем тем областям, где тепловой поток имеет максимальные зна-
чения, т. е. вокруг верхней части цилиндра, по всей головке, осо-
бенно вокруг седел клапанов и между ними и форсункой. Цирку-
ляция охлаждающей жидкости с большой скоростью необходима
не только для того, чтобы удалить пограничный слой и паровые
пузырьки, но важно также обеспечить смывание скоплений накипи
или других остатков, которые могут собраться и образовать очень
эффективный изолирующий слой в любой точке, где охлаждающая
жидкость приостанавливает свое движение.
Поэтому конструктор сталкивается со сложной проблемой под-
держания высокой скорости потока охлаждающей жидкости через
все те зоны, где тепловой поток интенсивен и эту высокую скорость
надо получить среди большого количества бобышек, внутренних
приливов и т. п. Для этого потребуются соответствующие напра-
вляющие перегородки или каналы, а если необходимо, и внутрен-
ние трубопроводы (фиг. 135 и 136).
Однако в лучшем случае конструктор может сделать лишь пред-
положение относительно действительного пути, проходимого охла-
ждающей жидкостью.
Основываясь на опыте автора при конструировании новой ци-
линдровой головки, всегда стоит на первой пробной отливке пол-
ностью исследовать действительный путь и скорости охлаждающей
жидкости с помощью трубок Пито, введенных во все наиболее важ-
ные места. Обычно обнаруживается, что более или менее застойная
зона существует в некотором совершенно неожиданном и уязвимом
месте, вероятно, вследствие влияния обратных водоворотов или
скрытых противотоков.
В отношении распределения теплоты на первый взгляд кажется,
что алюминиевая головка предпочтительнее вследствие более вы-
сокой теплопроводности, но в то время, как теплопроводность алю-
миния выше чугуна примерно в 3 раза, во столько же раз больше
тепловое расширение и разрушение благодаря этому. Таким обра-
зом, мы теряем в одном многое или почти все то, что выигрываем
в другом.
Поскольку модуль упругости на растяжение алюминия также
составляет приблизительно 1/з модуля чугуна, он должен поко-
робиться от затяжки шпилек головки, если бобышки не сделаны
16 Заказ 2026.
241
соответственно большими, еще больше затрудняя циркуляцию
охлаждающей жидкости.
В то время как конструирование съемной цилиндровой головки
представляет, вероятно, наиболее сложную проблему, конструиро-
вание верхней части блока цилиндров требует не меньшего внима-
ния. В этом случае предъявляются следующие основные требо-
вания:
1) цилиндр или гильза не
должны разрушаться затяжкой
шпилек головки;
2) свободная циркуляция ох-
Фиг. 135. Разрез головки цилиндра
с направленным входом воды в го-
ловку.
Фиг. 136. Разрез головки цилиндра
с внутренней трубкой.
лаждающей жидкости вокруг верхней части цилиндра или гильзы
не должна быть затруднена;
3) циркуляция охлаждающей жидкости должна осуществляться
как можно ближе к верхней части цилиндра.
Не легко выполнить эти условия при наличии высоко напряжен-
ных шпилек головки или болтов, установленных на относительно
больших и неравномерных расстояниях от гильзы цилиндра в то
время, когда их необходимо установить в непосредственной близо-
сти к гильзе. Следовательно, чем больше количество болтов и чем
меньше они диаметром, тем меньше вероятность разрушения.
242
Общепринятым является отливка в блоке цилиндров бобышек
для этих шпилек или болтов; кроме случая применения мокрой
гильзы, бобышки сливаются с цилиндром. Возможно также сделать
всю верхнюю площадку блока цилиндров такой толщины, чтобы
индивидуальные бобышки па потребовались. Ни то, ни другое не
может быть рекомендовано. Если применяются индивидуальные бо-
бышки, тогда не только затруднен свободный проток охлаждающей
жидкости и охлаждение очень важных зон, но всегда существует
опасность образования паровых пробок между любой парой бо-
бышек в силу недостаточного или затрудненного прохода. Существует
также опасность, что от давления, термических напряжений или
от того и другого бобышки будут стремиться нажимать на гильзу
и вызовут местные повреждения ее в виде вертикальных вмятин.
С другой стороны, если верхняя плита блока цилиндров выпол-
нена равномерной толщины, достаточной для размещения шпилек
или болтов головки, при которой они не проникают в водяную
полость, толщина плиты должна быть такой, что выполнение третьего
условия станет невозможным. Общая толщина двух плит в зоне
максимального теплового потока становится чрезмерной. Автор,
однако, предпочитает выбрать плиту равномерной толщины без
бобышек, поскольку эта конструкция не склонна вызывать раз-
рушение цилиндра. Рассмотрение подобных проблем позволяет
сделать вывод о целесообразности применения неотъемных го-
ловок.
Поршни и поршневые кольца могут работать при большом из-
носе и даже овальности цилиндра, но вертикальная волнистость
цилиндра для них наиболее опасна.
Все приведенные соображения особенно относятся к двигателям
с воспламенением от сжатия, в двигателях с воспламенением от
искры этот же вопрос решается значительно легче вследствие более
низких давлений, более равномерного распределения теплоты и
большей свободы размещения клапанов, свечей и т. п. В двигателе
с воспламенением от искры две зоны интенсивного теплового по-
тока расположены вблизи выпускного клапана и свечи, но, поскольку
они могут быть достаточно удалены друг от друга и расположены
над нижней плитой головки, их охлаждение осуществляется го-
раздо проще.
ГЛАВА XIV
ПОРШНИ И ИХ ОХЛАЖДЕНИЕ
Во всех двигателях внутреннего сгорания больших и малых
поршень является наиболее уязвимым узлом. Вместе с поршневыми
кольцами он является также источником наибольших потерь на тре-
ние.
Во всяком быстроходном четырехтактном двигателе обязательным
является обеспечение максимально возможной легкости поршня,
поскольку нагрузка, обусловленная действием сил инерции от массы
поршня, составляет большую часть средней нагрузки на шатунную
шейку, а нормальная составляющая от сил инерции — бблыпую
часть среднего давления на стенки цилиндра.
Кроме того, в отношении динамического уравновешивания сила
инерции поршня в сборе составляет главную неуравновешенную
силу. Поэтому в любом случае важно снижать вес поршня, насколько
это возможно.
Поршень должен воспринять на днище и передать через палец
все давление газов, развиваемое в цилиндре и сделать это без ка-
кой-либо заметной деформации.
Он должен также получить и передать значительную часть теп-
лоты, выделившейся при сгорании.
Совместно с поршневыми кольцами поршень должен обеспечи-
вать газонепроницаемое уплотнение и в то же время предохранять
от попадания лишнего масла в камеру сгорания.
Поршень должен надежно работать в широком диапазоне изме-
нения температур, а так как его теплоемкость мала, то температура
поршня может достигать высоких значений, в то время как цилиндр,
в котором он движется, относительно холодный.
Поршень, воспринимая теплоту всей поверхностью днища, мо-
жет отдать эту теплоту стенкам цилиндра только по периметру.
Следовательно, если поршень, не охлаждаемый маслом, то для пе-
редачи теплоты он должен быть изготовлен из материала высокой
теплопроводности или достаточной толщины, или и то и другое.
Два условия — легкость и высокая теплопроводность лучше
всего объединяются применением алюминиевых сплавов, по подоб-
ные сплавы вызывают возражения, так как:
1) их тепловое расширение почти в 3 раза больше теплового рас-
ширения чугуна, что требует больших рабочих зазоров, достаточных
244
для предельного случая работы очень горячего поршня в холод-
ном цилиндре;
2) их механическая прочность, в лучшем случае относительно низ-
кая, уменьшается с повышением температуры и очень быстро падает
при температуре порядка 400°;
3) относительно мягкий материал истирается и изнашивается
твердыми частичками остатков углерода или разбивается в канавках
поршневых колец.
Казалось бы, что единственной заменой алюминия для поршней
быстроходных форсированных двигателей является тонкостенный
чугунный поршень, охлаждение которого осуществляется главным
образом маслом.
Однако работа такого поршня зависит от непрерывной подачи
циркуляционной охлаждающей жидкости, поскольку при малой
теплоемкости днища даже кратковременный перерыв в подаче масла
может явиться причиной перегрева и повреждения вследствие за-
едания поршня или трещины.
Вопросы трения поршня, условий его смазки и т. д. в связи
с механическим к. п. д. и износом цилиндра рассматриваются
в главах IX и XV.
РЕГУЛИРОВАНИЕ И РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ
Рассмотрим теперь вопрос о допустимых температурах и их рас-
пределении в поршне из алюминиевого сплава.
Прежде всего тепловой поток от газов к поршню при полной
нагрузке составляет в двигателе с воспламенением от искры около
8—10% эффективной мощности, а в двигателях с воспламенением
от сжатия, приблизительно, 15—20% эффективной мощности. Зна-
чительное повышение в последнем случае происходит отчасти вслед-
ствие большей плотности и более активного движения воздуха, а
также потому, что в большинстве двигателей с воспламенением
от сжатия вся камера сгорания или часть ее расположена в днище
поршня. Ориентировочно можно сказать, что температуры поршня
будут одинаковы в двигателе с воспламенением от искры и в двига-
теле с воспламенением от сжатия, если первый развивает удвоенную
мощность второго. Поскольку это относится к температуре поршня,
то не имеет значения, достигнута ли мощность вследствие высокогр
среднего эффективного давления или вследствие высокого числа
оборотов вала.
При большом притоке теплоты должны каким-то путем обеспе-
чивать температуру в любой части днища поршня ниже 400°. В про-
тивном случае неизбежно появление трещин или полное разрушение
поршня.
В то время как допустимая предельная температура днища зави-
сит главным образом от механической прочности материала, в поршне
имеются зоны, где температура должна быть ограничена гораздо
меньшими значениями; такими зонами являются канавки поршне-
вых колец и бобышки поршневого пальца.
245
Кольца прямоугольного сечения с нормальными боковыми за-
зорами при работе со смазкой обычным углеводородным маслом
должны пригореть, если температура канавки верхнего поршненого
кольца длительное время превосходит 200°, точнее, нет никакого
риска пригорания поршневых колец до тех пор, пока указанная
температура не будет превышена и имеется небольшой риск, если
эта температура будет превышаться лишь периодически.
Если температура в этой зоне длительное время превосходит
220°, то рано или поздно обязательно произойдет пригорание ко-
лец; если температура превосходит 230°, то пригорание произойдет
в течение нескольких часов. Тем не менее, используя кольца пря-
моугольного сечения, можно отсрочить начало их пригорания путем:
1) применения масел с моющими присадками;
Я 2) использования ненормально большого бокового
зазора поршневых колец, обеспечивая этим возмож-
ность кольцам слегка колебаться, и в результате
этого удалять частично окислившееся или пригорев-
шее масло прежде, чем наступит момент затвердения
его и пригорания колец. Однако величина зазоров,
Фиг. 137. которые можно допустить, ограничена потому, что при
Трапециевид- относительно мягких алюминиевых поршнях поршне-
ное поршне- вые кольца, имеющие первоначально установленный
вое кольцо, большой боковой зазор, в короткий срок разобьют
торцы канавок, в результате чего еще больше увели-
чится и без того слишком большой боковой зазор или разбивается
нижнее поле канавки поршневого кольца, играющее основную роль
в уплотнении.
Оба мероприятия должны рассматриваться больше как паллиа-
тив и эффективны только в тех случаях, когда температура канавки
поршневого кольца близка к граничной, как это обычно и есть на са-
мом деле в большинстве двигателей с воспламенением от сжатия.
Гораздо более эффективным мероприятием против пригорания
колец до сих пор является применение изготовленных фирмой Нэ-
пир свыше 25 лет назад колец с трапецеидальным или клино-
вым профилем, которые при каждом отклонении поршня к стенке
цилиндра вытесняют и выдавливают частично загоревшее масло
(фиг. 137). Это усовершенствование оказалось особенно важным
для форсированных авиационных двигателей, в которых темпера-
туру верхнего поршневого кольца фактически невозможно держать
ниже 240—250°.
Из опытов автора следует, что кольца с трапецеидальным се-
чением допускают повышение температуры канавки на 40—50°
без риска пригорания.
Помимо пригорания колец, температура в этой зоне должна
быть снижена для предохранения от образования твердого нагара
внутри канавки, который будет расти до тех пор, пока кольца не
станут плотно прижиматься к стенкам цилиндра со всеми выте-
кающими отсюда последствиями — высокое трение, значительный
износ, возможность серьезных задиров и заедания поршня. Этот
246
недостаток чаще наблюдается в двигателях с воспламенением от сжа-
тия и зависит от температуры как в двигателях с воспламенением
от сжатия, так и в двигателях с воспламенением от искры. Но даже при
более низких температурах в первых это явление происходит быстрее,
поскольку они работают всегда с большим избытком кислорода
в рабочей смеси.
В большинстве случаев при работе с кольцами прямоугольного
сечения пригорание колец происходит прежде, чем их закоксовы-
вание и, конечно, раз кольцо пригорело, оно не может закоксо-
ваться, но при установке колец с трапецеидальным сечением или
колец с очень большим боковым зазором закоксовывание наступает
раньше пригорания колец. Насколько автору удалось установить,
закоксовывание редко случается при температурах ниже 230—240°
в двигателях с воспламенением от сжатия, и, вероятно, при темпе-
ратуре на 10—12° более высокой в бензиновых двигателях, но обоб-
щения делать трудно, так как многое зависит и от местных условий
и от устойчивости масла.
Затем, если температура канавки поршневого кольца превысит
250°, то произойдет сильный износ или разбивание боковых поверх-
ностей канавки, особенно, если кольца имеют большие первона-
чальные боковые зазоры. Подобный износ происходит вслед-
ствие разбивания кольцом боковых стенок канавки и усугуб-
ляется, конечно, размягчением материала при повышенных тем-
пературах.
В результате большого количества измерений температуры в раз-
личных эксплуатационных условиях установлено, что до тех пор
пока температура канавки поршневого кольца поддерживается ниже
200°, не придвидится никаких неполадок от пригорания кольца,
закоксовывания его или износа канавки.
Но если эта температура значительно превышена в течение дли-
тельного периода, тогда необходимо использовать такие средства,
как применение масел с моющими присадками, колец с трапеце-
идальным сечением, чугунных вставок для канавок поршневых ко-
лец и т. д. Использование указанных средств позволяет повысить
предел безопасной температуры до 250°, но это будет верхним пре-
делом для поршня из легкого сплава. Для такого поршня увеличе-
ние температуры в поясе поршневых колец от 200 до 250° в двигате-
лях с жидкостным охлаждением соответствует увеличению мощ-
ности приблизительно на 80%.
Третьим критическим фактором является температура бобышек
поршневого пальца. Испытанйя, проводившиеся как на форсирован-
ных двигателях с воспламенением от сжатия, так и на двигателях
с воспламенением от искры, показали, что если температура бобы-
шек не будет поддерживаться ниже 260—270°, то у материала появится
склонность к изменению формы под воздействием давления и от-
верстия бобышек начнут увеличиваться и овализироваться не из-за
износа, а скорее от смятия; но в этом случае многое зависит от мак-
симального давления. Очевидно, чем меньше давление, тем выше
допустимая температура в этом районе.
247
Здесь конструктор сталкивается с противоречивыми условиями.
Исходя из соображений конструктивной прочности, легкости и
жесткости он, конечно, хочет передать нагрузку от днища поршня
бобышкам кратчайшим и наиболее прямым путем, т. е. непосред-
ственно через стойки от днища к верхней стороне бобышек. Исходя
из соображений теплового потока, конструктор хочет сделать путь
по возможности извилистым и постепенным и, как обычно, он должен
найти наилучший компромисс между этими противоречивыми усло-
виями. Там, где размеры и вес не так ограничены, конструктор
предусмотрит по возможности большее расстояние между днищем
поршня и пальцем, но это, конечно, повлечет за собой соответственно
большую высоту и утяжеление двигателя, что для авиационных
двигателей недопустимо.
Для неохлаждаемых алюминиевых поршней нормальной кон-
струкции и пропорций ограничивающим фактором является темпе-
ратура канавки верхнего поршневого кольца. Чрезмерную темпе-
ратуру в центре днища можно обычно избежать, предусмотрев до-
статочную толщину для передачи теплоты в радиальном направле-
нии, однако, если добиваются облегчения конструкции, то утолщение
ограничивают. Чрезмерная температура в бобышках поршневого
пальца становится ограничивающим фактором только при тяжелых
условиях работы таких, как высокие давления газов или, когда
по соображениям уменьшения веса и размеров, расстояние между
днищем и поршневым пальцем должно быть выдержано, по возмож-
ности малым, как это делают в авиационных двигателях.
В общем эксперименты автора показывают, что при диаметре
цилиндра от 76 до 152 мм нормальная конструкция алюминиевого
поршня, изготовленного из наиболее подходящего сплава с нормаль-
ными поршневыми кольцами прямоугольного сечения и обычными
маслами без присадок, должна быть вполне удовлетворительной
до тех пор, пока длительная мощность, снимаемая с одного поршня,
не превзойдет приблизительно 20—25 л. с. в двигателях с воспламе-
нением от сжатия или 40—50 л. с. в двигателях с воспламенением
от искры, но если указанные пределы мощности превышаются
на сколько-нибудь длительный отрезок времени, то необходимо
прибегнуть к таким средствам, как применение колец с трапецие-
видным сечением или к охлаждению маслом, или к тому и другому.
В больших и тихоходных двигателях допустимы значительно боль-
шие мощности при работе с неохлаждаемыми поршнями,
поскольку в этих случаях вес возвратно-поступательно движу-
щихся частей менее важен, а теплота может быть распределена и пе-
редана вследствие использования больших толщин металла.
В форсированных военных авиационных двигателях достигаются
мощности свыше 200 л. с. на один поршень, но эти мощности
снимаются кратковременно только на взлетных или боевых режимах.
Для таких двигателей редко требуется совершать рейсы при мощ-
ности большей, чем приблизительно 40% от полной.
Кроме того, в этих двигателях на режимах максимальной мощ-
ности применяют или очень богатые смеси или впрыск воды, каждое
248
из этих средств и особенно последнее значительно уменьшают по-
ток теплоты в поршень и в стенки цилиндра.
В подобных случаях используется любое известное средство
для обеспечения надежной работы, как например, поршневые кольца
с трапециевидным сечением и прочее; больше того, такие поршни
обычно охлаждаются масляной струей, направленной на бобышки
поршневого пальца.
Даже на сегодняшний день механизм теплопередачи от поршней
к стенкам цилиндра мало изучен. Построенные кривые температур
указывают на то, что основная масса теплоты передается через
Фиг. 138. Типичные температурные
для неохлаждаемого поршня.
кривые Фиг. 139. Типичная кри-
вая изменения темпера-
туры 1вг на внутренней
поверхности гильзы.
поршневые кольца, так как значительно более резкое изменение
температурного градиента обнаруживается всегда в районе пояса
поршневых колец, тогда как по длине направляющей части он изме-
няется незначительно. На фиг. 138 показано типичное протекание
температурных кривых для неохлаждаемого поршня, а на фиг. 139
показана подобная кривая температур на внутренней поверхности
(или скорее на глубине 0,38 мм от поверхности) гильзы при работе
с тем же числом оборотов и мощностью и скоростью потока охлаж-
дающей жидкости вокруг гильзы около 0,152 м!сек.
Испытания в обоих случаях проводились при следующих усло-
виях:
диаметр поршня в мм . . 121
ход поршня в мм .... 140
число оборотов в 1 мин................................. 2000
среднее эффективное давление в кг/см2 7,88
эффективная мощность в л. с. . . 27,5
поршневая мощность в л. с./см* ........................ 0,24
температура охлаждающей воды в цилиндре в °C 70
температура масла в °C.................. ... 60
249
Сопоставление (фиг. 138 и 139) показывает, что средняя темпе-
ратура направляющей части поршня относительно мало отличается
от температуры внутренней поверхности гильзы, следовательно,
теплопередача в этом районе должна быть небольшой, а поэтому
большая часть теплоты должна быть передана через поршневые
кольца. Кажется несколько странным, что это должно быть так,
поскольку теплота должна от поршня передаться кольцам, а от
них — стенкам цилиндра через две масляные пленки, но все опыты
указывают на то, что активная масляная пленка является очень
эффективным проводником теплоты, и это подтверждается при испы-
тании двигателей с гильзовым распределением.
МЕТОДЫ ИЗМЕРЕНИЯ ТЕМПЕРАТУРЫ ПОРШНЯ
Относительно наилучших методов измерения и записи темпе-
ратур поршня всегда имеются противоречивые мнения.
Наиболее распространенными методами являются:
1' испытания твердости материала по Нв, так как изменение
твердости материала поршня является мерой максимальных тем-
ператур, под действием которых находилась та или иная часть
поршня;
2) применение красок, чувствительных к температуре, которые
изменяют цвет при различных температурах;
3) применение контактных термопар, вделанных в поршень и
имеющих контакт с пружинной подкладкой или буфером при внешнем
положении поршня;
4) применение плавких пробок, заделанных вблизи поверхности
поршня.
Из этих методов автор предпочитает два последних.
Испытание определением твердости Нв по опыту автора неубе-
дительно и ненадежно. Оно основывается на том, что твердость Нв
алюминиевого сплава изменяется постепенно после того, как алю-
миний подвергнут воздействию определенной температуры и что
максимальная достигнутая температура может быть определена
по обнаруженному изменению твердости. Это было бы очень хорошо,
если бы первоначальная твердость была известна, но ее можно опре-
делить только разрезав поршень на куски.
В предположении, что перед установкой поршня твердость Нв
везде одинакова, этот метод мог бы быть приемлемым, но подобное
предположение совершенно недопустимо, поскольку испытания
на твердость различных сечений нового поршня показывают доста-
точно широкий диапазон изменения первоначальных значений твер-
дости Нв. С другой стороны, фактор времени также играет важную
роль и вносит дополнительный элемент неопределенности. Помимо
невысокой точности этот метод обладает еще одним существенным
недостатком: каждое измерение температуры связано с разрушением
поршня.
250
Температурочувствительные краски могут быть применены очень
легко и быстро без какого-либо повреждения поршня. Однако и
они имеют свои недостатки, заключающиеся в том, что:
1) в лучшем случае обеспечивают очень приблизительную оценку
температуры поверхности;
2) чувствительны к фактору времени и поэтому, проводя сравни-
тельные испытания, следует обеспечивать равные промежутки вре-
мени, в течение которого слой краски находится под воздействием
температуры.
Как способ для грубо ориентировочной оценки порядка темпера-
туры, преобладающей в какой-либо определенной зоне поршня,
применение красок очень полезно и удобно, но для измерения аб-
солютного значения температуры этот способ требует тщательной
техники контроля.
Третий метод — измерение термопарой, имеет очень большое
преимущество в том, что температура может быть определена во
время работы двигателя, а также может быть зарегистрировано
влияние на температуру изменения числа оборотов вала, среднего
эффективного давления или любого другого фактора. Отрицательной
стороной этого метода является ограниченность числа термопар,
которые могут быть установлены в поршне и соединены с контакт-
ными буферами; кроме этого всегда существует и некоторая неопре-
деленность относительно надежности тарировки. Термопары могут
быть точно протарированы в статических условиях, но в какой
степени эта тарировка будет сохранена в условиях периодичной
работы, когда места контактов залиты маслом, всегда представляет
собой какую-то неопределенность.
Четвертый метод, использование крошечных плавких пробок,
вделанных непосредственно у поверхности, вероятно, наиболее
точный в тех случаях, где требуются измерения абсолютной темпе-
ратуры, и, поскольку количество подобных пробок не ограничено, то
всегда возможно получить температурный контур по всему поршню
или части его.
Ограничениями применения этого метода являются:
1) диапазон точек плавления различных сплавов, использую-
щихся для плавких пробок, до некоторой степени ограничен и
имеются достаточно широкие пробелы в температурном ряду. Это,
однако, не играет существенной роли, если установлено достаточное
количество пробок;
2) с помощью этого метода записывается только максимальное
значение температуры в каждой зоне поршня;
3) он делает необходимым снятие и осмотр поршня после каждого
испытания;
4) если неизвестна в первом приближении величина температуры
ожидаемой в каждой зоне, то невозможно выбрать плавкие пробки
с подходящими точками плавления. Такие данные становятся из-
вестны из опыта или в особом случае могут быть приблизительно
оценены предварительными испытаниями температурочувствитель-
ными красками. Обычно в лаборатории автора практикуется за-
251
делка групп плавких пробок в ряд через днище поршня, вниз по
упорной и неупорной сторонам юбки поршня и, в случае необходи-
мости, в бобышки поршневого пальца; каждая группа состоит из трех
пробок с различными точками плавления, отличающимися, если
возможно, не больше чем на 10—15°. Если ориентировочный выбор
температуры оказался правильным, то будет обнаружено, что в каж-
дой группе одна или две пробки расплавились, а третья осталась
целой. Если ни одна пробка не расплавилась или расплавились все
три из одной группы, пробел в измерении температуры может обычно
быть восстановлен с помощью данных, полученных из соседних
групп, но при достаточном опыте обычно можно избежать подобных
пробелов. Как и во всех подобных методах, нужен значительный
опыт в выборе и в заделывании пробок. После овладения этой про-
цедурой она становится простой, хотя и несколько утомительной.
Там, где необходимы очень полные исследования, автор предпо-
читает использовать одновременно как плавкие пробки, так и кон-
тактные термопары; первые служат для того, чтобы получить конт-
рольные показания абсолютной температуры и протарировать тер-
мопары, а последние для показания изменения температуры в рабо-
чих условиях.
Все подобные исследования указывают на желательность приме-
нения масляного охлаждения даже для совсем маленьких поршней.
Поступая так и убедившись, что ни одна часть поршня не сможет
когда-либо достичь критической температуры, становится возмож-
ным выполнить поршень более легким и более жестким не только
потому, что конструирование не связывается проблемами теплового
состояния и передачи теплоты, но и потому, что если температура
повсеместно может быть понижена до умеренной величины, то могут
быть допущены более высокие усталостные напряжения и поэтому
можно применить более легкие конструкции.
Этот вывод привел более десяти лет назад к исследованию
механизма потока масла через быстро движущиеся поршни, ре-
зультаты которого изложены ниже.
ПОРШНЕВЫЕ КОЛЬЦА
Основное назначение поршневых колец заключается в уплотне-
нии надпоршневого пространства от утечек. Более столетия прошло
с тех пор, как было впервые применено кольцо Ромсботтома, но,
несмотря на это, оно в основном осталось без изменений и по настоя-
щее время.
В настоящей работе делается упор на то, что такое кольцо может
функционировать только тогда, когда давление газа за ним равно
или очень близко к давлению над ним. Если это условие не выпол-
няется, кольцо сожмется внутрь и перестанет уплотнять надпоршне-
вое пространство. Поэтому очень важно, чтобы газы сверху имели
свободный доступ к задней (внутренней) стороне кольца (фиг. 140).
Поршневое кольцо уплотняет давление газов:
1) своей цилиндрической поверхностью, обращенной к стенке
цилиндра;
252
2) своей нижней торцовой поверхностью.
Обе поверхности очень важны, но значение торцовой поверхности
часто недооценивают.
Если используются поршневые кольца с прямоугольным сече-
нием, очень легко и просто убедиться в хорошем качестве нижних
торцов кольца и поршневой канавки, но когда применяются кольца
с трапециевидным сечением, это сделать не так легко.
Боковые поверхности колец не могут быть так легко притерты,
так как не всегда удается обеспечить равенство угла конусности
в канавке поршневого кольца и у самого кольца. Практически уста-
новлено, что для облегчения быстрой посадки кольца конус нижней
стенки канавки кольца нужно делать приблизительно на 0,5°
меньше, чем конус самого кольца. Принимая во вни-
мание эти трудности, автор предпочитает
применять кольца с конической поверх-
ностью только верхнего торца (фиг. 141);
такие кольца не так эффективны против
пригорания, как кольца с двумя кониче-
скими торцами, хотя очень близки к ним,
но они имеют то преимущество, что наи-
более важная нижняя уплотняющая по-
верхность — плоская.
Упругость. Первоначальная упругость
кольца не очень важна, поскольку ради-
альное давление обеспечивается в основ-
ном давлением газов. Она необходима в
Фиг. 140.
Перетекание
газа к внут-
ренней по-
верхности
кольца.
Фиг. 141.
Трапециевид-
ное поршне-
вое кольцо с
плоской
нижней по-
верхностью.
том случае, когда цилиндр сильно изношен, так как во
время холостых ходов кольца должны хорошо прилегать к
стенкам цилиндра, чтобы обеспечить регулирование смазки даже,
если последний имеет конусность, обусловленную выработкой
или тепловым расширением. В последние годы наблюдается тен-
денция в направлении увеличения упругости поршневых колец от
0,49—0,56 до 0,844 кг/см1] верхний предел упругости достигается
быстро, так как дальнейшее увеличение радиальной толщины
будет вызывать разрушение колец вследствие перенапряже-
ния материала при надевании кольца на поршень. Для масляных
колец удельное давление может быть всегда повышено до любой
величины простым уменьшением рабочей поверхности кольца, со-
прикасающейся со стенкой цилиндра.
Боковой зазор. Очень важно предусмотреть в самом начале
достаточный боковой зазор для обеспечения свободного прохода
газа к задней стороне кольца и в то же время обеспечить по возмож-
ности небольшой объем пространства за кольцом. Если этого не
предусмотреть, то кольцо сожмется внутрь и совершенно перестанет
уплотнять. С другой стороны, если сделать очень большой боковой
зазор, то кольцо будет разбивать опорные поверхности канавки
в алюминиевом поршне до тех пор, пока зазор не станет слишком
большим. Нижнее поле канавки иногда совершенно разбивается.
В случае чугунных поршней или алюминиевых с чугунными встав-
253
ками для колец такое явление менее вероятно и поэтому без вреда
могут быть допущены большие боковые зазоры.
При сжатии кольца обычно обнаруживают, что если верхнее
кольцо пропускает, то все остальные кольца также будут пропускать,
по-видимому потому, что раз полное давление миновало первое
кольцо, остальные, будучи защищены от возрастания давления во
время такта сжатия, не имеют необходимого времени для того,
чтобы увеличилось давление газов за ними. Также, если верхнее
поршневое кольцо пригорело и, таким образом, становится нерабо-
тающим, оставшиеся компрессионные кольца не будут эффек-
тивно препятствовать пропуску газов, но в этом случае они не сож-
мутся полностью, по-видимому потому, что пригоревшее верхнее
кольцо все же имеет достаточно малый зазор, чтобы предотвратить
любое очень быстрое возрастание давления над ними. В двигателях
с поршневыми крейцкопфами, спроектированных автором для танков
в 1914—1918 гг., были применены алюминиевые поршни. Но в то
время при установке алюминиевых поршней считалось особенно важ-
ным делать боковой зазор в кольцах как можно меньшим, в резуль-
тате чего кольца сразу же зажимались. В этих двигателях внутрен-
няя поверхность поршней могла быть обозреваема через смотровые
люки в крейцкопфном картере. Когда случалось сжатие колец, то по
периметру поршня можно было видеть сноп искр и даже пламя, со-
провождаемое громкими хлопками. В качестве временного средства
против этого на верхнем торце поршневого кольца выпиливались ка-
навки; в качестве постоянного средства был увеличен боковой зазор
верхнего кольца с 0,076 до 0,1 мм, и как первое, так и второе оказа-
лись вполне эффективны и в дальнейшем затруднения не испытыва-
лись. Исключительно для эксперимента в задней стенке канавки верх-
него поршневого кольца одного из поршней были просверлены отвер-
стия и было снято давление за кольцом, в результате разрушение верх-
него поршневого кольца приняло такие сильные размеры, что в те-
чение нескольких секунд оно раскалывалось на мелкие кусочки.
Вибрация колец. При определенной критической скорости,
обычно очень большой, происходит отставание поршневых колец,
сопровождаемое бурным прорывом газов. Это явление всегда, хотя
совершенно ошибочно, приписывалось радиальной вибрации колец.
Паулю Дайксу с помощью эксперимента удалось показать, что
причина отставания кольца может быть объяснена очень просто.
В нормальных условиях при движении поршня вверх во время такта
сжатия, кольцо прижимается сначала силой инерции, а затем давле-
нием газа к нижней опорной поверхности канавки, в результате
этого боковой зазор над кольцом дает возможность газам свободно
заходить за кольцо и поднимать там давление тогда, как нижняя
поверхность кольца уплотнена. Однако при некоторой критической
скорости инерция кольца превзойдет и трение и давление газа во
время такта сжатия. Кольцо прижмется торцом к верхнему полю
поршневой канавки и этим затруднит проход газа за кольцо. В ре-
зультате этого уменьшится давление, прижимающее его к стенке
цилиндра и кольцо будет отставать от стенки.
254
Очевидно, что число оборотов вала, при котором это произойдет,
очень велико;, в опытах Дайкса оно равнялось 5500 в минуту. Оче-
видно, чем уже кольцо, тем меньше его инерция и поэтому больше
критическая скорость, при которой произойдет отставание кольца.
Высота колец. Существуют различные мнения относительно
оптимальной высоты поршневых колец. Сторонники относительно
высоких колец считают, что чем шире рабочая поверхность кольца,
тем меньше шансов выдавливания масляной пленки, когда в конце
хода* получается граничное трение и тем меньшим будет изнашивание
гильзы. С другой стороны, чем больше высота кольца, тем больше
его силы инерции и потому больше тенденция к разбиванию опорных
поверхностей канавки поршневого кольца; кроме того, чем больше
высота кольца, тем больше объем пространства за кольцом и поэтому
более длительное время будет продолжаться период возрастания да-
вления за кольцом. Поэтому высокие кольца все время будут иметь
тенденцию к отставанию и это будет происходить при более низкой
критической скорости.
Против применения очень узких колец говорит их крайняя хруп-
кость и большая трудность обеспечения точной поверхности торцов
кольца; больше того, имеются предпосылки, но не совсем убедитель-
ные, указывающие на то, что очень узкое кольцо фактически вызы-
вает больший износ гильзы.
Таким образом приходим к выводу, что высота кольца должна
зависеть от скорости поршня: чем больше скорость, тем уже кольцо.
Ширина опорных поверхностей кольца. Если пламя омывает верх-
ний торец кольца, поднимается температура его и ухудшается отвод
теплоты. Одновременно из-за выгорания масла на его боковой по-
верхности значительно повышается тенденция к пригоранию. Для
устранения этого дефекта необходимо большое расстояние канавки
верхнего поршневого кольца до днища поршня при умеренном диа-
метральном зазоре. Высокое тепловое расширение алюминия и высо-
кая температура металла головки приводят к необходимости иметь
очень большой боковой зазор в общем случае от 0,4 до 0,6% от
диаметра цилиндра в холодном состоянии. Если двигатель работает
продолжительный период при сравнительно малой нагрузке, а сле-
довательно, с большим боковым зазором, то в зазоре будет образо-
вываться нагар до тех пор, пока не забьет его. Если теперь перейти
на работу с полной нагрузкой, поршень сразу расширится, весь
зазор будет выбран и нагар будет настолько сильно прижат к стенкам
цилиндра, что может вызвать задир или заедание поршня. При отно-
сительно малом расстоянии от днища поршня до канавки первого
кольца эта поверхность будет немного задрана без серьезных по-
вреждений. Если же это расстояние достаточно велико, то прочность
нагара может быть такой, что вызовет серьезное заедание, поэтому
существует предел допустимого расстояния от днища поршня до
канавки первого кольца. Этот предел составляет обычно около 20%
диаметра цилиндра.
По опытам автора, наилучший компромисс между загоранием
кольца, с одной стороны, и риском серьезного задира или даже заеда-
255
ния, с другой стороны, получается, когда расстояние от днища
поршня до канавки верхнего поршневого кольца составляет 12—
15% диаметра поршня.
Помимо задира от протягивания нагара по поверхности головки
поршня, задир поршня над канавкой верхнего кольца возможен от
возрастания нагара в цилиндре непосредственно над верхним поло-
жением первого поршневого кольца. В этой связи автором экспери-
ментально установлено, что во всех случаях задир поршня над ка-
навкой верхнего кольца может быть предотвращен покрытием его
и днища поршня не пористым, а сплошным хромом. С одной стороны,
нагар не будет так плотно приставать к твердой хромированной по-
верхности, с другой — поверх-
ность становится слишком твер-
дой для разрушения ее нага-
ром. Однако следует все же
убедиться, не потеряет ли хро-
мистое покрытие со временем
связь с алюминием, что веро-
ятно приведет к тяжелым по-
следствиям.
Ширина перемычки между
первой и второй канавками
должна быть такой, чтобы она
могла без какого-либо замет-
Фиг. 142. Установка поршневых колец. ного прогиба выдерживать дей-
ствие полного давления газов
на боковую поверхность кольца, перемычка также должна выдержи-
вать удары кольца, возникающие от возвратно-поступательного дви-
жения. Для этого ее ширина должна быть не меньше чем 3,5% диа-
метра поршня. Что касается перемычек между нижними канавками
поршневых колец, то они обычно подвергаются действию очень
небольшой нагрузки от давления газов, а поскольку боковой зазор
нижних колец может быть меньше, — и меньшему разбиванию. Их
ширина определяется технологическими соображениями. На
фиг. 142 показаны в масштабе соотношения, которые в опытах
автора обеспечили наилучшее компромиссное решение для форси-
рованного двигателя с воспламенением от сжатия.
В ранний период развития двигателя с воспламенением от искры,
когда максимальные давления были низки, числа оборотов вала уме-
ренные и поршни относительно легкие для смазки и охлаждения
коленчатого вала и шатунных подшипников хватало малого коли-
чества масла, но с возрастанием давлений и чисел оборотов вала стало
необходимым ради охлаждения пропускать через подшипники го-
раздо большее количество масла и это тотчас же осложнило про-
блему регулирования подачи масла. Это, например, ограничило
применение поршней с уменьшенной поверхностью трения, у кото-
рых трение было значительно меньше, чем у обычных поршней.
Кроме того, чем короче ход поршня и чем короче шатун, тем
пропорционально большее количество масла, выброшенного из
256
шатунного подшипника, попадает на стенки цилиндра. Проблема
регулирования подачи масла становится еще более сложной
ввиду больших рабочих зазоров в коренных и шатунных под-
шипниках, устанавливаемых в случае применения более твер-
дых подшипниковых материалов, как например, свинцовистой
бронзы.
Чтобы преодолеть эту трудность, было сконструировано много
типов масляных колец. Во всех конструкциях основной принцип
оставался один и тот же — высокое радиальное давление исполь-
Разрез по ДР
Фиг. 143. Маслосъемное кольцо.
зуется для удаления излишков
масла со стенок цилиндра и, кроме
того, кольцо имеет канавки и пазы
или просверлено для того, чтобы
собираемое им масло могло пройти
через сверление в задней стенке
канавки (фиг. 143)
Для того чтобы предотвратить
какое-либо прокачивание масла
вследствие перемещения поршне-
вых колец в канавке вверх и
вниз, делают минимальным боко-
вой зазор или в некоторых слу-
чаях кольцо разделяется и разжи-
мается в аксиальном направлении
так же, как и в радиальном. Та-
кие кольца могут быть очень
эффективны, но они создают неко-
торое дополнительное трение.
Обычно практикуется установка
такого масляного кольца непо-
средственно под компрессионными
кольцами, но часто приходят к
необходимости установки допол-
нительного масляного кольца в
нижней части юбки. С повыше-
нием давлений и чисел оборотов вала проблема регулирования по-
дачи масла становится с каждым днем все более насущной, и, по
мнению автора, наступило время, когда нужно разделить функции
охлаждения и смазки подшипников коленчатого вала. Количество
масла, потребное только для смазки, очень мало, для охлаждения же
подшипников требуется очень большое количество масла и с каждым
днем оно продолжает возрастать. Логичным решением вопроса было
бы охлаждение коленчатого вала большим количеством масла,
проходящего через него из конца в конец с частичным отбором не-
большого количества масла для смазки подшипников. Поэтому
коленчатый вал, сам становясь главным маслопроводом, исключает
многие маслопроводы.
Кроме этого отпадает необходимость в каких-либо масляных ка-
навках или отверстиях во вкладышах.
17 Заказ 2026.
257
ОХЛАЖДЕНИЕ ПОРШНЯ
С быстрым ростом мощности авиационных двигателей после
1930 г. и мощности форсированных двигателей с воспламенением
от сжатия появилась острая необходимость в охлаждении поршня.
Это вызвало большую серию экспериментов, проводившихся в лабо-
ратории автора, по выявлению путей и способов циркуляции ох-
лаждающего масла через поршни быстроходных двигателей.
В больших тихоходных двигателях открытого типа пятьдесят
лет назад охлаждение поршней осуществлялось водой, циркулирую-
щей через телескопические или шарнирные трубы. С появлением
закрытых двигателей со смазкой под давлением применение воды
стало опасным вследствие возможности попадания ее в систему
смазки и поэтому вода была заменена маслом. Поскольку число обо-
ротов вала возросло, давление охлаждающей циркуляционной
жидкости должно быть тоже повышено для преодоления инерции
столба жидкости, имеющей возвратно-поступательное движение.
Практически был достигнут предел, когда давление, необходимое
для преодоления инерции столба, стало чрезмерным и потребовалось
рассмотреть другие способы.
Первым шагом явилась установка невозвратного клапана в осно-
вании телескопической трубы. В этом случае масло поступало
к поршню только когда инерция способствовала этому. Такая кон-
струкция оказалась довольно хорошей, если не считать того, что
невозвратный клапан на больших числах оборотов вала сильно раз-
бивался и потребовалось добавление больших воздушных объемов.
В очень компактных и быстроходных двигателях непрактично
(вследствие ограниченности места и по другим соображениям) уста-
навливать телескопические трубы для подвода в поршень и отвода из
него масла. Шатун становится единственным механическим звеном,
через которое охлаждающая жидкость может быть подана в поршень,
причем ее возвращение может быть осуществлено или обратно по
шатуну, или непосредственно путем свободного вытекания в картер.
Была сделана попытка подвода и отвода масла по шатуну, вы-
пуская его из нижней головки. Это было бы уместно, но сложность
устройства проходов в шатуне для потока в обоих направлениях
вызвала возражения. Поэтому метод возвращения охлаждающего
масла вниз по шатуну не привился и был заменен методом, при кото-
ром масло свободно вытекает из поршня; предварительно масло
циркулировало с большой скоростью как под днищем поршня, так и
в поясе поршневых колец.
Кажется, не составляет большой трудности в обеспечении этого
простым способом при условии, что предприняты все необходимые
меры предосторожности.
Основные требования могут быть сформулированы так:
1. Совершенно неотъемлемым является подача в коленчатый вал
достаточного количества масла, обеспечивающего смазку подшипни-
ков и поршней. Для этого желательно применять подачу масла в ко-
ленчатый вал с одного или с обоих концов, а не через канавки в ко-
258
репных подшипниках. Такое устройство имеет и еще одно важное
преимущество, исключающее необходимость в каких-либо масляных
канавках в узких коренных подшипниках и в то же время обеспечи-
вает полную деаэрацию масла, предоставляя возможность воздуху
выходить из центра коренной шейки наружу в подшипник. На
фиг. 144 показано сечение коренной и шатунной шеек вала, охла-
ждаемых маслом.
2. Давление, возникающее от инерции столба масла в шатуне,
значительно превосходит нормальное давление масла. Если не пре-
дусмотреть необходимых мероприятий, возникнет обратный поток
масла в шатунной шейке. Это можно предотвратить применением
невозвратного клапана у основания стержня шатуна или исполь-
Фиг. 144. Коленчатый вал с масляным охлаждением.
зовать шатунную шейку в качестве вращающегося золотника. По-
следнее, конечно, предпочтительнее, так как исключает необходи-
мость установки дополнительных движущихся частей.
3. Поскольку масло из шатунной шейки коленчатого вала исполь-
зуется на смазку шатунного подшипника и для охлаждения поршня,
необходимо убедиться в том, что одно не происходит за счет другого.
Этого можно избежать, предусмотрев отвод масла для охлаждения
поршня с наименее нагруженной стороны шейки.
4. Желательно не допускать попадания воздуха в шатун. Для
этого необходимо обеспечить хорошее уплотнение между верхней
головкой шатуна и поршнем, что не представляет особого труда, но
может быть недоучтено.
5. Наиболее важные поверхности, через или вокруг которых
должна циркулировать охлаждающая жидкость, это:
а) центр днища;
б) внутренняя поверхность пояса канавок поршневых колец;
в) верхняя сторона бобышек пальца.
6. Необходим отвод теплоты из трех отмеченных зон в такой сте-
пени, чтобы температура их была значительно ниже опасных пре-
17* 259
делов, упомянутых выше. Однако не нужно отводить слишком
большое количество теплоты, так как дальнейшее понижение тем-
пературы поршня не дает никаких преимуществ.
На фиг. 145 показан поршень, который пока еще считается
лучшим для двухтактных высокофорсированных двигателей с вос-
пламенением от сжатия и для двигателей с впрыском бензина. Видно,
что масло, проходя вверх по шатуну, снаружи подшипника поступает
к выходному отверстию в верхней части головки шатуна. Распреде-
литель, зажатый между двумя частями поршня, имеет нижнюю часть,
обработанную концентрично с поршневым пальцем, и этой обрабо-
танной поверхностью скользит по наружной поверхности верхней
головки шатуна. Из отверстия в верхней головке шатуна масло
проходит через распределитель и затем через серию мелких радиаль-
ных или спиральных каналов, выполненных на внутренней поверх-
ности поршня. Из каналов масло поступает в кольцеобразное прост-
ранство за поршневыми кольцами, образованное двумя частями
поршня. Выходя из этого кольцевого пространства, оно частично
задерживается кольцевым выступом на внутренней части поршня.
Пройдя калиброванное проходное сечение, масло свободно вытекает
через пазы в нижнем или посадочном поясе поршня. Визуальные
наблюдения на поршне с прозрачной наружной частью показывают,
что при нормальных рабочих числах оборотов вала кольцевое про-
странство заполнено приблизительно наполовину и масло в нем
сильно взбалтывается, интенсивно омывая стенки поршня непосред-
ственно за канавками поршневых колец. Охлаждение верхней по-
ловины бобышек поршневого пальца осуществляется потоком жид-
кости через канавки над бобышками, а от них имеются ответвления
для смазки подшипников пальца.
На фиг. 146 показано распределение температур на поршне диа-
метром 123 мм и ходом 140 мм на двигателе с максимальной мощ-
ностью 172 л. с.
Испытания проводились при следующих условиях:
число оборотов вала в 1 мин............................ 2750
среднее эффективное давление в кг/см1..................17,4 X 2
давление на выпуске в ати............................. 0,562
давление продуветного воздуха в ати .................. 1,17
температура воздуха в °C .............................. 73
октановое число топлива .............................. 100
температура воды в °C .................................. 70
температура масла в °C ...............................70—90
для смазки использовалось масло ДТД-109
Было установлено, что расход масла 182 л в час достаточен при
мощности до 200 л. с. или свыше 1,55 л. с. на 1 см2 площади поршня
для двигателя с воспламенением от искры с высоким наддувом или
при мощности до 110 л. с. (максимально достигнутая величина) для
двигателя с воспламенением от сжатия с наддувом.
Точных цифр относительно величины теплоты, отведенной маслом
во время его прохода через поршень, нет. Это трудно определить,
поскольку охлаждающее масло, отводящееся из поршня, не может
260
Фиг. 146. Температура поршня tn двухтактного двигателя
с впрыском бензина, определенная с помощью плавких пробок.
261
быть отделено от остального масла и в то же время, по очевидным
причинам, этот же поршень не может быть применен при высоких
нагрузках без масляного охлаждения. Однако из косвенных источ-
ников следует, что количество теплоты, отводимой от поршня охла-
ждающим маслом, составляет приблизительно 4% эффективной
мощности для двигателей с воспламенением от искры и около
8% — для двигателей с воспламенением от сжатия той же мощ-
ности.
Чтобы провести дальнейшее исследование охлаждения поршней
маслом, было создано приспособление, состоящее из вышедшего из
употребления одноцилиндрового двигателя с ходом 140 мм, в кото-
ром существующий поршень использован просто как крейцкопф,
а второй поршень — точная копия охлаждаемого маслом поршня,
который должен быть применен, установлен па поршневом штоке так,
что он значительно выступал за верхнюю часть цилиндра. Непо-
средственно над цилиндром, но ниже верхнего положения испыты-
ваемого поршня был установлен сборный лоток. Этот лоток выпол-
няет две функции — сбора масла, прошедшего через испытываемый
поршень, и предотвращает выбивание вверх воздуха или масла
крейцкопфным поршнем. Для нейтрализации инерционного эффекта
масляного столба в поршневом штоке в основании его был установлен
невозвратный клапан, т. е. в точке, где нормально масло прошло
бы через канавки составного поршня.
Все это было помещено под колпак из листовой стали, снабжен-
ный стеклянными окнами, через которые можно было наблюдать
работу экспериментального двигателя. Испытываемый поршень был
копией поршня, показанного на фиг. 145, но только наружная часть
была изготовлена из прозрачного материала. Через прозрачные
стенки поршня с помощью стробоскопических аппаратов «Стробо-
так» и «Строболюкс» можно было отчетливо видеть поток
масла.
Весь механизм приводился в действие непосредственно соединен-
ным с валом установки электродвигателем, развивающим
3000 об/мин. Шатун был устроен так, что масло могло поступать
вверх по шатуну из шатунной шейки:
1) с периодической подачей, используя шатунную шейку, как
вращающийся клапан;
2) с непрерывной подачей при этом обратный поток устраняется
с помощью обратного клапана, установленного в нижней части
штока шатуна непосредственно над нижней головкой шатуна;
3) с непрерывной подачей па протяжении всего цикла.
Масло, подаваемое насосом с независимым приводом, поступало
в коленчатый вал с одного конца, а масло, вытекающее из подшипни-
ков, отсасывалось специальным насосом, измерялось и возвращалось
обратно в масляный бак. В то же время масло, прошедшее через
испытываемый поршень, попадая в лоток, собиралось и измерялось
отдельно. Для испытаний применялось маловязкое масло, причем
вязкость подбиралась такой, какая бывает у настоящего масла при
рабочей температуре двигателя.
262
Было проведено большое количество испытании при широко изме-
няющихся условиях и получено много полезных конструктивных
данных.
Основные моменты могут быть сформулированы так:
1. Установлено, что при всех условиях, как и в реальном двига-
теле, расход масла через поршень был приблизительно 182—228 л в
час и эта величина оставалась на всех числах оборотов вала постояв-
Фиг. 147. Влияние продолжительности ас фаз подачи
масла, на расход его GM через поршень двигателя Е18,
при давлении масла 4,92 кг/см2. Определено в статиче-
ских условиях.
2. Установлено влияние изменения момента входа масла в свер-
ление в шатуне. Для этих испытаний были просверлены ряд отвер-
стий во вкладыше шатунного подшипника, точно совпадающие с мас-
ляным отверстием в шатунной шейке. При всех открытых отверстиях
нагнетание масла в шатун могло продолжаться при 180°, то есть от
середины хода до в. м. т. и до середины хода при движении поршня
вниз. При заданных условиях изменение момента совпадения отвер-
стий осуществлялось закупориванием соответствующих отверстий.
Результаты эксперимента показаны на фиг. 147.
263
9
Из этих графиков видно, что:
а) максимальный расход масла получается при угле нагнетания
около 180°;
б) уменьшение угла подачи уменьшает расход масла и это, не-
сомненно, является лучшим и наиболее точным способом
установления количества масла, циркулирующего через пор-
шень 5;
в) от применения асимметричного распределения масла не было
получено никакого преимущества.
3. Визуальное наблюдение за поршнем показало значительное за-
паздывание повремени между совпадением отверстий в шатунной шейке
и в шатунном подшипнике и течением масла через поршень. Так, при
2500 об/мин с углом подачи за 90° до в. м. т. масло не поступает
в поршень до 30* до в. м. т., но продолжает поступать к поршню
приблизительно до 180° после в. м. т., т. е. происходит запазды-
вание во времени на 60° в начале и на 90° в конце. Как и надо было
ожидать, начало движения масла при каждом обороте вала
было отчетливо выражено, а прекращение подачи было растя-
нуто.
4. Влияние изменения рабочих зазоров:
а) изменение зазора шатунного подшипника сверх обычного
0,114 до 0,168 мм не оказало никакого заметного влияния на коли-
чество масла, проходящего через поршень (фиг. 148), хотя количе-
ство масла, вытекающего из шатунного подшипника, конечно, зна-
чительно увеличилось;
б) изменение зазора в сочленении пальца имело заметный эффект.
Так, для значений этого зазора 0,0127—0,114 мм наиболее употре-
бительных в практике, расход через поршень при заданных условиях
уменьшался с 273 до 193 л в час;
в) изменение зазора между распределителем и верхней головкой
шатуна имело также очень важное влияние, как показано на
фиг. 149.
При работе без зазора втулка, нагруженная пружиной, была
соединена с распределителем, чем обеспечивался продолжительный
контакт с верхней головкой шатуна. Испытания проводились
с тремя отверстиями 03,18 мм в верхней головке шатуна, при диа-
метре маслоподводящей трубки в шатуне и штоке 4,76 мм, давлении
масла 4,92 кг/см*. Невозвратный клапан в шатуне установлен воз-
можно близко к распределителю.
5. Влияние охлаждения поршня на нормальный расход через ша-
тунный подшипник. Сравнительные испытания при постоянном
давлении масла, но с масляным каналом вдоль шатуна, закрытым и
открытым со стороны шатунного подшипника показывают, что,
когда масло подается к поршню, количество его, вытекающее из
подшипника, незначительно, тогда как количество, протекающее
через подшипник (включая и то, что идет к поршню), значительно
увеличивается, поэтому шатунный подшипник также получает допол-
нительное охлаждение маслом (фиг. 150).
264
Фиг. 148. Влияние зазоров в подшипниках шатуна на расход масла
через поршень при давлении масла 4,92 к^см*'.
а — зазор в шатунном подшипнике 0,168 мм; б — зазор в верхней головке
шатуна 0,114 мм.
Фиг. 149. Влияние установки распределителя на по-
ступление масла к поршню двигателя Е18:
1 — зазор равен нулю; 2 — зазор (0,51—0,076) мм; 3 — зазор
0,254 мм.
265
Результаты (фиг. 150) испытаний получены при следующих усло-
виях:
начало подачи масла до в. м. т. (отрегулировано
в статических условиях) в °C ..................
конец подачи масла после в. м. т. (отрегулировано
в статических условиях) в °C ..................
распределитель, нагруженный пружиной, при диа-
метре подводящего отверстия в штоке поршня
и в шатуне в мм............... ................
диаметральный зазор в верхней головке шатуна
в мм................................
зазор в шатунном подшипнике в мм
давление масла в кг/см2 ........................
невозвратный клапан, установлен в основании
штока шатуна
95
85
4,76
0,07
0,114—0,152
4,922
6. Влияние изменения давления масла. Давление масла, подавае-
мого к коленчатому валу, изменялось в широких пределах 1,4—
4,92 кг! см2, Результаты эксперимента показаны па фиг. 151.
Испытания проводились при следующих условиях:
три отверстия в верхней головке шатуна диаметром в мм 3,18
диаметр отверстий в штоке поршня в шатуне в мм . . . 4,76
температура масла в °C.................................. 30
для смазки применялось масло pale spindle с добавкой
1% олеиновой кислоты
Следует отметить, что давления масла рм были измерены на
входе в коленчатый вал и не принималось во внимание падение
давления внутри самого вала. Оно составляло около 0,28—
0,42 кг/см2 при числе оборотов вала 2500 в минуту.
7. Площадь проходных сечений. Предварительный опыт работы
двигателей с поршнями, охлаждаемыми маслом, показал, что при
норме расхода масла через поршень порядка. 182 л в час минимальное
сечение масляного отверстия в штоке шатуна должно быть 0,161 —
0,193 см2 (соответствующее одному отверстию диаметром 4,57 мм).
Были проведены некоторые испытания с проходами вокруг пальца
и через подшипник, уменьшенными с 0,193 до 0,0645 см2. Это выз-
вало понижение расхода масла через поршень в отношении 6,5 : 10
при 2500 об/мин.
8. Некоторые испытания были проведены при закрытом отвер-
стии в штоке шатуна в верхней его части. Получался длинный,
закрытый масляный резервуар в штоке шатуна, открытый со сто-
роны шатунного подшипника. Целью этого опыта было стремление
значительно повысить поток масла через поверхность шатунного
подшипника. В некоторых случаях это может представлять практи-
ческую ценность, так как подсказывает простой и готовый способ
увеличения потока масла через шатунный подшипник или выравни-
вание потока через подшипники в многоцилиндровом двигателе.
9. Были проведены также испытания с непрерывной подачей
масла вверх по шатуну, т. е. без какого-либо распределения по
266
( s п/час
л/час 227,5 728 637 182 546 136,5 455 91,0 364 273 45<5
7 >/*ХО
о
2/
3
чЯ-п л—л
Ж о 12l 01
и/ п
1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 п об/мин Фиг. 150. Расход масла при закрытом и от- крытом отверстии у основания штока шатуна: 1 — общий расход масла при открытом отверстии в шатуне, т. е. расход через поршень плюс количество Фиг. масла, вытекшего из шатунного подшипника в кар- лах ( тер; 2 — при закрытом отверстии в шатуне; з — и расход масла через поршень.
о < 1— -О—"— -4,92 -4,22 . -3,52 -2,81
— 1 1 7/
о —°4, м -2,11 -1,41
'00 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 п об/мин .в.м.т Конец по^чи ас =174° 151. Расход масла через поршень при различных чис- •боротов вала и различном давлении рм в кг/см2 масла (двигатель Е18).
фазам или без невозвратного клапана. Результаты получились до-
вольно неустойчивые, но во всех случаях расход масла через поршень
резко уменьшался с увеличением числа оборотов вала.
10. Другие испытания проводились с непрерывной подачей
масла, но с невозвратным клапаном в основании стержня шатуна.
В этом случае также получились неустойчивые результаты, вероятно,
благодаря «флаттеру» невозвратного клапана, но в общем расход
через поршень был несколько больше, чем при подаче на угле по-
ворота коленчатого вала, равном 180°.
выводы
На основании полученных результатов можно сделать следующие
выводы:
1. Обеспечение эффективного охлаждения поршней маслом
в легких быстроходных двигателях не представляет трудности, если
предусмотрены и выполнены необходимые условия.
2. Применение шатунной шейки в качестве вращающегося кла-
пана представляет собой далеко не лучший метод регулирования
подачи охлаждающего масла в поршни.
3. Общее количество теплоты, которое необходимо отвести
с помощью охлаждающего масла, относительно мало и охла-
ждение поршня ниже установленного критического предела невы-
годно.
4. Охлаждение поршня должно быть осуществлено без ущерба
для смазки шатунного подшипника, без отбора масла из зон высо-
кого давления его, т. е. масло, применяющееся для охлаждения
поршня, должно без всяких помех выполнить свои функции охлажде-
ния и смазки шатунного подшипника.
5. Охлаждение поршня не зависит от качества подгонки,
а также не включает какие-либо дополнительные движущиеся
части.
6. Количество масла, циркулирующего через поршень, может
быть задано однажды и навсегда продолжительностью периода
впуска масла в сверление в штоке шатуна из шатунного подшип-
ника.
7. Когда на одной шатунной шейке работают два шатуна, как
в случае V-образного двигателя, регулирование и распределение
масла между двумя поршнями сравнительно просты при условии
выполнения отдельных отверстий в шатунной шейке для каждого
шатуна, т. е. при двух шатунах на одной шейке, независимо от того,
применяются ли шатуны вильчатого типа или рядного расположе-
ния, должно быть два выходных отверстия, каждое для своего ша-
туна, обеспечивающее нужное распределение. Такая конструкция
несложна, но необходима.
8. При количестве шатунов на одной шатунной шейке большем,
чем два, проблема охлаждения поршней по общему признанию ста-
новится более сложной и ее решение должно зависеть от типа приме-
ненного сочленения шатунов.
268
Фиг. 152. Поршень с качающейся
форсункой для подачи охлаждаю-
щего масла.
Фиг. 153. Поршень, охлаждаемый мас-
лом, с распределителем, нагруженным
пружиной.
Фиг. 154. Вариант кон-
струкции поршня, пока-
занного на фиг. 153.
Составной поршень, применявшийся в испытаниях очень фор-
сированных двухтактных двигателей, о которых говорилось выше,
представляет крайний случай. При более благоприятных условиях
работы вполне удовлетворяет цельный поршень, как, например,
поршень, показанный на фиг. 152.
В этом случае внутренние поверхности пояса поршневых колец
и верхние половины бобышек поршневого пальца также интенсивно
охлаждаются маслом из качающейся форсунки. Подобный поршень
вполне подходит и для четырехтактных двигателей, даже для дви-
гателей с воспламенением от сжатия с высоким наддувом. Другие
типы поршней с масляным охлаждением, которые были усовершен-
ствованы и оказались удачными в эксплуатации, показаны на
фиг. 153 и 154.
ГЛАВА XV
ИЗНОС ЦИЛИНДРА
При нормальной эксплуатации двигателей внутреннего сгорания
(кроме двигателей с гильзовым распределением) износ цилиндра
или гильзы является в общем лимитирующим фактором и как тако-
вой представляет собой объект большого количества исследований.
Поэтому стоит уделить этому вопросу внимание.
Говоря в широком смысле, можно считать, что скорость изнаши-
вания в час совершенно не зависит от числа оборотов вала или от
скорости поршня, другими словами, часовая потеря металла одина-
кова — работает ли двигатель быстро или медленно. Однако вели-
чина износа, который может быть допущен, является прямой функ-
цией диаметра.
Рассмотрим случай двух сходных двигателей, работающих при
одинаковых условиях в отношении температуры гильзы, среднего
давления и т. д., один из которых имеет диаметр цилиндра в 2 раза
больший, чем другой. Степень износа, выраженная отношением на
1 мм диаметра в единицу времени будет одинаковой в обоих слу-
чаях, но в двигателях с большим цилиндром можно допустить износ
в 2 раза больше, и поэтому цилиндр будет служить в 2 раза больше.
С другой стороны, по времени и по стоимости смена большей гильзы
пли растачивание большего цилиндра будут по крайней мере в 2 раза
большими.
ПРИЧИНЫ ИЗНОСА
Причиной износа цилиндра являются коррозия, абразивы и тре-
ние. Трудно оцепить относительную важность этих факторов, так
как продукты коррозии или трения сами по себе являются абрази-
вами.
Было установлено, что при всех нормальных условиях износ
чрезвычайно локализован и принимает форму глубокой канавки
в области, в которой находится первое поршневое кольцо при поло-
жении поршня в в. м. т. (фиг. 155). Верхний край этой канавки
Обычно бывает вполне отчетливым, в то время как нижний край схо-
дит постепенно на нет. Обычно наблюдается тенденция к образованию
нечто похожего и в крайнем нижнем положении поршня, но гораздо
меньшего размера и менее четко. Между указанными крайними поло-
жениями и вблизи середины хода поршневого кольца износ обычно
271
Фиг. 155.
Типичный
износ ци-
линдра (в
утрирован-
ном виде)
>очень небольшой, а ниже крайнего нижнего положения поршневого
кольца он настолько мал, что не принимается в расчет. Поэтому
юбка поршня практически не вызывает изнашивания; сказанное
в одинаковой степени относится к поршням из алюминиевого сплава
или из чугуна. Тщательные измерения глубины выработки в верх-
ней части цилиндра показывают, что эта выработка изменяется по
•периметру совершенно произвольно и не имеет характерной постоян-
ной зависимости от того, находится ли она со стороны, на которую
действует боковая сила от поршня, или со стороны, на которую эта
боковая сила не действует, а также не зависит от других геометри-
ческих соотношений и даже в различных цилиндрах многоцилиндро-
вого двигателя она не бывает одинаковой. Кроме того, основываясь
на опытных данных, в качестве общего вывода можно
сказать, что до тех пор, пока износ, измеренный по
максимальному диаметру выработки, не превосходит
приблизительно 0,20% диаметра цилиндра, не ощу-
щается какого-либо заметного ухудшения характери-
стики двигателя при условии, что глубина износа
достаточно равномерно распределена по окружности.
Когда она достигнет приблизительно 0,25%, расход
масла начинает расти, а в двигателях с воспламе-
нением от сжатия вследствие повышенных утечек
может стать затруднительным холодный пуск.
Приблизительно при 0,30% расход масла стано-
вится чрезмерно большим и сопровождается в двига-
телях с воспламенением от искры частым забросом
свечей зажигания; прорыв газов и утечки стано-
вятся заметны, температура поршня поднимается, в результате чего
возможно «залегание» поршневых колец в канавках. Приблизительно,
при износе от 0,35 до 0,40% ухудшение характеристики становится
резко выраженным, расход масла выходит из-под контроля, а чрез-
мерный прорыв газов может привести к поломке поршневых колец,
если они еще не «залегли».
В больших тихоходных двигателях, в которых смазка цилиндров
осуществляется лубрикатором и не зависит от разбрызгивания в кар-
тере коленчатого вала, предотвращение попадания масла в цилиндр
не представляет сложности и поэтому может быть допущен несколько
больший износ. Кроме того, величина утечек по отношению к об-
щему объему цилиндра в этом случае меньше.
В качестве примера можно привести большой судовой двигатель
с воспламенением от сжатия, работающий удовлетворительно с мак-
симальной глубиной выработки около 1 % от диаметра цилиндра.
Для того чтобы понять процесс изнашивания цилиндра, необхо-
димо сначала рассмотреть условия смазки, которые получаются
при движении поршневого кольца вверх и вниз в случае неподвиж-
ного цилиндра в противоположность подвижной гильзе. При дви-
жении колец с большой скоростью они имеют хорошую жидкостную
смазку, но по мере приближения к крайнему положению хода поршня
скорость их движения по стенке цилиндра уменьшается, условия
272
изменяются до того, что при нулевой скорости они приближаются
к условиям граничного трения; другими словами, две поверхности
разделяются масляной пленкой несколько большей, чем молекуляр-
ная, и в этом случае, вероятно, произойдет непосредственный кон-
такт между выступающими точками обеих деталей. При движении
поршня кольца вновь будут иметь нормальную жидкостную смазку
и т. д.
Для нормального функционирования поршневого кольца не-
обходимо, чтобы давление газов за кольцом, прижимающее его
к стенке цилиндра, было равно или, по крайней мере, очень близко
к давлению над кольцом. До тех пор, пока не будет выполнено это
условие, кольцо будет сжиматься и прекратит выполнять функции
уплотнения надпоршневого пространства. Для верхнего поршневого
кольца это значит, что давление газа за кольцом, а следовательно,
давление кольца на стенку цилиндра, должно близко соответствовать
изменению давления в камере сгорания. Индикаторные диаграммы,
снятые при нормальной работе за кольцами головки двигателя с гиль-
зовым распределением, подтверждают это положение. Для второго
кольца давление над ним равно только давлению газов, прорвав-»
шихся через первое кольцо, и поэтому значительно меньше, обычно
немного больше одной десятой, а за третьим кольцом (если оно есть)
и того меньше.
При приближении поршня к концу хода сжатия давление газов
за первым поршневым кольцом возрастает, в то же время условия
смазки ухудшаются. Наконец, при остановке поршня давление
возрастает еще больше и достигает почти максимума. Поэтому пор-
шневое кольцо прижимается к стенке цилиндра очень большим да-
влением в тот момент, когда оно почти неподвижно и когда смазка
нарушена. При этих условиях возникает металлический контакт
и износ.
Когда поршень начинает движение вниз, поршневое кольцо,
находясь под воздействием очень большого и все возрастающего
давления, соскабливает со стенки цилиндра некоторое количество
металла и одновременно изнашивается. При нормальных условиях
количество металла, удаленного таким образом с обеих поверхностей,
конечно, чрезвычайно мало и составляет очень небольшую часть
общего износа; но если давление газов велико или поверхности плохо
подогнаны, может произойти более интенсивное соскабливание
металла. Потеря металла может быть значительной и поверхность
кольца становится задранной, а углы очень острыми, причем метал-
лическая пыль, соскобленная с верхнего кольца или с цилиндра,
может явиться причиной аналогичного задира нижних колец, пере-
мычек между кольцами и юбкой поршня. При движении поршня
вниз поршневое кольцо опять будет скользить по масляной пленке
и будет отделено от стенки цилиндра этой пленкой заметной тол-
щины. В крайнем нижнем положении условия будут аналогичны,
но в значительно меньшем масштабе, поскольку давление газа за
поршневым кольцом теперь гораздо меньше. Для того чтобы этот
вид изнашивания отличить от другого, назовем его «истирание».
18 Заказ 20 26.
273
Если это изнашивание не становится сильным и не вызывает задира
поршневых колец, то оно не является главным фактором (но должно
приниматься во внимание), так как есть еще вид изнашивания, в ко-
тором обычно главным фактором является коррозия.
Рассмотрим теперь, но на этот раз с точки зрения коррозионного
изнашивания, что произойдет, когда поршневое кольцо будет на-
ходиться в конце хода сжатия.
Вследствие высокого давления за кольцом предохраняющая мас-
ляная пленка выжимается до такой степени, что на выступающих
точках, вероятно, имеет место действительный металлический кон-
такт. Когда поршень начинает опускаться, он оставляет позади себя
узкие полоски почти полностью обнаженного металла или металла,
покрытого очень тонкой пленкой масла. Обнаженное в результате
этого место тотчас же становится объектом воздействия продуктов
неполного сгорания таких, как муравьиная и другие органические
кислоты, или, при наличии в топливе достаточного количества серы—
триокисла серы, который, вероятно, наиболее опасен.
Здесь необходимо различать то, что происходит в верхнем и ниж-
нем положении поршня.
В верхней части обнаженные места подвергаются воздействию
продуктов сгорания до того момента, пока поршень вернется опять
вверх, тогда как в нижней части стенки цилиндра вообще никогда
не подвергаются воздействию коррозии; следовательно, коррозион-
ное изнашивание имеет место только в верхней части гильзы. При
следующем ходе поршня вверх продукты коррозии соскабливаются
поршневыми кольцами и в четырехтактном двигателе заменяются
масляной пленкой, наносимой разгруженными теперь кольцами,
которая предохраняет поверхность цилиндра во время двух после-
дующих ходов, и так процесс повторяется при каждом цикле.
До тех пор, пока обнаженная поверхность будет иметь темпера-
туру выше точки росы продуктов окисления, разрушения будут
сравнительно малы, но при условиях в цилиндре точка росы неко-
торых продуктов неполного сгорания довольно высока.
Третьим фактором является абразивное изнашивание, происхо-
дящее под действием мельчайших частичек, внесенных воздухом и
смазкой или в некоторых случаях самим топливом. Как бы ни тща-
тельна была фильтрация, не все мельчайшие частички могут быть
отфильтрованы, а поэтому совершенно невозможно полностью
исключить попадание этих частиц, которые служат в качестве абра-
зивных агентов; более того, имеются факты, показывающие, что не-
которые углеродистые остатки, получающиеся из топлива или
смазки, сами по себе достаточно тверды, чтобы служить абразивным
веществом; то же самое, вероятно, относится к частичкам продуктов
коррозии, соскабливаемым поршневым кольцом.
Так как эти несколько источников изнашивания оказывают
влияние друг на друга, трудно оценить их относительную важность,
например, сильное изнашивание от трения обнажит большую по-
верхность для коррозии, тогда как сильная коррозия увеличит
абразивное изнашивание и т. д.; тем не менее можно установить не-
274
которые отправные положения. Например, можно предположить,
что изнашивание от трения и абразивное изнашивание будут вклю-
чать приблизительно равные потери металла с поршневых колец
и с гильзы в том случае, если они изготовлены из одного материала;
в то же время коррозийное изнашивание будет, очевидно, влиять
только на гильзу, поскольку рабочая поверхность колец никогда
не подвергается воздействию коррозии. Поэтому, если обнаружен
сильный износ гильзы при малом износе поршневого кольца, можно
сделать вывод, что основной износ произошел от коррозии. Известно,
что изнашивание гильзы значительно возрастает, если цилиндр пе-
реохлажден так, что температура гильзы ниже точки росы продук-
тов коррозии. Это изнашивание возможно только под действием
коррозии, так как чем холоднее цилиндр, тем больше вязкость и
толще масляная пленка и тем меньше склонность к изнашиванию
от истирания или от абразивов. К тому же следует ожидать, что
коррозия и изнашивание от истирания будут в строго ограниченной
узкой полосе обнаженной поверхности и не распространяются на
значительное расстояние ниже нее, тогда как распространение абра-
зивного изнашивания ожидается более или менее по всей длине хода
колец, хотя оно будет конечно максимальным около в. м. т., где
давления наивысшие, а смазка наихудшая. Кроме того, преоблада-
ние коррозийного изнашивания может объяснить отмеченное не-
обыкновенное явление, которое состоит в том, что износ почти не
зависит от числа оборотов вала, так как уязвимая поверхность
остается открытой для воздействия коррозии в определенной про-
порции от общего времени работы, независимо от того, сколько
ходов сделает поршень за это время. Так же объясняется большая
степень износа, которая обычно обнаруживается в двухтактных дви-
гателях, так как относительное время воздействия продуктов не-
полного сгорания на стенки цилиндра в этих двигателях больше.
Проводились эксперименты, когда в цилиндр вместе с воздухом
впускалась тонкая струя абразивного материала, который вызывал
очень высокую скорость изнашивания как гильзы, так и поршневых
колец. Оказалось, что изнашивание происходило не только на длине
гильзы, ограниченной крайними положениями поршневого кольца,
но также и ниже, а это значит, что юбка поршня, как и ожидалось,
оказывает влияние на износ.
Можно сделать вывод, что при нормальных условиях работы
коррозийный износ—несомненно наиболее важный фактор, и только
при ненормальных условиях работы износ от истирания или абра-
зивный износ имеют важное значение. Однако при определенных
условиях каждый из этих износов или оба могут привести к ката-
строфическому исходу.
ВЛИЯНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ
Рассмотрим возможные мероприятия по предотвращению или
уменьшению коррозийного износа. Пока еще мало вероятно, что
удастся каким-либо путем уменьшить коррозийные свойства про-
дуктов неполного сгорания; наоборот, кажется более вероятным,
18*
275»
что они будут возрастать с увеличением содержания серы, по край-
ней мере, в более тяжелых топливах.
Во-первых, известно, что коррозийный износ очень быстро уве-
личивается, когда температура внутренней поверхности гильзы па-
дает ниже точки росы продуктов неполного сгорания, вызывающих
коррозию.
Поэтому первоочередной задачей является по возможности бы-
стрый подогрев верхней части гильзы после холодного пуска и под-
держание ее горячей с помощью термостата или другим способом при
всех режимах работы. В случае небольших цилиндров с диамет-
ром 101—152 мм с толщиной стенки гильзы 7,6—10,1 мм темпера-
тура внутренней поверхности верхней части гильзы хорошо охла-
ждаемого цилиндра на полной нагрузке в том месте, где верхнее
поршневое кольцо доходит до своего крайнего верхнего положения,
бывает обычно приблизительно на 60° выше температуры со стороны
жидкости. Это не означает, что температурный градиент по всей
гильзе на полной нагрузке является таким большим, так как между
наружной поверхностью гильзы и водой существует дополнитель-
ный барьер. Для того чтобы температура внутренней поверхности
гильзы была выше точки росы, необходимо, чтобы эта поверхность
в месте расположения поршневого кольца, когда поршень находится
в в. м. т., имела температуру выше 120°, что, в свою очередь, пред-
полагает минимальную температуру охлаждающей воды 60° на пол-
ной нагрузке и несколько бблыпую на малых нагрузках. Практи-
чески это означает, что температура охлаждающей жидкости вокруг
гильзы не должна падать до значений, меньших 60°, и должна под-
ниматься после каждого холодного пуска, по возможности быстрее
до этого значения.
В лаборатории автора были проведены некоторые исследования
на одноцилиндровом четырехтактном двигателе с воспламенением
от искры. В этой работе для записи температурного градиента
в стенках гильзы применялись специальные поперечные термопары,
при этом перепад температур между внешней поверхностью гильзы
и водой записывался одновременно в непосредственной близости.
Для обеспечения надлежащей скорости воды вдоль гильзы была
установлена нормальная мокрая гильза, окруженная снаружи ме-
таллическим кожухом. Между кожухом и гильзой для циркуляции
воды оставалась полость шириной приблизительно 3,81 мм. На
гильзу была навита и припаяна к ней проволока сечением 3,81 х
X 3,81 мм таким образом, что образовался спиральный промежуток
постоянного шага. Охлаждающая вода, входя в главную водяную
полость, поступает оттуда в спиральный промежуток между гиль-
зой и кожухом снизу вверх. Поскольку проходное сечение спираль-
ного промежутка и скорость могли быть точно определены, можно
было точно знать скорость потока около любой поверхности гильзы,
в то время как термопары, вставленные в водяные каналы, записы-
вали температуру воды на каждой ступени по всей длине гильзы.
В стенке гильзы на глубину 0,32 мм от внутренней поверхности
ее были просверлены несколько маленьких отверстий диаметром
276
1,59 мм и в эти отверстия также вставлены поперечные термо-
пары.
Общее расположение термопар на двигателе D = 114 мм и
S = 140 мм показано на фиг. 156 и 157. Для поперечных термопар
по длине гильзы как с упорной, так и с неупорной сторон были
предусмотрены восемь отверстий. К сожалению, наивысшая точка,
где можно было установить термопару, была несколько ниже уровня
верхнего компрессионного кольца при положении поршня в в. м. т.
Фиг. 156. Расположение поперечных термопар
с неупорной стороны цилиндра двигателя Е19:
1—Ю — термопары; 11 — наружная гильза; 12 — внут-
ренняя гильза.
Этот метод оказался надежным и точным, а повторные испытания
дали результаты, очень близкие к первоначальным. Было снято
большое количество показаний при различных числах оборотов
вала, средних эффективных давлениях до 15,47 кг!см? и при скорости
циркуляции воды 0,152 4- 2,9 м!сек.
Типичное изменение температур, нанесенное в виде изотерм,
при различных числах оборотов, нагрузке и постоянной скорости
воды, равной 0,336 м1сек, видно на фиг. 158. Они показывают
температурный градиент в стенке гильзы по длине хода поршня и
277
в то же время температуру воды, измеренную в каждой точке уста-
новки поперечной термопары.
На фиг. 159 показаны результаты аналогичных испытаний при
скорости циркуляции воды 2,86 м/сек, подтверждающих, что, как
и ожидалось, тепловой поток в гильзу двигателя с воспламенением
от искры был почти прямой функцией расхода воздуха, а для дви-
гателя с воспламенением от сжатия —функцией расхода топлива, не-*
зависимо от того, получена мощность наддувом или увеличением
числа оборотов вала.
Фиг. 157. Система крепления термопары (термопара № 4) с неупорной стороны
цилиндра (фиг. 156):
1 — внутренняя гильза; 2 — наружная гильза; з — литой блок-картер; 4 — провода тер-
мопары; 5 — внутренний трубопровод; 6 — стяжной болт с гайкой для внутренней трубки;
7 — кожаная уплотнительная шайба; 8 — маховичок; 9 — ходовой винт, шаг 1 мм; 10 —
контргайка; и — резиновая шайба; 12 латунная уплотнительная трубка; 13 — парони-
товая шайба; 14 — спиральный проход для охлаждающей воды.
Испытания показали важность циркуляции воды с большой ско-
ростью через критические зоны, где тепловой поток интенсивен, как
например, в отдельных местах головки цилиндра.
С другой стороны, не следует допускать, чтобы температура
гильзы поднялась слишком высоко, так как в этом случае наступит
износ не только от трения и абразивный, но также и от высоких
температур поршня, поскольку поршень, если он не охлаждается
маслом, должен передавать большую часть своей теплоты через
стенки цилиндра.
Коррозийное изнашивание при каждом холодном пуске можно
уменьшить впрыском в цилиндр небольшого количества масла, обе-
спечивая дополнительную защитную пленку, по крайней мере, для
первых нескольких циклов, а так как в случае любого двигателя
278
Поршень при положении 6 б.м.т
а) 6) 6) г)
Фиг. 158. Изотермы в цилиндровой гильзе 5-79 с теплопро-
водностью 0,Ю5 г . кал/см2 • сек см • град, построенные на
основании измерений поперечными термопарами, установлен-
ными со стороны нерабочей поверхности:
Фиг. 158 п в об/мил ре в кг/с.ч2 N . i в л. с. рк в ати Т к в абс Открытие дроссельной заслонки
а 1000 5,76 И Частичное
б 1500 8,5 25 — — Полное
в 2000 8,36 35 — — »
г 2000 13,3 49 1,52 333 —
279
Поршень 6 положении в. м т
а) 8) в) г)
Фиг. 159. Изотермы в цилиндровой гильзе 5-79 с теплопро-
водностью 0,105 г . кал/сыРсек • см . град, построенные на
основании измерений поперечными термопарами, установ-
ленными со стороны нерабочей поверхности.
Фиг. 159 п в об/мин Ре в кг/см2 в л. с. Рк в ати Открытие дроссельной заслонки
а 1000 5,56 И Частичное
б 1500 8,72 11 — Полное
в 206 0 8,72 36 — Полное
г 2000 14,57 50 1,52 —
280
с воспламенением от сжатия это мероприятие еще помогает осуще-
ствить холодный пуск, то оно применяется во всех случаях.
Хотя сравнительные испытания на изнашивание цилиндра трудны
и зависят от температурного состояния и других условий, все же
достаточно очевидным является предположение, что в отношении
минимального износа оптимальная температура внутренней поверх-
ности гильзы в районе максимального износа должна быть
около 140°. Выше этой температуры изнашивание как от трения, так
и абразивное становятся важными факторами. Хотя температуру
гильзы стремятся поддерживать достаточно высокой, это не озна-
чает, что можно пренебречь равномерным и полным охлаждением
ее, так как в этом случае придется столкнуться с другими более серь-
езными неисправностями, какими являются коробление гильзы,
«залегание» поршневых колец и т. д. Ясно, что регулирование тем-
пературы гильзы должно осуществляться соответствующим регули-
рованием температуры и потока охлаждающей жидкости, а не асим-
метричным или несовершенным охлаждением.
ЗНАЧЕНИЕ МАТЕРИАЛОВ И ОКОНЧАТЕЛЬНОЙ ОБРАБОТКИ
ПОВЕРХНОСТИ
Независимо от температурного состояния многое будет зависеть
от:
1) выбора материала для гильзы и колец;
2) характера окончательной обработки.
В большинстве двигателей гражданского назначения цилиндро-
вые гильзы изготовляются из чугуна, обладающего некоторыми
важными преимуществами, из которых пористая структура его на-
ходится не на последнем месте. Следовательно, чугун будет удержи-
вать масло в порах, которое будет выделяться из них как только
давление на поверхности упадет. Масло будет смачивать поверхность
и предохранять ее обнаженные места. Чем более пористая структура
чугуна, тем лучше. Мнение о том, что мелкозернистый чугун для
цилиндров или гильз является наиболее подходящим, неправиль-
ное; пористость это как раз то качество, которое необходимо. Дру-
гое огромное преимущество чугуна заключается в его относительно
хорошей стойкости против истирания, задиров или заедания. На
основании теоретического анализа автор предпочитает рассматри-
вать чугун как некий пористый металл, содержащий большое ко-
личество включений свободного графита. Поэтому, как только про-
изойдет заметное трение или задир, одна или несколько ячеек
с включением графита вскрываются, освобождая таким образом сво-
бодный графит для обеспечения эффективной смазки.
Большое количество экспериментов, проведенных автором, позво-
ляют сделать вывод о том, что лучшим для цилиндровой гильзы
должен быть высокофосфористый чугун, содержащий приблизи-
тельно 1,0% фосфора. В какой степени относительная стойкость
этого материала против изнашиваний зависит от пористости его
структуры или от его антикоррозийных свойств, точно не известно.
281
Опыт с аустенитным чугуном, который особенно стоек против
коррозии, показал плохую стойкость его против задиров или даже
заеданий поршня.
Когда каждый фактор становится решающим как в случае авиа-
ционных двигателей, приходится применять стальные гильзы, и
здесь опять сталкиваемся с такими проблемами, как поверхностная
твердость и поверхностная обработка.
Если применяем углеродистую сталь, термически обработанную,
но без поверхностной закалки, с полированным зеркалом, то сталки-
ваемся с такими трудностями, как:
1) поверхностная твердость не достаточна как для того, чтобы
противостоять абразивному изнашиванию, так и изнашиванию от
чугунных поршневых колец при высоких давлениях кольца или
высоких температурах, что может быть причиной значительного
износа, задиров или даже заедания поршня;
2) вследствие недостатка пористости, поверхность не в состоянии
удержать достаточное количество смазки, чтобы предохранить от
действия коррозии; в результате усиливается износ от трения и кор-
розии.
Поскольку максимальные давления газа достаточно низки, т. е.
ниже 42,2—49,2 а верхняя часть гильзы хорошо охлаждается,
износ от трения незначителен, а от коррозии гораздо больше, чем
в случае изготовления гильзы из обычного чугуна.
Поверхностное упрочнение цементацией или, лучше, азотирова-
нием предохраняет от износов трения и абразивного, но не исклю-
чает изнашивание от коррозии; однако, когда твердая и непористая
поверхность хорошо доведена или приработана, масло не будет
равномерно распределяться на поверхности и оставаться на ней,
что может служить причиной задира поршня.
Поэтому практикуется стальные гильзы с поверхностной закал-
кой подвергать обработке методом, который известен как «сатин-
финиш», то есть рабочая поверхность гильзы после полировки или
протравливается или шлифуется крупнозернистым камнем, чтобы
сделать на поверхности большое количество маленьких рисок, в ко-
торых задерживается масло, и так, до некоторой степени, создаются
условия работы, сходные с пористым чугуном. Окончательно обра-
ботанное таким путем зеркало цилиндра имеет серую матовую по-
верхность и стойко против всех трех видов износа. Давно уже отверг-
нуто мнение, что необходима очень хорошо отполированная поверх-
ность зеркала цилиндра. В настоящее время известно, что в случае
стальных гильз меньше всего внимания следует обращать на это.
В чугунных гильзах поверхность имеет естественную пористость и
удерживает масло, поэтому характер поверхностной обработки отно-
сительно неважен.
Вопрос о важности окончательной поверхностной обработки зна-
чительно продвинулся вперед приблизительно в 1930 г., когда
отстаивалось применение хромирования. Хромированное зеркало
цилиндра становилось совершенно непористым и хорошо отполиро-
ванным. На очень твердой полированной поверхности масло не рас-
282
пределялось и часто происходили задиры поршня. Это привело
к введению до некоторой степени пористого покрытия относительно
менее твердым хромом. Результаты оказались значительно лучше.
Но и в этом случае была необходима хорошая полировка. Хромиро-
ванная поверхность после окончательной полировки или хонинга
частично снималась путем погружения в электролитическую ванну
с переменной полярностью. Целью электролитической обработки
было не изменение размеров, а образование на поверхности бесчис-
ленного количества небольших, но глубоких пор, являющихся ре-
зервуарами для масла. Обработанная таким образом хромирован-
ная поверхность оказалась работоспособной, так как была доста-
точно тверда, чтобы противостоять абразивному изнашиванию,
и достаточно хорошо покрыта маслом, чтобы противостоять корро-
зии и изнашиванию от трения. Если хромирование выполнено пра-
вильно, то износ цилиндра или цилиндровой гильзы, обработанных
таким образом, будет в 4 раза меньше по сравнению с износом гильзы
из качественного чугуна; при этом цилиндр или гильза будут факти-
чески так долго находиться в эксплуатации, что не потребуется
применения сменных гильз. Такое покрытие, конечно, очень хрупко
и по этой причине оно не подходит для очень тонких гильз, которые
применяются на авиационных двигателях, где возможна некоторая
гибкость. Кроме того, очевидно, что цилиндр или гильза с пори-
стым хромированием должны будут работать при более низких
температурах, чем чугунная или стальная, возможно потому, что
в случае хромирования изнашивание от трения и абразивное изна-
шивание или и то и другое более разрушительны, чем коррозийное
изнашивание.
Во время ранних экспериментов па одногильзовом двигателе
с гильзовым распределением, описанном в этой книге, было отме-
чено, что износ гильзы как внутри, так и снаружи был чрезвычайно
мал. Сравнительные испытания двигателей с гильзовым и с клапан-
ным распределением одного размера, в которых гильза для первого
и гильза для второго были точно из одного чугуна, показали, что
износ внутренней поверхности подвижной гильзы был в 10 раз
меньше износа неподвижной гильзы, а износ наружной поверхности
был совершенно незначительный. Было также отмечено, что харак-
тер износа совершенно различен, поскольку не было резко очерчен-
ной канавки и износ был равномерным по всей длине хода кольца,
хотя и был несколько большим в верхней части гильзы. Это явление,
многократно повторенное, подтвердило теорию коррозийного износа,
как главного фактора износа в двигателях с клапанным газораспре-
делением. Очевидно отсутствие подобного износа в случае гильзо-
вого распределения можно объяснить, вероятно, тем, что между
поршневыми кольцами и гильзой все время имеет место относитель-
ное движение, следовательно во время всего цикла устанавливается
жидкостная смазка и ни одна часть зеркала гильзы не остается не
покрытой масляной пленкой достаточной толщины для предотвра-
щения коррозийного износа и износа от трения. В двигателе с гиль-
зовым распределением с комбинированным вращательным и воз-
283
вратно-поступательным движением любая заданная точка гильзы
движется почти с постоянной скоростью в течение всего цикла, со-
ставляющей в четырехтактном двигателе около 25% средней ско-
рости поршня. Поэтому при нормальных рабочих скоростях и давле-
ниях все время имеется достаточное относительное движение между
гильзой и поршнем и его кольцами для обеспечения нормального
жидкостного трения. Эти ранние наблюдения достаточно подтвер-
ждены наблюдениями за поведением значительного числа быстро-
ходных двигателей с воспламенением от сжатия с гильзовым рас-
пределением, которые непрерывно эксплуатируются в течение 20 лет
в качестве вспомогательных двигателей на судах, на насосных,
электрических станциях и т. д. Все эти двигатели снабжены чугун-
ными золотниковыми гильзами того же сплава, который обычно
используется для гильз. Насколько автору удалось установить,
до сих пор не было ни одного случая смены золотниковой гильзы
или ее перешлифовки вследствие износа, хотя многие гильзы отра-
ботали уже свыше 60000 час. и все же не обнаруживают достаточ-
ного износа, неблагоприятно влияющего на расход масла или на
легкость холодного пуска.
ГЛАВА XVI
АВИАЦИОННЫЕ ПОРШНЕВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Автор не предполагает рассматривать в этой книге газовые тур-
бины, так как они составляют отдельную, очень большую область
машиностроения; кроме того, газовым турбинам в течение послед-
них лет посвящены очень полные исследования многих авторов.
Достаточно только сказать, что газовая турбина, используемая для
привода воздушного винта, или реактивная турбина, почти пол-
ностью вытеснили поршневой двигатель в военной авиации и, ве-
роятно, в течение следующих нескольких лет займут также значи-
тельное место в гражданской авиации. Такое мнение существует
в Англии, где развитие турбины в качестве тяговой установки для
самолета далеко продвинулось вперед и где не предполагается даль-
нейшее развитие мощных поршневых двигателей за исключением
случаев применения их в качестве ступени высокого давления в ком-
бинированной газотурбинной установке.
В Америке большие поршневые двигатели, кажется, все еще имеют
популярность и разрабатывается несколько новых типов мощных
поршневых двигателей.
Необходимо иметь в виду, что вся исследовательская и конструк-
торская работа по авиационным двигателям выполнена в Англии
в продолжение последних лет перед войной или во время самой
войны, в результате всегда преобладали военные требования и все
имеющиеся в наличии денежные средства для исследования и кон-
струирования должны были посвящаться этому аспекту проблемы.
В результате этого в Англии стали развивать небольшие, но
быстроходные двигатели с очень высоким давлением, в то время как
все другие страны сконцентрировали свое внимание на относительно
больших тихоходных двигателях с низким давлением. Наши кон-
струкции в удельном весе выигрывают немного, так как двигатели
меньших размеров должны быть пропорционально жестче, чтобы
выдерживать более высокие давления газов и большие динамиче-
ские нагрузки, но значительно выигрывают в лобовой площади.
Объем цилиндров английских двигателей составлял только 70%
объема цилиндров двигателей других стран того же типа и мощности,
а лобовая площадь была еще меньше. Это достигнуто применением
значительно более высоких средних эффективных давлений порядка
24,6—28,1 кг!см?1 в серийных типах двигателей с водяным охлажде-
285
нием, 17,6—19,7 kzIcjvP в серийных двигателях воздушного охла-
ждения, и применением скорости поршня порядка 15,3 м!сек и выше.
Двигатель «Мерлин» фирмы Роллс-Ройс (фиг. 160 и 161), кото-
рый устанавливался на большинстве наших истребителей был, ве-
роятно, самым выдающимся образцом английского направления
конструирования.
Двигатель, сконструированный в 1932—1933 гг. с рабочим
объемом цилиндров 27 л, прошел в конце войны специальные испы-
Фиг. 160. Двигатель «Мерлин» фирмы Роллс-Ройс.
тания, мощностью не менее 2340 л. с. при 3000 об/мин, соответ-
ствующей среднему индикаторному давлению 33,4 кг/см? и взлет-
ной максимальной мощностью 2620 л. с., близкой к литровой мощ-
ности 100 л. с.
Современный поршневой авиационный двигатель, хотя он и вы-
тесняется турбинами, в настоящее время имеет еще большое значение
в области машиностроительной техники.
Если разработана базисная конструкция, ее последующее разви-
тие происходит ступенями, которые становятся возможными только
благодаря широкому опыту эксплуатации и совершенствованию
технологии производства, но даже в такой быстро развивающейся
отрасли, как авиация, однажды принятая правильная базисная кон-
струкция выдерживает с очень мало заметными изменениями 15 и
286
Фиг. 161. Двигатель «Мерлин»^ фирмы Роллс-Ройс.
даже больше лет существования. Тем не менее в течение этого пе-
риода, когда могут быть использованы лучшие по качеству топлива,
материалы и производственная технология, эффективная мощность
двигателя обычно увеличивается в 2—3 раза. На фиг. 162, напри-
мер, показано повышение максимальной мощности двигателя фирмы
«Мерлин» Роллс-Ройс с 1935 г.
Было бы, конечно, трудно указать на какую-либо особенность
или открытие, которое само по себе произвело революцию в показа-
телях авиационного двигателя. Получение наиболее высоких пока-
зателей современных двигателей стало возможным прежде всего
Фиг. 162. Кривая, показывающая постепен-
ное улучшение максимальной стендовой мощ-
ности Ne и удельного веса gN двигателя
«Мерлин» фирмы Роллс-Ройс.
вследствие постепенного
улучшения качества топ-
лива с целью снижения
его склонности к детона-
ции. Перед 1914 г. было
выяснено, что детонация
ограничивает повышение
мощности. С того времени
проводятся интенсивные
исследования топлив, и
каждое его улучшение
инженеры использовали
сначала, чтобы повысить
степень сжатия и улуч-
шить в результате этого
индикаторный к. п. д., а
когда степень сжатия до-
стигла предела, дальней-
шее увеличение среднего
э ффектив ног о да вл ения
происходит путем наддува.
Увеличение октанового числа от 66 до 100 допускает почти тройное
увеличение среднего эффективного давления, однако при этом более
чем в 2 раза увеличиваются максимальное давление газов и интенсив-
ность теплового потока. В течение последних 30 лет происходило
соревнование между химиками и инженерами. Инженеры прилагали
большие усилия, чтобы сделать остов двигателя и рабочие детали
более жесткими и прочными, улучшить охлаждение двигателя и
полностью воспользоваться улучшенным топливом. Приблизительно
20 лет назад была признана разумной рекомендация, согласно кото-
рой, следуя опыту исследовательской работы на двигателе с воспла-
менением от сжатия, доводочные испытания авиационных двигате-
лей выполнялись на специально приготовленных топливах с окта-
новыми числами намного большими, чем у топлив, применявшихся
в то время в эксплуатации; поэтому двигатели заранее подвергались
воздействию таких давлений и интенсивности теплового потока,
которые они должны были выдерживать в недалеком будущем.
В результате этого многие слабые места и ошибки в конструкции
обнаруживались и исправлялись до начала массового производства.
288
С конструктивной точки зрения прогресс заключается в усилении
шаг за шагом каждой слабой связи, когда она нарушается при чрез-
мерно увеличенных напряжениях. В одно время лимитирующим
фактором являлись выпускные клапаны, однако введение охлажде-
ния натрием и использование «стеллита», «брайтчея» и других по-
добных материалов для поверхностного покрытия клапанов и их
седел устранило этот предел. Потом предел установили подшипники,
когда интенсивность нагрузки превысила прочность обычных анти-
фрикционных покрытий, и их нужно было заменить специальными
материалами, например свинцовистой бронзой, никелькадмием,
или свинцовистым серебром. Во всей конструкции двигателя поршень
всегда был наиболее слабым звеном; для улучшения условий его
работы много сделано путем тщательного конструирования и луч-
шего расположения материала с целью правильного распределения
напряжений и передачи теплоты, а также путем использования ма-
сляного охлаждения; однако поскольку это касается поршня, наи-
большим достижением явилась, по мнению автора, разработка тра-
пециевидного поршневого кольца.
Указанное выше является только немногим из тысячи и одного
шага, которые были предприняты для улучшения показателей лю-
бого двигателя. Безошибочно можно сказать, что за десятилетний
период интенсивного улучшения была пересмотрена конструкция
почти каждой отдельной напряженной детали каждого авиационного
двигателя.
ВОЗДУШНОЕ ИЛИ ЖИДКОСТНОЕ ОХЛАЖДЕНИЕ
С тех пор как появился первый самолет, не прекращается обсу-
ждение достоинств применения воздушного и жидкостного охлажде-
ния на двигателях. Сторонники первого достаточно логично спра-
шивают: «Какой смысл имеет введение промежуточной жидкой среды
с ее повышенной уязвимостью и всеми присущими ей неприятно-
стями, если отводимая теплота в любом случае должна обязательно
уноситься воздухом?» С другой стороны, поскольку поток теплоты
в цилиндре двигателя внутреннего сгорания сильно локализован,
только благодаря использованию скрытой теплоты парообразования
жидкости можно удовлетворительно поглотить теплоту в таких
местах; т. е. если в полете для охлаждения локализованных горя-
чих мест применяется достаточный обдув потоком воздуха, то или
торможение системы охлаждения становится чрезмерным или
должны быть значительно снижены показатели двигателя по сравне-
нию с показателями двигателя жидкостного охлаждения. Обычно
считают, что там, где требуются очень высокие скорости полета,
предпочтителен двигатель с жидкостным охлаждением с его значи-
тельно более высокими номинальными показателями и более низким
сопротивлением от системы охлаждения в полете, несмотря на воз-
ражение в отношении уязвимости, необходимости вертикального
положения и опасности размораживания; но для умеренно быстро-
ходных машин, где можно допустить относительно большую лобо-
вую поверхность и большее сопротивление системы охлаждения
19 Заказ 2026.
289
в полете, предпочтительно воздушное охлаждение. Что касается
общего удельного веса, то здесь выбор очень ограниченный, в общем
удельный вес двигателя с жидкостным охлаждением вместе с его
радиатором и охлаждающей жидкостью никогда не бывает ниже веса
двигателя с воздушным охлаждением.
ГИЛЬЗОВОЕ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
В отличие от всех других держав в Англии гильзовое газораспре-
деление применялось как для двигателей с воздушным, так и с во-
дяным охлаждением; примером первых являются двигатели «Герку-
лес» фирмы Бристоль (фиг. 163 и 164), «Центаурус» и др., а послед-
них — двигатель Нэпир «Сэйбр» (фиг. 165 и 166) и позднее двигатель
Роллс-Ройс «Игл» (фиг. 167 и 168): двигатели «Мерлин» и «Гриффон»
фирмы Роллс-Ройс представляли почти единственные двигатели
с тарельчатыми клапанами, сохранившиеся в Англии в военной
авиации в 1945 г. Приблизительно тридцать лет назад, когда про-
водились активные исследования топлив и форм камер сгорания,
было найдено, что гильзовое газораспределение, ввиду отсутствия
горячих выпускных клапанов, отсутствия отравления выхлопа
свинцом и компактной формы камеры сгорания с центральным распо-
ложением свечи зажигания, может обеспечить получение более вы-
сокой мощности в пределах, устанавливаемых бездетонационноп
работой. Гильзовое распределение имеет также то важное преиму-
щество, что при наличии у двигателя меньшей высоты над поршнем
лобовая поверхность его может быть существенно уменьшена. Был
сделан тщательный анализ различных возможных форм гильзового
газораспределения и наиболее подходящей была признана система
газораспределения с одной гильзой, имеющей комбинированное
возвратно-поступательное и вращательное движение, как это было
запатентовано Бертом и Мак-Колумом почти полвека назад. Пред-
варительные испытания показали, что на топливе с тем же самым
октановым числом двигатель с гильзовым газораспределением ра-
ботал со степенью сжатия на единицу большей, чем двигатель с та-
рельчатыми клапанами, или допускал соответственно более высокий
наддув; при необходимости он мог также допустить наличие значи-
тельно более высокого относительного содержания свинца в топливе.
В то время октановое число топлив было очень низким, а свинец был
почти единственным средством заметного его повышения, так что
получаемые преимущества были очень существенными.
Как показано ниже, гильзовое распределение имеет ряд других
второстепенных преимуществ, которые рассмотрены в главах, отно-
сящихся к* развитию гильзового распределения.
Первым авиационным двигателем с гильзовым газораспределением,
внедренным в эксплуатацию, был «Персеус» фирмы Бристоль, одно-
рядный, звездообразный, с воздушным охлаждением. После некото-
рых неисправностей при доводке он показал хорошие результаты
и был заменен серией двухрядных звездообразных двигателей
«Таурус», «Геркулес» и «Центаурус». Автор всегда считал, что гиль-
зовое газораспределение должно дать большие преимущества в дви-
290
Фиг. 163. Вид спереди на двигатель «Геркулес» фирмы Бристоль.
Фиг. 164. Вид сбоку на двигатель «Геркулес» фирмы Бристоль.
19*
291
' 292
Фиг. 165. Вид сверху на двигатель «Сэйбр» фирмы Нэпир.
гателе с жидкостным охлаждением вследствие трудности отвода
теплоты ит глубоко входящих головок цилиндров двигателя с воз-
душным охлаждением. Авиационной компании Бристоль принадле-
жит большая роль в решении этой трудной проблемы путем разра-
ботки составной из двух частей головки, использующей медные
теплопроводящие ребра (фиг. 169).
Фиг. 166. Вид спереди на двигатель «Сэйбр» фирмы Нэпяр.
Следующим в этой области был двигатель «Сэйбр», компании
Нэпир, 24-цилиндровый с водяным охлаждением, сконструирован-
ный Ф. Б. Галфорд с использованием всех преимуществ гильзового
распределения в направлении получения максимальной компакт-
ности. Двигатель устанавливался на самолеты, которые имели ско-
рость значительно выше 730 км! час на высоте 6100 м. Он развивал
взлетную мощность не менее 3600 л. с. при 3850 об/мин и мог ра-
ботать при длительной мощности 3050 л. с.
Наконец необходимо упомянуть двигатель «Игл» фирмы Роллс-
Ройс мощностью 3500 л. с., в основном подобной конструкции, но
несколько большей размерности, чем у «Сэйбр».
293
Фпг. 167. Двигатель «Игл» фирмы Роллс-Ройс.
Фиг. 168. Двигатель «Игл» фирмы Роллс-Ройс.
Хотя массовое производство авиационных двигателей с гильзо-
вым газораспределением началось только в течение последней
войны, все же в продолжение 1939—1945 гг. в Англии были
построены мощные авиа-
ционные двигатели с гиль-
из
двух
ча-
Фиг.
стей
169. Головка цилиндра
с медными теплоотводящими ребрами.
зовым газораспределением
общей мощностью свыше-
200 000 000 л. с.
РАСПОЛОЖЕНИЕ ЦИЛИНДРОВ.
Для авиационных двига-
телей большой мощности в
течение последних 30 лет
почти стандартными во*
всем мире стали два вида
расположения цилиндров, а
именно звездообразная ком-
поновка цилиндров для дви-
гателей с воздушным охлаж-
дением с одним или несколь-
кими рядами цилиндров, а
для жидкостного охлажде-
ния — 12-цилиндровый V-об-
разный двигатель прямой или перевернутый. На первый взгляд.
кажется, что звездообразный двигатель с его очень коротким
коленчатым валом и компактной кривошипной камерой должен
дать самую легкую конструкцию; на практике всегда оказы-
вается не так — он остается самым . легким по величине веса па
единицу объема цилиндра, но не на единицу мощности, поскольку
ограничения, накладываемые, с одной стороны, воздушным охла-
ждением, а с другой, концентрированной нагрузкой на шатунную
шейку коленчатого вала, вынуждают применять более низкие ве-
личины давлений в двигателях с воздушным охлаждением.
Применение высоких давлений и высоких скоростей благоприят-
ствовало использованию большого числа небольших цилиндров и
выразилось в результате в разработке так называемого Н-образного-
двигателя, в действительности двух наложенных 12-цилиндровых
горизонтальных двигателей, имеющих общий картер. Такое распо-
ложение в комбинации с применением гильзового газораспределе-
ния обеспечивает компактную и жесткую форму двигателя с очень
небольшой лобовой поверхностью, например двигатели «Сэйбр»
фирмы Нэпир и «Игл» фирмы Роллс-Ройс. На фиг. 170 показан по-
перечный разрез двигателя «Сэйбр».
ДВИГАТЕЛИ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ СЖАТИЯ
В 1914—1918 гг. было проведено исследование возможностей
применения для авиации двигателя с воспламенением от сжатия,
использующего тяжелое топливо, и в 1921 г. авиационный центр
296
Фиг. 170. Поперечный разрез двигателя «Сэйбр» фирмы Нэпир.
фирмы Ройал перевел на работу по циклу с воспламенением от сжа-
тия свою самую большую одноцилиндровую установку. При ско-
рости поршня 13 м/сек была получена эффективная мощность, близ-
кая к мощности современных авиационных двигателей; при этом:
расход топлива был равным или даже ниже, чем у стационарных или
судовых дизелей того времени. Это достижение фирмы впервые*
показало, что двигатель с воспламенением от сжатия может быть-
построен небольших размеров и может работать очень эффективна
со скоростью поршня, значительно большей, чем было в то время
достигнуто.
В 1928 г. исследовательская и опытная работы достигли такого*
состояния, что было сконструировано и построено несколько полно-
размерных экспериментальных авиационных двигателей с воспла-
менением от сжатия как звездообразных с воздушным охлаждением,,
так и V-образных с жидкостным охлаждением, с гильзовым газорас-
пределением и с тарельчатыми клапанами. Показатели двигателей
с воспламенением от искры того времени еще несколько ограничи-
вались низким октановым числом имеющегося в наличии топлива и
двигатели с воспламенением от сжатия тяжелого топлива оказались*
серьезными конкурентами даже в отношении удельного веса и пре-
восходили, конечно, в области экономии топлива. Со временем
двигатели с воспламенением от искры были усовершенствованы и
прошли период доводки, октановое число бензина настолько воз-
росло, а с ним и показатели двигателя с воспламенением от искрыг
что большинство из преимуществ двигателя с воспламенением от сжа-
тия исчезло. В течение следующих пяти лет происходило успешное
соревнование этих двигателей.
В течение 1927—1930 гг. темп увеличения, реальный или потен-
циальный, октанового числа топлива возрастает, в результате по-
казатели двигателя с воспламенением от искры настолько улучши-
лись, что показатели двигателя с воспламенением от сжатия не могли
с ними сравняться. Необходимо помнить также, что в отличие от дви-
гателя с воспламенением от искры двигатель с воспламенением от
сжатия не имеет детонации и немного мог выиграть от любого улуч-
шения его топлива. Ввиду этого дальнейшее развитие двигателя
с воспламенением от сжатия для авиации было или прекращено, или
стало делом не срочным. Та же самая последовательность событий
наблюдалась и в других странах. В Америке был разработан и пуще ж
в мелкосерийное производство совершенный звездообразный дви-
гатель с воздушным охлаждением, в Германии компания Юнкере
посвятила много времени развитию крупносерийного производства
двухтактного двигателя с противоположно-движущимиеж порш-
нями.
ВПРЫСК ТОПЛИВА
Первая работа, выполненная на четырехтактном двигателе с вое-'
пламенением от сжатия, хотя и была бесплодна, поскольку это ка-
салось авиации, оказалась чрезвычайно ценной для других областей
применения двигателей, так как она стимулировала развитие лег-
297
кого быстроходного двигателя с воспламенением от сжатия для
автомобильного транспорта и в других областях. В то же время полу-
чившиеся более высокие давления позволили обнаружить слабые
звенья в конструкции и сконцентрировать вокруг них внимание
в авиационном двигателе с воспламенением от искры, и таким обра-
зом исправить эти слабые звенья к тому времени, когда в связи
с применением улучшенных топлив двигатели с воспламенением
от искры стали подвергаться воздействию таких же и даже более
высоких давлений.
Кроме того, техника впрыска топлива, от которой зависит успех
работы двигателя с воспламепением от сжатия, развивалась и со-
вершенствовалась в течение раннего периода развития быстроход-
ного двигателя с воспламенением от сжатия и была применена в Гер-
мании для авиационных двигателей с воспламенением от искры.
В это время разгорелась дискуссия как в отношении достоинств
впрыска топлива, дозируемого отдельно для каждого цилиндра, так
и по вопросу о выборе способа образования смеси.
Впрыск топлива дает определенные преимущества, например,
более точное распределение топлива между несколькими цилиндрами
и, что почти в равной мере важно, точное пропорциональное распре-
деление свинца, обеспечивая, в результате этого, более низкий общий
расход топлива и меньшую склонность к чрезмерным отложениям
свинца в одном или нескольких цилиндрах. Он имеет другое преиму-
щество в том отношении, что поскольку нагнетателем подается только
воздух, то имеется возможность применить более широкое перекры-
тие клапанов для продувки цилиндров и увеличить эффективную
мощность приблизительно на 10%. Этим преимуществам противо-
стоит тот факт, что добавление топлива перед нагнетателем и испа-
рение его в нем, улучшает его характеристику — очень важное
соображение в особенности, если используется очень высокий над-
дув. Кроме того, в случае внешне карбюрированной смеси при же-
лании возможно прибегнуть к использованию очень богатых смесей
и получить в результате этого существенное увеличение мощности
на взлетном или боевом режимах частично благодаря добавочному
внутреннему охлаждению и частично вследствие того, что анти-
детонационные качества всех современных высокооктановых топлив
особенно выгодно проявляются, когда используются очень богатые
смеси. Поэтому система с внешним карбюрированием предпочти-
тельна для военной авиации, где требуется возможно большая мощ-
ность, даже за счет небольшого увеличения расхода топлива, но для
гражданской авиации преимущества должны быть на стороне впрыска
топлива.
ВРЕМЕННОЕ УВЕЛИЧЕНИЕ МОЩНОСТИ
При взлете самолета и на относительно небольших высотах нагне-
татель всегда может подавать в двигатель большее количество ки-
слорода, чем двигатель может расходовать при бездетонационной
работе или допустимой тепловой нагрузке. В таких условиях вре-
менное увеличение мощности можно получить путем впрыска воды
298
или водометаноловой смеси. В этом случае высокая скрытая теплота
парообразования впрыскиваемой жидкости служит для внутрен-
него охлаждения как в нагнетателе, так и в цилиндрах двигателя,
а полученный пар является очень эффективным антидетонатором.
Такими простыми средствами можно увеличить мощность двигателя
на 20% без увеличения тепловых напряжений или максимального
давления сгорания.
Добавление метанола, хотя его скрытая теплота парообразова-
ния ниже, чем у воды, имеет определенные преимущества:
1) он служит в качестве антифриза;
2) его точка кипения намного ниже, чем у воды, следовательно,
он будет испаряться быстрее и раньше по циклу;
3) он сам является топливом и в этом отношении удобен тем, что
его добавление автоматически обогащает смесь. Часто утверждается,
что это последнее преимущество важно, хотя, в действительности,
оно является только одним из удобств в работе, так как подачу до-
бавочного топлива можно всегда обеспечить через карбюратор или
топливный насос.
Соотношение метанола в смеси с водой должно рассматриваться
отдельно от вопроса замерзания смеси и определяться степенью
сжатия в компрессоре, а следовательно, повышением температуры.
Если повышение температуры будет небольшим, то оно будет недо-
статочным для испарения значительной части воды, поступающей
в нагнетатель, и большое количество воды может остаться в жидком
состоянии даже после ее поступления в цилиндр, когда ее скрытая
теплота парообразования не является полезной. В таком случае
добавление значительной части, до 50%, метанола будет выгодным.
С другой стороны, если повышение температуры в нагнетателе до-
статочно велико, чтобы обеспечить испарение воды до поступления
в цилиндр, или, скорее, до того как закроется впускной клапан
цилиндра, тогда добавление метанола даст небольшое преимущество
или не даст его вообще.
На больших высотах, где даже при полном наддуве двигатель
все же страдает из-за недостатка кислорода, временное увеличение
мощности можно получить, только подавая добавочный кислород
в той или другой форме. В первых попытках на входе в нагнетатель
впрыскивался жидкий кислород; этот метод давал положительный
результат и применялся в эксплуатации, но встречал возражение
в том отношении, что использование жидкого кислорода включает
в себя сложную проблему подачи; в связи с увеличенной темпера-
турой пламени в камере сгорания и значительно большей склон-
ностью к детонации, кислород можно было безопасно использовать
только на высотах, значительно больших расчетной. Трудности, свя-
занные с замерзанием кислорода, приводили к серьезной задержке
подачи его по времени.
Позднее вместо жидкого кислорода использовалась окись азота,
так как ее можно получать и транспортировать в жидком со-
стоянии в легких цилиндрах при нормальной температуре и вполне
умеренном давлении. Было установлено, что окись азота имеет очень
299
большие преимущества, из которых не последним было (к удивле-
нию каждого) то, что она оказалась очень эффективным антидетона-
тором или, что более точно, она позволяла значительно увеличить
мощность, по крайней мере, на 40% без какого-либо увеличения
склонности к детонации, и могла поэтому безопасно применяться
даже ниже расчетной высоты. Было найдено, что, используя окись
азота на больших высотах, можно увеличить мощность на 40—50%
при расходе окиси азота, несколько меньшем 2,27 кг!мин на каждые
добавочные 100 л. с.
Большое увеличение мощности, получаемое при применении окиси
азота, происходит вследствие:
1) выделения свободного кислорода,
2) выделения большого количества теплоты при диссоциации
окиси азота на кислород и азот;
3) высокой скрытой теплоты парообразования жидкой окиси
азота, которая, полностью испаряясь внутри нагнетателя, понижает
температуру и увеличивает плотность при нормальном наддуве,
а вследствие этого величину свежего заряда.
ТУРБИНА, РАБОТАЮЩАЯ НА ВЫПУСКНЫХ ГАЗАХ
Вопрос использования энергии выпускных газов путем присоеди-
нения турбины низкого давления тщательно исследовался в 1914—
1918 гг.
Индикаторный к. п. д. любого двигателя внутреннего сгорания
зависит прежде всего от степени расширения, а не сжатия, которую
можно обеспечить. Тогда на первый взгляд кажется абсурдным
проводить сжатие в двух или даже трех ступенях, а расширение
в одной только последней ступени сжатия. Если в качестве первых
ступеней сжатия могут быть с выгодой использованы компрессоры
осевого или центробежного типа, почему последняя ступень расши-
рения не может быть реализована почти таким же путем в импульс-
ной или реактивной турбине, чтобы, по крайней мере, часть очень
большой энергии выпускных газов преобразовать в полезную ра-
боту? Будет ли полученная в результате этого дополнительная мощ-
ность применяться для привода нагнетателя или передаваться об-
ратно на коленчатый вал, не имеет значения, по крайней мере, с точки
зрения общих соображений.
Четырехтактный двигатель с воспламенением от искры в отличие
от двигателя с воспламенением от сжатия исключительно не приспо-
соблен для объединения с газовой турбиной указанным способом
по следующим причинам:
1) температура выпуска слишком высока, а расход газов слиш-
ком мал для эффективного использования их в турбине;
2) давление на выпуске слишком низкое, а расход газа слишком
велик для эффективного использования второй ступени поршневого
двигателя;
3) на четырехтактный двигатель с воспламенением от искры
отрицательно влияет любое противодавление на выпуске; увеличение
противодавления приводит не только к увеличению отрицательной
300
работы во время всего выпуска и к общему повышению температуры
цилиндра, выпускного клапана и поршня, которое с трудом можно
допустить, но и к увеличению количества горячих остаточных газов
в объеме камеры сжатия, которые значительно усиливают склонность
к преждевременным вспышкам и детонации.
Четырехтактный двигатель с воспламенением от искры, исполь-
зующий внешне карбюрированную смесь, практически не может
работать па смеси с весовым отношением воздуха к топливу,
меньшем 16 : 1. При таком составе смеси температура выпуска после
расширения до состояния перед турбиной все еще выше 1000°,
а в двигателе с высоким наддувом может быть значительно выше,
так как нагнетатель повышает начальную температуру цикла,
а в связи с большой плотностью заряда в то же самое время умень-
шатся относительные тепловые потери во время сгорания и расши-
рения, обусловливая, таким образом, дальнейшее повышение тем-
пературы выпуска. Ни одна турбина не может противостоять таким
высоким температурам. Кроме того, в четырехтактном двигателе
полный расход воздуха ограничивается расходом, который опреде-
ляется объемом цилиндра, а поскольку весь воздух смешивается
с топливом вне двигателя, то нельзя снизить температуру выпуска
добавлением избыточного воздуха. Поэтому должны прибегнуть
к охлаждению газов между двигателем и турбиной, чтобы получить
температуру газов, необходимую для турбины. Если применяется
впрыск бензина отдельно в каждый цилиндр, то можно снизить до
некоторой степени температуру выпуска путем продувки цилиндра
чистым воздухом, конечно, при том условии, что давление на впуске
выше, чем на выпуске. Однако продувка цилиндра допускает регулиро-
вание температуры в ограниченных пределах, а в случае двигателя
с воспламенением от искры, в котором регулирование производится
дроссельной заслонкой, ее применение потребовало бы решения
сложной проблемы регулирования, особенно при работе двигателя
на частичных нагрузках.
До некоторой степени решение проблемы снижения противо-
давления на выпуске можно облегчить и тем самым улучшить общий
к. п. д. путем использования кинетической энергии газов от каждого
отдельного выпускного патрубка, но чтобы использовать кинети-
ческую энергию в полной мере, необходимо провести отдельные
выпускные трубы от каждого цилиндра к турбине. В ограниченных
размерах это можно сделать, если провести одну выпускную трубу
ют каждой группы из трех цилиндров с одинаковыми промежутками
между вспышками; однако в многоцилиндровых авиационных дви-
гателях получаемое в результате усложнение и очевидные возра-
жения против множества нагретых докрасна труб делают
применение этого варианта во многоцилиндровых двигателях не-
возможным. Несмотря на эти возражения, турбины на вы-
пуске применяются в комбинации с четырехтактными авиацион-
ными двигателями с тех пор, как они впервые были разработаны
в Англии авиационной компанией Ройал и Рато во Франции
в 1914-1918 гг.
301
В случае машин, предназначенных для нормального полета
на очень больших высотах и, следовательно, в очень холодной и
разреженной атмосфере, кажутся вескими доводы в пользу приме-
нения турбонагнетателя, установленного последовательно с обыч-
ным нагнетателем с механическим приводом, так как на большой
высоте двигатель будет работать на мощности значительно ниже
номинальной и может, следовательно, смело перенести увеличение
теплового потока и противодавления на выпуске, в то время как
очень низкая окружающая температура будет благоприятно влиять
как на работу двигателя, так и турбины.
Будет ли турбина соединена непосредственно с нагнетателем
или через шестеренчатый привод с коленчатым валом, это не имеет
значения, основным вопросом является вопрос — достаточно ли
увеличивается общий к. п. д. чтобы оправдать добавочный вес,
объем, сложность и проблему регулирования, которые вносит с со-
бой турбина, работающая на выпускных газах. По мнению автора,
применение турбины можно оправдать только в случае относительно
тихоходных самолетов, работающих на большой высоте, т. е. само-
летов очень дальнего действия. В большинстве других случаев
кажется, что более подходящим использованием энергии выпускных
газов четырехтактного двигателя с воспламенением от искры,
является применение простой реактивной тяги, создаваемой напра-
вленными назад выпускными соплами, так как этот метод не требует
добавочных деталей и в очень быстроходных машинах дает почти
такое же эффективное использование энергии выпуска, как и тур-
бина. Время от времени публикуются очень оптимистичные вели-
чины, показывающие большую экономию, получаемую путем соеди-
нения четырехтактного двигателя с воспламенением от искры
с турбиной на выпуске; но при этом игнорируется, по-видимому
вредное влияние противодавления на работу поршневого двига-
теля.
Все приведенные выше доводы относятся только к четырехтакт-
ному двигателю с воспламенением от искры, который является фак-
тически единственным типом поршневого двигателя, используемого
в авиации в настоящее время, но, поскольку этот тип двигателя
является отнюдь не единственно возможным, стоит рассмотреть
случай комбинирования других видов поршневого двигателя.
Во время второй мировой войны активно развивался двухтакт-
ный двигатель с гильзовым распределением и впрыском бензина и он
достиг такого уровня развития, когда после многих тысяч часов
доводки па одноцилиндровом отсеке было построено несколько
полноразмерных 12-цилиндровых авиационных двигателей, испыта-
ния которых показали положительные результаты, и если бы не
появление газовой турбины, они были бы внедрены в производство^
и эксплуатацию.
В двигателях с гильзовым газораспределением, которые будут
рассматриваться в следующей главе, соединение их с турбиной,
работающей на выпускных газах, оказывается значительно более
эффективным, так как:
302
а) вследствие избыточного воздуха, необходимого для эффектив-
ной продувки, расход воздуха приблизительно на 50% больше рас-
хода, определяемого объемом цилиндра, а следовательно, состав
смеси при полной нагрузке соответствует весовому отношению воз-
духа к топливу приблизительно 24 : 1 и конечная температура вы-
пуска равна 700—750°.
Поэтому, при любой данной мощности поршневого двигателя,,
расход через турбину двухтактного двигателя па 50% больше, чем.
четырехтактного двигателя, при этом температура газа, по крайней
мере, более подходит для турбины. Кроме того, количество избы-
точного воздуха, продуваемого через цилиндры, можно увеличить,
не затрагивая регулирования двигателя;
б) поскольку весь процесс выпуска происходит, когда поршень,
находится около н. м. т., то противодавление на выпуске не вызывает
отрицательной работы в цилиндре, но может влиять на относитель-
ное содержание остаточных газов, поэтому создание противодавле-
ния на выпуске является нормальным способом наддува двухтакт-
ного двигателя с турбиной или без нее. Вследствие большего расхода
газа и значительно более высокого давления, которое можно при-
менять на входе в турбину, мощность ее намного больше, чем тур-
бины на выпуске четырехтактного двигателя с воспламенением от
искры; турбина не оказывает также никакого отрицательного воз-
действия на работу двигателя.
Что касается четырехтактного двигателя с воспламенением от
сжатия, то применение турбины на выпуске является в течение мно-
гих лет почти общепринятым в двигателях судового, стационарного-
и тепловозного назначения.
В этих двигателях, вследствие большой степени расширения в ци-
линдрах двигателя и имеющемуся во всех случаях избыточному воз-
духу, температура выпуска при полной нагрузке обычно значительно
ниже 700°.
Кроме того, хотя в любом четырехтактном двигателе противо-
давление па выпуске влечет за собой отрицательную индикаторную
работу, двигатель с воспламенением от сжатия, в отличие от дви-
гателя с воспламенением от искры, невосприимчив к преждевременной
вспышке или детонации, а объем его камеры сжатия намного меньше.
Многолетний опыт работы с турбонагнетателями на выпуске
у дизелей показал, что в отношении долговечности температуру вы-
пускных газов у турбины необходимо иметь ниже 600°, а у этой
границы вводить в выпуск небольшое количество добавочного воз-
духа или путем увеличенного перекрытия клапанов и продувки
воздуха через цилиндр, или путем прямого перепуска из впускной
системы в выпускную.
Если рассматривается вопрос о применении комбинированного
авиационного двигателя, то целесообразно использовать все воз-
можности и сделать турбину, как наиболее легкий агрегат, равно-
ценной или основной частью силовой установки.
При таком решении конструкция двигателя как элемента этой
комбинированной установки становится более простой. Для
303
обеспечения температуры, приемлемой для турбины, необхо-
димо подавать значительное количество избыточного воздуха, а по-
скольку в любом случае необходимо иметь избыточный воздух,
то можно применить двигатели с воспламенением от сжатия, в кото-
рых отсутствует детонация и преждевременные вспышки и имеется
возможность регулировать мощность на всем рабочем диапазоне
только изменением подачи топлива и получить в результате боль-
шие преимущества.
Кроме того, поскольку в любом случае воздух подается с избыт-
ком, можно применить двухтактный двигатель очень простой кон-
струкции, так как можно не беспокоиться о к. п. д. продувки.
В результате поршневой двигатель становится тогда камерой сго-
рания газовой турбины, но скорее активной, чем пассивной каме-
рой сгорания, а его размеры определяются исключительно количе-
ством топлива, которое может сгорать в единице рабочего объема
цилиндра. Решено ли отбирать мощность с вала двигателя или тур-
бины, или по частям с каждого из них, это вопрос рентабельности.
Если мощность поршневого двигателя полностью затрачивается на
привод продувочного насоса, а эффективная мощность полностью
снимается с турбины, то такая система обычно называется генератором
газа. Однако нет необходимости доходить до крайности, при ко-
торой получаются очень высокие давления в поршневом двигателе, и,
кажется, предпочтительнее разделить работу на подачу воздуха
между поршневым двигателем и турбиной, а отбор мощности про-
изводить с каждого из них, что можно легко сделать, применяя, на-
пример, противоположно вращающиеся воздушные винты. Такая
комбинированная система содержит предпосылки получения значи-
тельно более высоких показателей, чем те, которые достижимы или
только на турбине или на простом поршневом двигателе, причем
-последнюю систему возможно осуществить, пе подвергая турбину
воздействию недопустимо высоких температур.
ГЛАВА XVII
ДВИГАТЕЛИ С ГИЛЬЗОВЫМ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕМ
Движущаяся гильза как противоположность обычному клапан-
ному механизму с тарельчатыми клапанами впервые появилась
в первом десятилетии этого века. В то время механизмы с тарельча-
тыми клапанами были чрезвычайно шумными, и появление гильзо-
вого газораспределения представляло большой шаг в направлении
снижения шума.
Первой в Англии появилась двойная возвратно-поступательная
гильза, запатентованная Найтом и разработанная компанией Дайм-
лер. За ней последовало множество других конструкций гильзового
газораспределения, из которых на сегодня единственно выжившей
является конструкция, запатентованная Бертом и Мак-Колумом.
В двигателе Найта использовались две концентричные возвратно-
поступательно движущиеся гильзы, приводимые в действие бес-
шумной цепью от второго коленчатого вала, или от промежуточного
вала, вращающегося со скоростью в 2 раза меньшей скорости глав-
ного коленчатого вала.
Этот механизм очень хорошо работал в двигателях с относительно
низкой мощностью, он применялся на двигателях прогулочных
автомобилей более высоких классов, где бесшумность и удобства
предпочитаются высоким показателям. Однако, когда были предпри-
няты попытки получить на двигателе с двойной гильзой высокую
мощность, неисправности в связи с частичным нарушением масляной
пленки между двумя гильзами и между наружной гильзой и цилин-
дром неизменно росли. Вследствие чисто возвратно-поступательного
движения масло не распределялось по окружности вокруг гильзы,
а поэтому смазка распределялась полосами, масляная пленка имела
тенденцию разорваться на отдельные масляные полосы. Распределе-
ние масляной пленки поддерживалось с помощью многочисленных
отверстий и канавок на наружной гильзе; такими средствами обес-
печивалась удовлетворительная работа, пока была небольшая
нагрузка, но при большой нагрузке неисправности появлялись
снова и могли быть предотвращены только путем подачи к гильзам
чрезмерно большого количества масла. Правда, в начале этого века
было сконструировано несколько сравнительно удачных гоночных
автомобилей с двойными гильзами у двигателей, но их успех, и,
конечно, их жизнеспособность, стали возможными только благодаря
20 Заказ 2026. 305
такой изобильной смазке, которая нормально не может быть до-
пущена.
В конструкции Берт-Мак-Колум, которая применялась на первых
автомобилях Аргилл, использовалась одна гильза с комбинирован-
ным вращательным и возвратно-поступательным движением. Такое
движение полностью решает проблему смазки, так как невозможно
найти более идеального движения для распространения и механи-
ческого распределения смазки между двумя трущимися поверхно-'
стями. Автомобили Аргилл, снабженные этим двигателем, в течение
некоторого времени имели значительный успех.
В начале 1914 г. фирма Аргилл представила на рассмотрение
образец шестицилиндрового двигателя с гильзовым газораспределе-
нием с одной гильзой в качестве конкурента на испытаниях авиа-
ционных двигателей для военных самолетов. Двигатель показал хоро-
шие результаты, но перед окончанием испытаний у него сломался
коленчатый вал, и он был поэтому снят с испытаний.
Тем временем конструкторы двигателей с тарельчатыми клапа-
нами в связи с конкуренцией двигателей с гильзовым газораспре-
делением предприняли шаги в направлении снижения шумности
работы клапанного механизма и настолько успешно, что в 1914 г.
гильзовое газораспределение потеряло большинство его преимуществ
в этом отношении. С постоянным и прогрессивным увеличением мощ-
ности двигателей с воспламенением от искры все более очевидной
становилась слабость двойной гильзы; в то же время попытка
применить конструкцию с одной гильзой заканчивалась не-
удачно.
Автор был удивлен возможностями конструкции с одной гильзой
для получения высоких мощностей и особенно для мощных авиа-
ционных двигателей, которые вытекали из исследований топлив и
камер сгорания, выполненных в течение 1914—1918 гг. и в ближай-
шие последующие годы. В то время октановое число топлив было
очень низким, и возникновение детонации было единственным фак-
тором, который ограничивал, причем значительно, мощность и
к. п. д. двигателя с воспламенением от искры.
Автору казалось, что гильзовое газораспределение должно было
хорошо показать себя, так как:
1) свеча зажигания может быть расположена в центре круглой
камеры сгорания; поэтому длина пути пламени должна быть лишь
немногим больше радиуса поршня и одинаковой во всех направле-
ниях;
2) выпускной клапан, который при низких степенях сжатия и
поэтому высокой температуре выпускных газов всегда являлся
слабым звеном, можно было совершенно устранить;
3) отсутствие в камере сгорания сильно нагретой головки вы-
пускного клапана должно значительно снизить склонность двигателя
к детонации и к преждевременной вспышке;
4) поскольку впускные окна открываются прямо в цилиндр и,
вероятно, имеют высокий коэффициент расхода, то должна иметь
место достаточная начальная турбулизация;
306
5) располагаемая пропускная способность двигателя должна быть,
по крайней мере, равна таковой при любой конструкции с тарельча-
тыми клапанами;
6) весь двигатель можно сделать более компактным, а его лобо-
вую поверхность меньшей, чем у двигателя с тарельчатыми клапа-
нами, расположенными сверху.
Такие доводы дали возможность построить и испытать экспери-
ментальную одноцилиндровую установку с гильзовым газораспре-
делением с одной гильзой конструкции Берт-Мак-Колум.
Хотя общее поведение и надежность одногильзовой конструкции,
которая применялась на двигателях для прогулочных автомобилей,
были давно доказаны, имелись некоторые опасения в отношении
следующего:
1) сможет ли поршень форсированного двигателя отдать свою
теплоту через тепловую преграду, представленную масляной плен-
кой, отделяющей гильзу от охлаждаемой стенки цилиндра;
2) не будут ли чрезмерными потери от трения, возникающего
при движении гильзы с ее очень большой площадью трения.
Оба эти опасения, как оказалось позднее, были не основатель-
ными.
СРАВНИТЕЛЬНЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ С ГИЛЬЗОВЫМ
ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕМ И С ТАРЕЛЬЧАТЫМИ КЛАПАНАМИ
После значительной предварительной исследовательско-конст-
рукторской работы такой двигатель был построен и подвергнут
испытаниям в лаборатории автора в начале 1922 г. Это был доволь-
но большой и очень прочный двигатель с диаметром цилиндра 140 мм
и с ходом поршня 178 мм, рассчитанный на получение максималь-
ного момента при числе оборотов вала 1300 в минуту, т. е. при не-
сколько больших оборотах, чем у современных авиационных двига-
телей. Чугунная гильза толщиной 3,18 мм приводилась в движение
посредством консольного кривошипного пальца на валу, вращаю-
щемся в 2 раза медленнее коленчатого, сначала через ползун и шар-
нирный палец, как и в первых двигателях Аргилл, но вскоре эта
конструкция была заменена на шаровое шарнирное соединение,
которое оказалось намного более удовлетворительным (фиг. 171).
Была предусмотрена возможность изменения фаз движения гильзы
во время работы путем осевого скольжения одной из шестерен со
спиральными зубьями, связывающей коленчатый и промежуточ-
ный валы.
В то же самое время для сравнения был сконструирован и по-
строен одноцилиндровый двигатель с тарельчатыми клапанами с та-
ким же диаметром цилиндра и ходом поршня с четырьмя верхними
1 клапанами. Он был снабжен клапанным механизмом, который по-
зволял независимо изменять как фазы, так и период открытия как
впускных, так и выпускных клапанов.
В установке с гильзовым распределением цилиндр был снабжен
тремя впускными и двумя выпускными окнами, тогда как гильза, по
20*
307
Фиг. 171. Экспериментальный двигатель ЕЗО с гильзовым газо-
распределением с одной гильзой.
308
примеру двигателя Аргилл, имела только четыре окна, одно из кото-
рых — окно общего назначения — служило попеременно в качестве
впускного или выпускного.
На фиг. 172 показан поперечный разрез цилиндра и гильзы, на
котором видно размещение и устройство окон. Полная проходная
площадь как впускных, так и выпускных органов обоих двигателей
была по существу одинаковая, но предполагалось, что благодаря
намного более быстрому открытию и закрытию окон при гильзовом
распределении фазы газораспределения будут более узкие, что и
оказалось на самом деле.
Фиг. 172. Разрез по окнам двигателя ЕЗО-1.
В двигателе с четырьмя тарельчатыми клапанами, расположен-
ными вертикально в головке, камера сгорания была выполнена
в форме плоского диска со свечой зажигания в центре. В двигателе
с гильзовым газораспределением охлаждаемая водой головка для
экспериментальных целей была сделана из двух частей, так что путем
изменения внутренней части могли изменяться, при желании, форма
и объем камеры сгорания, причем без нарушения уплотнительных
колец головки. В первом варианте камера сгорания была выполнена
цилиндрической формы с диаметром около 70% диаметра цилиндра.
Поршень имел плоское днище, которое в в. м. т. находилось от головки
на расстоянии в пределах 1,59 мм, образуя в результате этого зна-
чительное количество кольцевых вихрей и одновременно сокращая
эффективную длину пути пламени по способу, который использо-
вался несколько лет ранее в случае турбулентной головки для дви-
гателя с боковыми клапанами.
В то же время было бы желательно или даже существенно, в свя-
зи с имеющимися в виду высокими мощностями, предохранить на-
сколько возможно гильзу от действия газов с очень высокой темпера-
турой во время сгорания. С этой целью было предусмотрено, чтобы
309
в в. м. т. днище поршня могло приближаться к головке цилиндра
с таким минимальным зазором, который можно было конструктивно
осуществить.
На испытании оба двигателя при одинаковой степени сжатия
8 = 4,8 и оптимальных фазах газораспределения и зажигания пока-
зали одинаковое с точностью в пределах 2 или 3% значение сред-
него эффективного давления, а именно 8,45—8,8 кг/см2 при
1300 об/мин и, по существу, одинаковый минимальный расход то-
плива, но, поскольку совершенно неожиданно механические потери
двигателя с тарельчатыми клапанами оказались выше, его индика-
торные показатели были совсем не намного выше.
Одновременно было обнаружено следующее:
1) при применении того же самого топлива, оптимальном опере-
жении зажигания и составе смеси, отрегулированном на получение
максимальной мощности, двигатель с тарельчатыми клапанами
работал на границе детонации, в то время как двигатель с гильзо-
вым газораспределением не имел следов детонации даже при опере-
жении зажигания, увеличенном до значения, вызывавшего падение
крутящего момента;
2) на двигателе с тарельчатыми клапанами оптимальное опере-
жение зажигания составляло 31°, а скорость нарастания давления
около 1,76 кг/смРград.
На двигателе с гильзовым газораспределением оптимальное
опережение зажигания было равно только 14° до в. м. т., а скорость
нарастания давления 3,16 кг/см2град. Поэтому кажется, что у пер-
вого двигателя степень турбулизации была скорее ниже, а у послед-
него значительно выше оптимальной;
3) хотя в то время не были разработаны способы измерения тем-
пературы поршня как визуальное обследование, так и минимальный
рабочий зазор, оказавшийся необходимым для алюминиевых порпг-
ней, показали, что при той же эффективной мощности поршень уста-
новки с гильзовым газораспределением имел температуру ниже, чем
поршень установки с тарельчатыми клапанами:
4) механический к. п. д. двигателя с гильзовым газораспределе-
нием, определяемый методом проворачивания вала, был заметно
выше, чем у двигателя с тарельчатыми клапанами, что является со-
вершенно непредвиденным обстоятельством;
5) осмотр через открытые выпускные окна распределительной
гильзы показал, что газы внутри цилиндра находились в состоянии
быстрого вращения, так как искры от раскаленных частиц размель-
ченного графита в виде черточек описывали траектории по окруж-
ности цилиндра;
6) при более высоких числах оборотов, до 2000 в минуту, уста-
новка с гильзовым газораспределением работала несколько устой-
чивее, чем установка двигателя с тарельчатыми клапанами;
7) как и предполагалось, механический шум при гильзовом рас-
пределении был заметно меньше, тогда как шум от сгорания был
явно больше, что явилось следствием, как и можно было также пред-
положить, очень большой скорости нарастания давления;
310
8) была предусмотрена возможность смазки гильзы, но она ока-
залась ненужной; ничего кроме обычных брызг из масляной системы
кривошипной головки шатуна оказалось ненужным; однако было
установлено, что гильза во всех случаях хорошо и равномерно
смазана по всей ее площади как внутри, так и снаружи даже при
резкой остановке двигателя после работы на полной нагрузке.
Тем не менее было найдено необходимым обеспечить смазку
под давлением шарового шарйира, приводящего в движение
гильзу;
9) расход масла на обоих двигателях был замечательно низким,
но у двигателя с гильзовым газораспределением он был несколько
выше.
Следующим шагом было повышение степени сжатия установки
с гильзовым газораспределением до границы появления детонации
при применении той же самой общей камеры сгорания. Было уста-
новлено, что детонация начинается при степени сжатия 5,8, или
на целую единицу степени сжатия выше, чем у установки с тарель-
чатыми клапанами. При этой степени сжатия среднее эффективное
давление составляло 9,6 кг/см* при 1300 об/мин и минимальном
расходе топлива 209 г/л, с. ч. Однако при этой степени сжатия
оптимальный момент зажигания был равен всего 11° до в. м. т.,
скорость повышения давления увеличилась приблизительно
до 4,2 кг/см2град, а работа двигателя была недопустимо жесткой.
Кроме того, появилась новая неисправность, а именно, прорыв
газов через поршневые кольца. Первоначально кольца на поршне
располагались в обычном порядке, с верхним кольцом на расстоянии,
приблизительно 12,7 мм от днища. В этом положении они проходили
(при положении поршня в в. м. т.) окна в теле цилиндра, но не окна
в гильзе, которые в в. м. т. при ходе сжатия уходят выше уплотни-
тельных колец головки цилиндра (фиг. 173).
Вероятно, что при более высоких давлениях газов, имеющихся
в этом случае во время сгорания, гильза выпучивалась в окна на
величину, достаточную для нарушения уплотнения колец, или
может быть очень большая скорость нарастания давления вызы-
вала вибрацию тонкой стенки, лишенной опоры. Статическое испы-
тание, при котором внутри гильзы создавалось гидравлическое
давление до 56,2 кг/см2, не показало заметного выпучивания в цилин-
дровые окна, но это испытание не было убедительным, так как серия
местных деформаций меньше предела 'точности любых обычных
средств измерения может быть вполне достаточной, чтобы вызвать
сплющивание колец и, следовательно, чрезмерный прорыв газов.
Поэтому новый поршень был изготовлен со значительно большим рас-
стоянием от кромки днища до канавки верхнего кольца, поэтому
в наивысшем положении поршня верхнее поршневое кольцо было
все же ниже окон цилиндра. Это мероприятие полностью себя оправ-
дало и в дальнейшем на этом двигателе неисправностей от прорыва
газов обнаружено не было, но позднее было установлено, что очень
большое расстояние от кромки днища поршня до канавки верх-
него кольца нежелательно.
311
Ясно, что следующим шагом было понижение скорости нараста-
ния давления, которая была намного выше оптимума, делая в ре-
зультате работу недопустимо жесткой. Была выполнена новая ка*
Фиг. 173. Двигатель с воспламенением от сжатия и
золотниковым газораспределением с помощью одной
гильзы.
мера сгорания, не имеющая площади вытеснения, образованная
низким конусом со свечой зажигания у вершины. Скорость нараста-
ния давления сразу снизилась до 2,8 кг1см2град с оптимальным мо-
ментом зажигания 16° до в. м. т., и работа стала вполне мягкой,
312
но при той же степени сжатия заметно увеличилась склонностью
к детонации. Чтобы избежать этого, степень сжатия была понижена
до 5,6, но тем не менее общие показатели были немного улучшены,
так как потеря от снижения степени сжатия компенсировалась
уменьшением турбулизации вследствие устранения завихрения от
вытеснения.
Эта головка имела форму относительно низкого конуса.
Предполагалось, что сужением угла конуса и уменьшением таким
путем площади фронта пламени в начальной стадии сгорания можно
было замедлить весь процесс сгорания и еще больше уменьшить
скорость нарастания давления вначале. Соответственно была выпол-
нена измененная камера сгорания с малым углом конуса около вер-
шины, но постепенно увеличивающимся. Был получен желаемый
эффект; средняя скорость повышения давления уменьшилась при-
близительно до 1,76 кг/см^град, оптимальное опережение зажигания
увеличилось до 30°, а работа была чрезвычайно мягкой и спокой-
ной, но показатели двигателя большей частью значительно ухуд-
шились, а склонность к детонации увеличилась. В то время целью*
работы был авиационный двигатель; однако для работы на прогу-
лочных автомобилях коническая камера сгорания с малым углом
конуса является, вероятно, идеальной, и она была позднее приме-
нена в конструкции двигателей с гильзовым распределением Воу-
ксхолл мощностью 25—70 л. с. выпуска 1925 г.
Продолжительное испытание на износостойкость выявило неже-
лательность очень большого расстояния от кромки днища поршня
до канавки верхнего кольца, так как при работе с малой нагрузкой
в течение длительного периода времени в этом промежутке на поршне
постепенно откладывался нагар, который занимал большую часть
рабочего зазора. Затем, когда переходили на работу с полной на-
грузкой, расширение поршня приводило к плотному прилеганию
головки поршня и вызывало сильный задир, а иногда даже заклини-
вание поршня, тогда как при относительно небольшом расстоянии
от кромки днища поршня до канавки верхнего поршневого
кольца, хотя и может произойти точно такое же явление, все
же нагар удаляется намного легче и без риска заклинивания
поршня.
Поэтому было решено отказаться от идеи использования части
поршня от кромки днища до канавки верхнего поршневого кольца
для защиты гильзы и снизить днище поршня. Это означало в ре-
зультате возвращение к камере сгорания, подобно камере сгорания
у двигателя с тарельчатыми клапанами, т. е. в форме более или
менее плоского диска, при которой максимальная температура воз-
действует на значительную площадь гильзы. Эта конструкция дала
лучшие показатели, чем предполагалось; работа была несколько
жесткой со скоростью повышения давления 2,8 кг!см2град^ причем
оптимальный угол опережения был около 15*. Однако стойкость про-
тив детонации оказалась хорошей, и стало возможным воз-
вратиться к степени сжатия 5,8. Никаких отрицательных воздей-
ствий от оголения гильзы не было обнаружено.
313-
В самом начале работы было замечено, что вся масса газов внутри
цилиндра находилась в состоянии быстрого вращения, однако в то
время отсутствовал опыт в оценке влияния вращения или вихря на
распространение сгорания. Это привело к изучению причин воз-
никновения влияния и возможностей регулирования воздушного
вихря. Что касается причин возникновения, то в двигателе гильзо-
вого газораспределения с одной гильзой впускные окна открыва-
ются посредством углового движения гильзы, а закрываются при
• ее движении вверх. В начальный период открытия поток напра-
вляется кромкой окна цилиндра только с одной стороны и поэтому
Фиг. 174. Разрез по окнам двигателя ЕЗО-1:
1—3 — впускные окна; 4, 5 — выпускные; А — направление дви-
жения гильзы.
воздух поступает наклонно, заставляя заряд вращаться в направле-
нии, противоположном движению гильзы (фиг. 174). Этот более или
менее тангенциальный вход устанавливает интенсивный вращатель-
ный вихрь. Когда открытие увеличивается, эффект уменьшается, пока
в конце периода открытия он вообще не исчезает, и направление
входа определяется тогда контуром канала, ведущего к окну. Изме-
рение скорости в цилиндре модели при продувке с помощью анемо-
метра показало результаты, соответствующие средней штриховой
кривой 3 на фиг. 175, две другие кривые показывают влияние деф-
лектора, установленного в трубопроводе: положение А для усиле-
ния и положение Б для ослабления начального вихря. В последнем
случае наблюдалось, что воздушный вихрь в действительности в те-
чение последней части периода впуска менял свое направление.
На следующем этапе был сконструирован специальный анемо-
метр, который устанавливался внутри камеры сгорания для записи
средней скорости вращения воздуха при проворачивании вала. Хотя
314
анемометр записывал только среднюю скорость, на показания его
влияло главным образом движение воздуха в период, когда плот-
ность его наибольшая, т. е. в конце хода сжатия. Отношение между
скоростью анемометра и скоростью вращения коленчатого вала
выражалось вихревым отношением, т. е. если анемометр делает
четыре оборота за один оборот коленчатого вала, вихревое отношение
равно 4.
Было установлено, что путем установки очень маленьких напра-
вляющих во впускном трубопроводе можно обеспечить полное
управление воздушным вихрем и даже при желании изменить его
новленным коллектором (555-4) при давлении воздуха 25,4 мм рт. ст.:
А — дефлектор; в — направление вихря; пк — число оборотов в минуту крыльчатки ане-
мометра; 1 — уменьшенный вихрь, дефлектор А повернут в обратную сторону; 2 — увеличен-
ный вихрь от дефлектора А; 3 — нормальные условия без дефлектора.
направление, а с помощью анемометра было несложно найти зави-
симость интенсивности воздушного вихря от положения напра-
вляющих. Испытания были проведены на всем принятом диапазоне
изменения вихревого отношения при применении плоской и выпуклой
камер сгорания. Было найдено, что естественное вихревое отноше-
ние, а именно между 4 и 5, слишком велико и что оптимальные резуль-
таты получаются при изменении отношения в пределах от 1,5 до 2.
Эффект от уменьшения вихревого отношения приблизительно
с 4,5 до 2 был следующий:
1) увеличение среднего эффективного давления с 9,55 до
10,3 кг!см\
2) уменьшение минимального удельного расхода топлива с 209
до 206 г!л. с.
315
3) увеличение угла опережения зажигания с 16 до 21е с намного
более мягкой работой;
4) уменьшение общего потока теплоты в охлаждающую воду
с 70 до 64% от теплоты, эквивалентной эффективной мощности.
При нулевом вихре результаты были не совсем хорошие, од-
нако необходимо помнить, что нулевой вихрь в записи анемометра
может также означать, что два одинаковых и противоположных
вихря гасят один другого, в результате чего получается высокая
степень турбулентности (фиг. 176—179). Позднее было найдено, что
при высоком вихревом отношении неиспаренные капли отбрасыва-
лись на стенки гильзы, отсюда стекали в картер и разбавляли сма-
зочное масло: это было особенно заметно при применении топлив
с относительно низкой летучестью.
Окончательные результаты, полученные на экспериментальной
установке, рассмотренной выше, намного превосходили резуль-
таты, достигнутые на любом из двигателей с тарельчатыми клапа-
нами на низкооктановом бензине того времени.
Из-за склонности к детонации на том же самом топливе не было
возможности увеличить показатели соответствующего двигателя с та-
рельчатыми клапанами выше среднего эффективного давления
9,0 кг/см\ которое в 1923—1924 гг. также представлялось довольно
высоким.
Что касается конструкции, то неожиданно встретилось не-
сколько конструктивных затруднений. Кроме неисправности из-за
утечек газов через поршневые кольца, упоминавшейся ранее, имели
место неисправности с уплотнительными кольцами головки цилин-
дра из-за утечки газов и залегания колец в канавках; было приме-
нено много различных комбинаций и типов колец. Наилучшие во
всех отношениях результаты были получены при применении обыч-
ных стандартных поршневых колец, незафиксированных, но с кон-
цами, подвергнутыми термической обработке и немного закруглен-
ными во избежание поломки их при прохождении окон гильзы.
После подбора рабочего зазора, равного приблизительно 0,0005Д,
а также после того, как был применен баббитовый шаровой шарнир
и осуществлена смазка его . под давлением ни с самой гильзой, ни
с механизмом привода ее никаких неисправностей обнаружено не
было. Не было никаких оснований предполагать, что поршень рабо-
тал с очень высоким нагревом; полученные результаты показывали,
что он работал при более низких температурах, чем у соответствую-
щего двигателя с тарельчатыми клапанами.
Для уменьшения расхода масла по наружной стороне гильзы
позднее в самом низу цилиндра было установлено сжимающееся
маслосбрасывающее кольцо. Оно оказалось вполне эффективным и
оставляло еще достаточно масла для смазки наружной поверхности
гильзы.
Вызывала недоумение высокая величина механического
к. п. д. установки, определенная по испытаниям проворачиванием и
подтвержденная высокими действительными показателями, так как,
несмотря на относительно тяжелые возвратно-поступательно движу-
316
Фиг. 176. Зависимость между вихревым отношением Q == — и мак-
симальной мощностью при различных числах оборотов п вала и
8 = 5,88 для двигателя с центральным расположением свечи и
плоской камерой сгорания; среднее давление рт потерь в кг/см2
при провертывании вала для всех вихревых отношений равно 0,915;
1,13; 1,34; 1,48; соответственно число оборотов п в минуту 1000;
1300; 1600; 1800.
а — обратный вихрь; б — нормальное направление вихря.
Фиг. 177. Влияние вихревого отношения Q на удель-
ный расход топлива ge, максимальное Ретах и мини-
мальное Рет|П, среднее эффективное давление и опе-
режение зажигания б° при составе смеси, соответ-
ствующем максимальной мощности, на двигателе с
числом оборотов вала 1300 в минуту, степенью сжа-
тия 5,88 и величиной рт = 1,12 кг/см2 при всех вих-
ревых отношениях: свеча зажигания в центре каме-
ры — сплошная линия; свеча зажигания смещена от
центра камеры — штриховая линия; а — располагае-
мый диапазон перегрузки.
щиеся части, полное трение при проворачивании составляло только
1,12 кг! см2 при номинальном числе оборотов 1300 в минуту, е =
= 5,88 или меньше, чем у любого одноцилиндрового двигателя
с верхними клапанами, испытанного до этого в лаборатории автора.
Трудно было предполагать, что мощность, необходимая для при-
вода гильзы, с ее очень большой трущейся поверхностью, может
быть меньше ничтожной величины мощности, необходимой для при-
вода тарельчатых клапанов. При проворачивании вала двигателя,
Фиг. 178. Зависимость общих потерь теплоты Qo в охлаждение, а также со-
ставляющих этих потерь: потерь в охлаждение в головке ()ог, в цилиндре
N
и отношения потерь теплоты в охлаждение к теплу, соответствующему
™ е
эффективной мощности двигателя, от вихревого отношения Q при постоянном
расходе топлива 9,65 л/час, числе оборотов вала двигателя 1300 в минуту,
степени сжатия 5,88, линзообразной камере сгорания со свечой зажигания
«Чемпион» № 8, расположенной в центре (штриховые линии) и смещенной от
центра на 36,5 мм (сплошные линии):
а — обратный вихрь; б — нормальное направление вихря.
имеющего рабочую температуру или температуру, близкую ей без
какой-либо нагрузки от поршня или газов, затраты мощности на
привод гильзы были совершенно неожиданно низкими, а именно
эквивалентными приблизительно 0,14 кг/см2 среднего эффектив-
ного давления; однако все же значительно больше, чем поглоща-
лось в клапанном механизме двигателя с тарельчатыми клапанами.
Правда, любая точка на гильзе движется относительно цилиндра
с почти одинаковой угловой скоростью, что является идеальным
условием для жидкостной смазки и эта скорость относительно низ-
кая. Тем не менее можно предположить, что потери на чисто жидко-
стное трение на такой большой площади должны значительно уве-
личиться.
Кроме того, при комбинированном воздействии газов, усилия от
трения поршня и бокового давления, трение гильзы значительна
318
увеличивается в определенные периоды цикла. Например, иссле-
дование зуба шестерен привода гильзы показали заметно увеличен-
ную нагрузку за период приблизительно в 120° угла поворота колен-
чатого вала, соответствующие приблизительно 30° градусам конца
хода сжатия и 90° начала хода расширения.
Подсчет показывает, что упругая деформация тонкой гильзы
при максимальных давлениях газа достаточна, чтобы выбрать все-
допускаемые рабочие зазоры, и что масляная пленка должна быть
Фиг. 179. Изменение максимального давления в цилиндре pz, скорости нараста-
ния давления Др/ Дф и ре при оптимальном угле опережения зажигания 6°
в зависимости от вихревого отношения при линзообразной камере сгорания со
свечой зажигания «Чемпион» № 8, расположенной в центре камеры (сплошные
линии) и смещенной на 36,5 мм от центра (штриховые линии) и составе смеси,
соответствующем максимальной мощности:
а — обратный вихрь; б — нормальное направление вихря.
сильно нагружена в течение определенного периода цикла, тогда
как исследование зубьев шестерен привода показало также, что из-
менение направления усилия на зуб имело место преимущественна
в моменты, когда поршень двигался в одном направлении с гильзой.
Все эти рассуждения приводят к предположению, что трение гильзы
в рабочих условиях должно быть достаточно высокое.
В то время не были еще изобретены простые средства для измере-
ния мощности, поглощаемой гильзой при действительных рабочих
условиях, и, насколько автор осведомлен, даже сейчас эти измерения
319
ле получаются. Попытки измерить максимальный момент на при-
вод гильзы при помощи срезающихся вставок оказались негодными,
так как все вставки вследствие усталости разрушались раньше или
позднее.
Возможно, по крайней мере, что движение гильзы приводит
к уменьшению трения поршня. Даже в то время было известно, что
в обычном неподвижном цилиндре или гильзе смазка поршня и порш-
невых колец близка к граничной смазке на любом конце хода поршня,
т. е. когда относительная скорбеть движения между поршнем и
цилиндром стремится к нулю, и что жидкостная смазка не возоб-
новляется до тех пор, пока поршень не прошел некоторую часть
• своего хода. Поэтому возможно, что при движении гильзы., даже
в то время, когда поршень находится в покое, поддерживается жид-
костное трение в продолжение всего цикла. Это предположение
.дополнительно подтверждается тем явлением, что резко локализо-
ванный износ, всегда обнаруживаемый на гильзах двигателей
с тарельчатыми клапанами в месте остановки поршневых колец
в в. м. т., отсутствует при гильзовом распределении. Изложенную
гипотезу трудно подтвердить или опровергнуть, так как нельзя
сделать истинно сравнимых испытаний в условиях сколько-нибудь
приближающихся к реальным рабочим условиям с гильзой непо-
движной и движущейся.
Последующие испытания на двигателях различных конструкций
и размеров с гильзовым газораспределением и с тарельчатыми кла-
панами, выявив много значительных и отчасти необъяснимых изме-
нений в механическом к. п. д. обоих типов, показали, что в общем
полные механические потери двигателя с гильзовым газораспределе-
нием обычно меньше, чем у двигателя с тарельчатыми клапанами;
это также подтвердилось в эксплуатации на многих тысячах авиа-
ционных двигателей с гильзовым газораспределением.
Кроме того, более поздние испытания, когда была разработана
техника измерения температуры поршня при помощи плавких вста-
вок, подтвердили, что температуры поршня одноцилиндрового дви-
гателя с гильзовым распределением и жидкостным охлаждением дей-
ствительно немного ниже, чем температура поршня двигателя с та-
рельчатыми клапанами той же самой размерности и мощности. На
первый взгляд это может показаться неожиданным, если иметь
в виду тот факт, что теплота от поршня к охлаждаемым стенкам
цилиндра должна пройти через гильзу и масляную пленку.
Однако исследования потока теплоты, выполненные при помощи
термопар, показали:
1. При условии, что рабочий зазор между гильзой и цилиндром
выдерживается малым, движущаяся масляная пленка является
очень эффективным проводником теплоты.
2. Движение гильзы очень эффективно способствует передаче
теплоты из одной зоны цилиндра в другую и устранению локализо-
ванных зон высокой температуры; поэтому температурный градиент
по длине цилиндра намного более плавный, чем в любом двигателе
с неподвижной гильзой, и, следовательно, перепад на границе вода—
320
металл значительно меньше. Кажется, что в этом случае понижение
температурного градиента в стенке цилиндра и температурного пере-
пада на границе вода—металл компенсировало, и даже более чем
компенсировало термическую прочность гильзы и масляной пленки.
3. По некоторым признакам передача теплоты от поршня к пово-
рачивающейся гильзе больше, чем к неподвижной.
На самой начальной ступени только что описанных исследований
стало ясным, что конструкция двигателя с одной гильзой хорошо
подошла бы для исследования проблем двигателя с воспламенением
от сжатия, так как:
1) поскольку головка цилиндра не загромождена клапанами, то
имелась бы полная свобода изменения формы или объема камеры
сгорания;
2) при гильзовом газораспределении можно было бы в широких
пределах регулировать движение воздуха в цилиндре.
Поэтому для исследования была построена идентичная уста-
новка, на которой испытывалось много камер и систем сгорания,
включая разделенные и неразделенные камеры различных форм
и очертаний.
В первых экспериментах иногда получались чрезмерно высокие
давления порядка 84,5—105 кг/см2 и произошли две поломки тон-
кой чугунной гильзы. В одном случае стенку гильзы выдуло через
одно из окон в цилиндре, а в другом гильза треснула от верхней
кромки одного из окон до верхнего края.
Была произведена замена чугуна на сталь и поломок гильзы
в дальнейшем не было. Несмотря на очень высокие давления газов,
все же не было доказательств значительного трения гильзы, так как
трение не отражалось на общих показателях; не было также каких-
либо признаков разрушения деталей механизма привода. Обе уста-
новки оказались надежными в механическом отношении и стойкими,
и обе очень быстро показали высокие результаты. На бензиновой
установке, на которой тогда применялось топливо с октановым
числом около 60, было достигнуто среднее эффективное давление
10,3 кг /см2 с минимальным расходом топлива 202 г/л. с. ч, а на
двигателе с воспламенением от сжатия при тех же 1300 об/мин
с лучшей камерой сгорания и оптимальным вихревым отношением
было достигнуто среднее эффективное давление 8,5 кг/см2 на гра-
нице дымления и минимальный расход 161 г/л. с. ч.
В более позднем многоцилиндровом двигателе с воспламенением
от сжатия с гильзовым газораспределением был достигнут минималь-
ный расход топлива всего 154 г/л. с. ч. и, насколько автор осведом-
лен, такой расход остается до сих пор почти рекордной величиной.
ДВИГАТЕЛЬ С ГИЛЬЗОВЫМ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕМ ПРИ>ВЫСОКИХ
ЧИСЛАХ ОБОРОТОВ И ПРИ ВЫСОКОМ НАДДУВЕ
После проведения указанных выше работ убедились, что двига-
тель с гильзовым газораспределением способен развивать высокие
показатели и, по-видимому, свободен от значительных конструктив-
21 Заказ 2026.
321
них дефектов. На следующем этапе необходимо было исследовать:
1) его поведение при очень высоких числах оборотов;
2) его поведение при высоком наддуве.
Для этого были сконструированы и построены две новые уста-
новки, небольшая установка с диаметром цилиндра 68,5 мм и хо-
дом поршня 90 мм, предназначенная для работы на числах оборотов
до 6000 в минуту (фиг. 180 и 181), и установка больших размеров
с диаметром цилиндра 114,3 мм и ходом поршня 140 мм, очень
прочной конструкции, рассчитанная на давления наддува до 4 ата.
Не предполагалось сколько-нибудь подробно рассматривать рас-
пределительную гильзу и устройство ее окон, так как эта конструк-
ция выявляется при изображении ее на чертежной доске. Вертикаль-
ное движение гильзы определяется ходом кривошипа или коро-
мысла, от которого она приводится. Угловое перемещение гильзы,
приводимой кривошипом, определяется расстоянием центра сфери-
ческого шарнира от оси гильзы. Если сферический шарнир нахо*
322
Фиг. 181. Продольный разрез одноцилиндрового двигателя, рассчитанного
на работу при высоком давлении с гильзовым газораспределением.
21*
323
дится фактически на окружности гильзы, тогда движение любой
точки гильзы происходило бы по окружности. Если же точка при-
вода гильзы отодвинута от оси гильзы дальше, то движение гильзы
становится все более и более эллиптическим с главной осью эллипса,
расположенной вертикально.
Следовательно, должно быть очевидным, что имеются две основ-
ных переменных:
1) вертикальный ход, определяющий высоту или глубину
окон;
2) угловое движение, которое влияет на ширину и, следовательно,
на число окон.
Поэтому теоретически при любой скорости полная располагае-
мая площадь окон обусловливается исключительно вертикальным
движением, тогда как угловое движение определяет не полную об-
щую площадь, а скорее число окон. Следовательно, если наполовину
сокращается угловое перемещение, то наполовину сокращается и
ширина окон, но можно использовать удвоенное их число. В прак-
тике, конечно, нежелательно иметь слишком много окон; с одной
стороны, ширина любого одного окна должна быть такой, чтобы
уплотцйдельные кольца головки цилиндра проходили их безопасно,
с другой стороны, размер любого одного окна не должен быть также
слишком большим, в противном случае гильза имела бы возможность
выпучиваться в него и разрушаться. В случае очень высоких давле-
ний, как например, в двигателях с воспламенением от сжатия,
желательно использовать относительно узкие окна, единственно
исходя из необходимости обеспечения достаточной опоры для гильзы,
и с этой целью применять механизм привода, который будет да-
вать относительно узкий эллипс, например, механизм консольного
типа (фиг. 182) двигателя с D = 190 мм и S = 305 мм; в этом слу-
чае имеется восемь окон, пять впускных и три выпускных, но в боль-
шинстве случаев предпочтительно, чисто по конструктивным со-
ображениям использовать три впускных и два выпускных окна;
такая комбинация наилучшим образом соответствует наиболее
простому кривошипному приводу. Очевидно также, что любое или
все окна гильзы могут использоваться в качестве окон общего на-
значения; тогда общая эффективная площадь окна почти удвоится,
т. е. то же самое окно в гильзе может попеременно управлять от-
крытием как выпускного, так и впускного окоп в цилиндре; но для
осуществления этого необходимо наличие чередующихся впускных
и выпускных каналов и труб вокруг всего цилиндра, которые были
бы непрактичны во всех случаях, кроме исключительных, например,
в одноцилиндровых гоночных двигателях. В практике обычно удобно
использовать только одно окно общего назначения. На фиг. 183
показано типичное расположение окон вместе с диаграммой откры-
тия окон цилиндра и гильзы с тремя впускными и двумя выпускными
окнами (на развертке по диаметру D цилиндра, т. е. D = Вгн, где
D2h наружный диаметр гильзы; ф2 — угол поворота гильзы, равный
43,6°; 8г — вертикальный ход гильзы; he — высота выпускного
окна; hn — высота впускного окна).
324
Фиг. 182. Поперечный разрез быстроходного дизеля Бразехуд— Рикардо:
а — поперечный разрез; б — продольный разрез.
кривошипом поршня и кривошипом гильвы, позволяющий впускным и выпускным окнам
полагаемого времени.
Фиг. 183. Схема расположения окон ци-
линдра (сплошные линии) и гильзы
(штриховые линии) на развертке ци-
линдра от оси X, если смотреть по на-
правлению к центру окружности ци-
линдра при положении гильзы в ее
н. м. т.:
1,3 — впускные окна в цилиндре; 4, 6 —
выпускные окна в цилиндре; 6,8 — впускные
окна в гильзе; 7 — положение впускного окна
гильзы шириной ho» когда кривошип гильзы
находится в горизонтальном положении (т. е.
по Н на схеме), показывающее промежуток h
между окнами гильзы и окнами цилиндра,
обеспечивающий уплотнение; 9 — окно гиль-
зы, являющееся и впускным и выпускным;
10 — выпускное окно; 11 — положение выпу-
скного окна гильзы, когда кривошип гильзы
находится в горизонтальном положении; 12—
путь окон гильзы; 13 — эллипс пути точки,
расположенной на наружной поверхности
гильзы; 14 — угловое перемещение гильзы;
16 — центр шарнира гильзы; 16—угол между
проходить одинаковую высоту в течение рас-
Фазы открытия окон в градусах коленчатого вала следующие:
о. вп. — открытие впускного 25° до в. м. т.;
в. вп. — закрытие впускного 50° после н. м. т.;
о. вх — открытие выпускного 65° до н. м. т.;
з. вх — закрытие выпускного 25° после в. м. т.
Фиг. 184. Устройство быстроходного двигателя с гиль-
зовым распределением (вид по стрелке А на фиг. 180):
1 — впуск; 21— выпуск; з — впускной трубопровод; 4 — трубо-
провод к масляному насосу; 5 — окно для прохода шатуна.
Основной целью работы на небольшой быстроходной установке
было исследование гильзового газораспределения при очень высоких
числах оборотов вала. Поэтому гильза была сконструирована со
всеми окнами общего назначения, обеспечивая, таким образом,
максимально возможную пропускную способность. На фиг. 184
показан поперечный разрез двигателя с D = 68,5 мм и S = 90 мм,
а на фиг. 185 — расположение окон, видно между прочим антивихре-
вую направляющую в одном из впускных окон. В первом варианте
применялся чугунный цилиндр с очень тонкой стальной гильзой
326
толщиной 1,27 мм. При степени сжатия 7,0 эта небольшая установка
развивала без наддува максимальное среднее эффективное давление
не менее 11,5 кг/см* при п = 3300 об/мин, падающее до 9,85 кг1смг
при п = 5000 об/мин. Однако была обнаружена неисправность —
интенсивный прорыв газов через поршневые кольца; прорыв газов
происходил только при числе оборотов вала свыше 5000 в минуту
и его появление было совершенно неожиданным. С учетом опыта ра-
боты на установках большей размерности были установлены новые
поршни с кольцами, располо-
женными еще ниже; однако это
не дало улучшения. Тогда про-
рыв газов был объяснен дей-
ствием «флаттера» колец, т. е.
радиальной вибрации их, хотя
этому и трудно было поверить.
Потом были испытаны кольца
с различной радиальной тол-
щиной — с малым результатом
или безрезультатно.
Изменение высоты верхнего
кольца имело влияние на повы-
шение или понижение крити-
ческой скорости, при которой
происходил прорыв газов, и
при использовании самого тон-
кого кольца было найдено воз-
можным повысить ее до п
= 6000 об/мин. Действительная
причина прорыва газов объяс-
няется в главе XIV, но в то
время она еще не была понятна.
Однако, так как 6000 об/мин
являлись целью при создании
Фиг. 185. Поперечный разрез цилиндра
небольшого быстроходного одногильзо-
вого двигателя с антивихревым прили-
вом в одном впускном окне:
1—з — впускные окна; 4—6 — выпускные.
установки и как раз могли
быть достигнуты при применении очень тонкого верхнего кольца,
они были признаны достаточными, хотя это число оборотов было
еще значительно ниже числа оборотов, соответствующих макси-
муму кривой мощности.
Хотя механический к. п. д. этого небольшого двигателя, не-
смотря на введение понижающей передачи между коленчатым валом
и муфтой тормоза, был высоким, все же очень высокое среднее эф-
фективное давление, достигнутое без наддува и без продувки камеры
сгорания путем перекрытия окон, можно объяснить только присут-
ствием некоторого эффекта поджатия под действием столба воздуха
во впускных трубах.
В продолжение всех испытаний сама распределительная гильза
не имела никаких неисправностей. В качестве следующего шага
двигатель был подвергнут наддуву; в этом случае при высокой сте-
пени обогащения смеси для предотвращения детонации была полу-
327
чена литровая мощность ПО л. с./л, т. е. среднее эффективное
давление 16,7 кг/см1 при п = 6000 об/мин. При этой высокой мощ-
ности после продолжительной работы разрушился шаровой наконеч-
ник привода, который был сделан из баббита. Это, очевидно, объяс-
няется скорее действием высокой температуры, чем перегрузкой.
Увеличением расхода смазочного масла через шаровой шарнир по-
следний едва мог поддерживаться в рабочем состоянии при этой
нагрузке, однако при этих очень высоких мощностях температура
гильзы была слишком близкой к точке плавления, или, по крайней
мере, к фазе пластического состояния обычного баббита, и его сле-
довало заменить материалом с более высокой точкой плавления.
Применение баббита было практично, так как он позволял отливать
шаровое углубление — очень простая и дешевая операция, которая
не включала в себя вообще механической обработки и вполне под-
ходил для всех нормальных мощностей, но стало ясным, что для
очень высоких нагрузок баббит необходимо заменить на бронзовый
или алюминиевый шар, что и было позднее принято для всех авиа-
ционных двигателей с гильзовым газораспределением.
На двигателе с высоким наддувом, ввиду высоких максималь-
ных давлений, которые можно было предполагать, применялась
довольно толстая стальная гильза, а все рабочие детали были
сконструированы для максимального давления 140 кг 1см? и нор-
мального числа оборотов 1500 в минуту.
Эта очень прочная экспериментальная установка применялась
сначала для испытаний гильзового газораспределения с очень высо-
ким давлением наддува порядка 4 ата, в ходе которых было достиг-
нуто среднее эффективное давление 38 кг/см? при степени сжатия
е = 4,3 и работе на бензино-бензольной смеси.
После завершения отдельных продолжительных прочностных
испытаний при средних эффективных давлениях, изменяющихся
в пределах 21,1—35,1 кг!см?, во время которых ни золотниковая
гильза, ни ее механизм привода не обнаружили никаких признаков
повреждения, на этом двигателе, оказавшимся таким надежным и
прочным, были проведены длительные исследования основных про-
блем наддува двигателя с воспламенением от искры, продолжав-
шиеся несколько лет. Было получено много ценных данных о таких
факторах, как:
1) влияние наддува на детонацию и взаимосвязь между средним
индикаторным давлением и необходимым октановым числом топлива
при любой данной степени сжатия;
2) влияние наддува на распределение теплоты в стенки цилиндра,
головку цилиндра и т. д.;
3) влияние температуры воздуха на впуске как на среднее эф-
фективное давление, так и на склонность к детонации;
4) влияние наддува на экономичность, состав смеси и скорость
нарастания давления.
Выводы, сделанные из этих и других, более ранних испытаний
двигателей с наддувом, более полно рассматриваются в главах «Над-
дув» и «Распределение теплоты».
328
Несколько лет спустя, при подготовке к гонкам на кубок Шней-
дер-Трофи 1931 г. эта установка применялась для испытания све-
чей зажигания, предназначенных для использования в этих гонках.
Были успешно проведены продолжительные испытания на проч-
ность сосредним эффективным давлением 35,1кг/с^2отначала до конца.
В течение всех испытаний, продолжавшихся многие сотни часов,
ни золотниковая гильза, ни первоначальный баббитовый шар-
нир привода гильзы не имели вообще никаких неисправностей. Было
испытано несколько различных типов уплотнительных колец в го-
ловке цилиндра, но еще раз подтвердился вывод, что нормальное
поршневое кольцо дает наилучшие результаты.
В то время, приблизительно в 1925 г., конструкция с одной
гильзой так себя зарекомендовала, что это оправдало затрату денег
на конструирование полноразмерного экспериментального дви-
гателя и проведение экспериментов на подлинном прототипе ци-
линдров для более прогрессивных типов авиационного двигателя.
Был сконструирован и выпущен 6-цилиндровый автомобильный
двигатель с гильзовым газораспределением для фирмы Воксхолл
(фиг. 186); предшествующий ему двигатель был подвергнут про-
должительному испытанию на износостойкость, включающему два
последовательных этапа непрерывной работы, эквивалентной в
общем приблизительно 80000ot пробега. Одновременно был также
выпущен образец одногильзового двигателя с воспламенением от
сжатия и гильзовым газораспределением, сконструированный для
фирмы Петер Бразехуд. В результате этого был накоплен значи-
тельный опыт, причем для широкого диапазона изменения разме-
ров цилиндра от небольшой быстроходной установки, только что
описанной, до двигателя Бразехуд с диаметром цилиндра 190 мм
и ходом поршня 305 мм (фиг. 187 и 188).
Было показано, что
1) показатели, получаемые на двигателе с гильзовым газораспре-
делением, лучше, чем на двигателе с тарельчатыми клапанами, глав-
ным образом вследствие более высокой допустимой степени сжатия;
2) в отношении конструкции гильзовое газораспределение было
надежно, так как оно было испытано при числах оборотов вала и
средних давлениях более чем вдвое превышающих достигнутые
любым авиационным двигателем того времени;
3) гильзовое газораспределение свободно от отложений свинца,
которые вызывали в то время большие аварии двигателей с верхними
клапанами;
4) быстро снимаемые головки цилиндров и отсутствие тарельчатых
клапанов упрощали эксплуатацию.
В конструкции была предусмотрена возможность работы гильзы
непосредственно в алюминиевом цилиндре, что является преимуще-
ством в отношении веса. Целиком алюминиевый цилиндр, установлен-
ный на небольшой быстроходной установке, показал удовлетвори-
тельные результаты, но при больших размерах цилиндра предвиде-
лись трудности вследствие значительно большего теплового расши-
рения алюминия по сравнению с любым материалом, который мог
329
Фиг. 186. Шестицилиндровый двигатель Воксхолл с гиль-
зовым газораспределением и одной гильзой.
Фиг. 187. ПТсстицилиндровый двигатель Бразехуд-Рикардо.
330
Фиг. 188. Установка двигателя Я100-2 с динамомашиной и пульт управления электростанции.
применяться для гильз. Необходимо было обеспечить надлежащий
рабочий зазор между гильзой и цилиндром, чтобы можно было
пустить двигатель из холодного состояния при самой низкой
окружающей температуре. Это значит, что зазор при рабочих тем-
пературах должен быть чрезмерным, так как более ранние испыта-
ния показали, что дальнейшее увеличение этого зазора свыше опре-
деленного значения приводило к нарушению промежуточной масля-»
ной пленки, передающей теплоту от гильзы к цилиндру и что зна-
чение имеет абсолютная, а не относительная величина зазора; по-
этому испытания алюминиевого цилиндра и углеродистой стальной
гильзы на небольшой установке, хотя и успешные в случае небольших
размеров, не были полностью убедительными.
В предварительных испытаниях, проведенных на одной из уста-
новок с диаметром цилиндра 140 мм с алюминиевым цилиндром
и чугунной гильзой и нормальным рабочим зазором в холодном
состоянии, наблюдались ненормально высокие температуры поршня
и гильзы. Эти испытания сопровождались неисправностями от закок-
совывания колец поршня и головки при работе с высокими темпера-
турами охлаждения и, следовательно, с очень большим рабочим
зазором, хотя при циркуляции холодной воды такие неисправности
не имелись; не выявились они и на небольшой установке с размером
цилиндра, равном приблизительно половине диаметра цилиндра
описанной установки. Однако, было найдено, что на установке с диа-
метром цилиндра 140 мм, если рабочий зазор между гильзой и ци-
линдром уменьшался до минимального, обеспечивающего только
свободное перемещение в холодном состоянии, при температуре
охлаждающей среды 100° зазор оставался еще подходящим; поэтому
был сделан вывод, что для цилиндров с жидкостным охлаждением при
диаметре 127 мм или меньше при условии, что зазор регламенти-
руется жесткими допусками, комбинация обычного алюминиевого
сплава и чугунной или стальной гильзы вполне допустима. При та-
кой комбинации износ гильзы и цилиндра оказался почти ничтож-
ным, в результате чего первоначальный зазор оставался фактически
неизменным в течение всего срока службы двигателя. Тем не менее,
крайне необходимо было отыскать легкий сплав с низким коэффи-
циентом температурного расширения для цилиндра и материал с не-
обходимыми механическими свойствами и т. д. и с относительно высо-
ким коэффициентом расширения для гильзы. Кажется, что для пер-
вого наиболее обещающими являются кремнисто-алюминиевые
сплавы; для последнего подходящими являются, вероятно, только
аустенитные чугуны и стали и хотя их теплопроводность очень
низка, но ввиду малой толщины гильзы можно надеяться, что этот
недостаток не будет слишком серьезным.
ДВИГАТЕЛИ С ГИЛЬЗОВЫМ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕМ ВОЗДУШНОГО
ОХЛАЖДЕНИЯ
В то время проблема воздушного охлаждения была более острой,
так как существовало особенно сильное убеждение в пользу двига-
телей с воздушным охлаждением для авиации, что неизбежно обу-
332
словливает еще более широкие пределы изменения рабочей темпера-
туры. Был построен экспериментальный цилиндр из кремнисто-
алюминиевого сплава с воздушным охлаждением с диаметром 140 мм
и снабжен гильзой из аустенитной стали; при таком сочетании мате-
риалов разница в коэффициенте теплового расширения цилиндра
и гильзы уменьшилась приблизительно от 2,6 : 1 при обычном алю-
миниевом сплаве и обычной углеродистой стали приблизительно до
1,3 : 1. К несчастью, аустенитная сталь в качестве материала для
трущейся поверхности оказалась неудовлетворительной. В то время
как наружная поверхность гильзы достаточно хорошо работала по
поверхности цилиндра, она не отвечала условиям работы поршневых
колец, которые сильно срабатывались, а на гильзе и юбке поршня
образовывались сильные задиры.
Были предприняты попытки улучшить внутреннюю поверхность
гильзы накаткой и дробеструйной обработкой, чтобы повысить
твердость поверхности, но они так же, как и хромирование, не дали
положительного результата. В то время техника пористого хромиро-
вания была неизвестна, а техника азотирования находилась еще
в стадии зарождения. Для того чтобы получить некоторые данные по
проблеме воздушного охлаждения двигателя с гильзовым распреде-
лением, было решено, исключительно как временное средство,
использовать литую гильзу из аустенитного чугуна, хотя было из-
вестно, что физические свойства аустенитного чугуна в то время были
очень плохие. Предварительная работа с гильзой из этого материала
показала, что он обеспечивает удовлетворительную трущуюся по-
верхность, но па полной нагрузке гильза треснула от одного конца
до другого, не причинив каких-либо серьезных повреждений. Затем
была установлена более толстая гильза, хотя и очень тяжелая для
применения в авиации, однако удовлетворительная в других отно-
шениях.
В 1927 г. октановое число топлива, предназначавшегося для при-
менения в авиации, значительно повысилось и стало возможным
безопасно использовать степень сжатия, равную 7,0. Лучшие ре-
зультаты, полученные на установке с воздушным охлаждением
с диаметром цилиндра 140 мм при п — 1600 об/мин были: среднее
эффективное давление, равное 10 кг/см\ и минимальный расход
топлива 177 г/л, с. ч, причем величина расхода топлива была в то
время почти рекордным достижением для двигателя с воспламене-
нием от искры, работающего на бензине.
Невысокое значение среднего эффективного давления, получен-
ного па двигателе, объясняется, главным образом, более высокой
температурой цилиндра и поэтому более низким коэффициентом
наполнения двигателя с воздушным охлаждением.
Как и следовало ожидать, проблема охлаждения одним воздухом
низко опущенной головки цилиндра оказалась трудной и до сих пор
остается одним из главных лимитирующих факторов в двигателе
с гильзовым газораспределением воздушного охлаждения. До кон-
струирования и установки цилиндра с воздушным охлаждением были
выполнены многочисленные исследования с целью определить рас-
333
пределение теплоты в двигателе с гильзовым газораспределением.
Для|исследования температурных градиентов применялось большое
число термопар. Одновременно также измерялась теплота, переда-
ваемая в охлаждающую воду отдельно из головки и от цилиндра.
Эти эксперименты показали, что:
1) тепловой поток в головку цилиндра, как и можно было предпо-
лагать, был относительно небольшим по сравнению с тепловым
потоком в головку в двигателе с тарельчатыми клапанами, поскольку
в головке не было ни клапанов, ни выпускных каналов. Он был,
вероятно, равным потоку теплоты в поршень, показывая, что головка
цилиндра в результате являлась копией поршня, практически
с теми же самыми очертаниями и с той же площадью незащищенной
поверхности;
2) движущаяся гильза, если только поддерживалась тонкая
пленка масла, оказалась почти совершенным проводником теплоты;
3) вследствие очевидной высокой теплопроводности гильзы и
ее способности распределять теплоту вверх и вниз по цилиндру
было установлено, что большая, если не основная часть теплоты,
может быть передана от головки цилиндра через гильзу в верхнюю
часть корпуса цилиндра значительно выше камеры сгорания. Путем
введения жидкостного охлаждения отдельно головки цилиндра и
отдельно части корпуса цилиндра, непосредственно ее окружающей
и расположенной выше пояса окон, и с помощью использования раз-
ной скорости охлаждающего потока между этими двумя контурами
циркуляции, можно было оценить, по крайней мере приблизительно,
передачу теплоты через гильзу от одного контура к другому;
4) общее количество теплоты, передаваемой в систему охлажде-
ния двигателя с гильзовым газораспределением, заметно меньше,
чем в двигателе с клапанами, благодаря значительно более коротким
и более прямым выпускным каналам.
Все эти соображения относятся и к цилиндру с воздушным охла-
ждением, но очевидно, что значительная часть теплоты от головки
цилиндра может быть передана в верхнюю часть корпуса цилиндра и,
в результате этого, передана в охлаждающий воздух просто через
наружное оребрение; тем не менее все еще остается большое коли-
чество теплоты, которую нужно отвести при условии, что проблема
направления охлаждающего воздуха вниз к глубоко сидящей го-
ловке цилиндра еще больше усложняется в авиационном двигателе
необходимостью размещения двух свечей зажигания.
На основании рассмотренных наблюдений был сконструирован
цилиндр с воздушным охлаждением из легкого сплава с охлаждаю-
щими ребрами одинаковой глубины и шага на всей его длине; го-
ловка цилиндра была также оребрена, насколько это позволяли
свечи зажигания, а также были установлены направляющие для
отклонения охлаждающего воздуха вниз к нижней части головки.
В общем, охлаждение этого первого цилиндра было, кажется, вполне
удовлетворительным.
Примерно в это время авиационная компания Бристоль начала
интересоваться конструкцией гильзового газораспределения, и по-
334
скольку ее опыт по двигателям воздушного охлаждения и знание
его проблем был обширным и единственным в своем роде, то было
решено передать дальнейшее развитие варианта двигателя с воздуш-
ным охлаждением этой фирме. Между тем, поиски подходящего
материала для гильзы продолжались с активной помощью заводов,
выпускающих сталь. Было найдено, что гильзу из аустенитной
стали можно азотировать, но при этом:
1) почти невозможно было избежать некоторого искривления
гильзы в таких размерах, что при окончательном шлифовании на
Фиг. 189. Головка цилиндра:
а «— составленная из двух частей из алюминиевого сплава; б «— выполненная из стали
с медными ребрами.
части поверхности можно было нарушить очень тонкий закаленный
слой, что привело бы к нежелательным результатам;
2) очень чистая и очень твердая поверхность затрудняет смазку,
подобно тому, как это было обнаружено в клапанных двигателях
с твердым хромистым покрытием, то есть недостаток смачивания
поверхности обусловливает возможность прихватывания поршня.
Эти трудности окончательно были преодолены путем применения:
1) процесса, разработанного авиационной компанией Бристоль,
для доводки гильзы после закалки;
2) грубого процесса хонингования для разрушения очень чистой
поверхности, этот процесс позднее стал называться «сатин-финишем».
После устранения этих трудностей отлитая центробежным спо-
собом азотированная гильза из аустенитной стали оказалась наи-
лучшей и до сих пор остается образцом для всех двигателей
с гильзовым газораспределением воздушного охлаждения. Един-
ственным ее недостатком является очень низкая теплопровод-
ность аустенитной стали. При применении гильзы из аустенитной
335
стали и при тщательном контроле допусков необязательно приме-
нение кремнисто-алюминиевого сплава для цилиндра.
Поскольку это касается охлаждения головки цилиндра, авиа-
ционная компания Бристоль разработала систему оребрения и на-
правления воздуха, достаточную для мощности приблизительно
60 л. с., а для больших мощностей была сконструирована составная
головка с медными ребрами (фиг. 189), которая оказалась удовле-
творительной.
Хотя окончательная конструкция цилиндра с воздушным охла-
ждением, примененного авиационной компанией Бристоль, кажется,
очень мало отличается от первого экспериментального образца, раз-
работанного в лаборатории автора, однако только тот, кто знает
из собственного опыта, может себе полностью представить огромное
количество кропотливой доводочной работы, которая отделяет даже
удачный экспериментальный цилиндр от цилиндра полностью до-
веденного до авиационного двигателя.
ДВИГАТЕЛИ С ГИЛЬЗОВЫМ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕМ ВОДЯНОГО
ОХЛАЖДЕНИЯ
В то время, когда проводились рассмотренные выше усовершен-
ствования, были сконструированы и построены другие эксперимен-
тальные двигатели с гильзовым газораспределением водяного охла-
ждения. Эти двигатели составили ряд от небольшого 6-цилиндрового
рядного двигателя с воспламенением от искры для компании Вокс-
холл до большого одноцилиндрового двигателя с воспламенением
от сжатия с диаметром цилиндра 305 мм* кроме того, накапливался
большой опыт. Однако внимание концентрировалось скорее на ва-
риантах двигателей с воспламенением от сжатия, так как в конце
1920 гг. быстроходный двигатель с воспламенением от сжатия в своем
развитии быстро продвигался вперед и при относительно низкоокта-
новом бензине того времени успешно конкурировал в авиации с дви-
гателем с воспламенением от искры. В течение 1927—1930 гг. в лабора-
тории автора были сконструированы, построены и испытаны два
экспериментальных авиационных двигателя с гильзовым газораспре-
делением и водяным охлаждением (фиг. 190—193). Это были 12-
цилиндровые V-образные двигатели, причем конструкция базирова-
лась на двигателе «Кестрел» фирмы Роллс-Ройс, и было использо-
вано много стандартных деталей этого двигателя, например, колен-
чатый вал, шатуны, редуктор винта и большинство вспомогательных
агрегатов. Диаметр цилиндра и ход поршня этих двигателей были
соответственно равны 120,8 и 140 мм с общим объемом цилиндров
19,2 л. Один был построен как двигатель с воспламенением от сжа-
тия со степенью сжатия 15,5, а другой как двигатель с воспламене-
нием от искры с е = 7,0; однако за исключением поршней и головок
цилиндров, оба двигателя были идентичными. Во время испытании
двигатель с воспламенением от сжатия с сухим весом 326 кг развил
максимальную мощность 340 л. с. и показал удельный расход топ-
лива 172 г/л. с. ч. при 2400 об/мин; причем удельный расход топ-
336
Фиг. 190. Поперечный разрез 12-цилиндрового V-образного бензинового
авиационного двигателя с гильзовым газораспределением, с углом раз-
вала цилиндров 60° (вид со стороны винта); штрихпунктирной линией
показан поршень в п. м. т.
22 Заказ 2026.
337
Фиг. 191. Поперечный разрез 12-цилиндрового V-образного авиационного дви-
гателя с воспламенением от сжатия с гильзовым газораспределением, с углом
развала цилиндров 60° (вид со стороны винта).
338
Фиг. 192. 12-цилиндровый экспериментальный авиационный двигатель с гильзовым газораспределением,
бензиновый вариант.
Фиг. 193. 12-цилиндровый'экспериментальный авиационный двигатель с гильзовым газораспределением, ва-
риант с воспламенением от сжатия.
лива был в особенности неудовлетворительным, так как, исходя из
опыта с другими, хотя и больших размеров, двигателями с воспла-
менением от сжатия и гильзовым газораспределением, автор надеялся
улучшить эти результаты по крайней мере на 6 или 7%. Было уста-
новлено, что максимальное давление в цилиндре, равное 58 кг/см?*,
слишком высоко для баббитовых подшипников нижней головки
шатуна, которые разрушались от усталости менее чем за 50 час.;
возникли также трещины в основании нескольких вильчатых ша-
тунов. На фиг. 194 показана типичная индикаторная диаграмма,
снятая на одном из ци-
линдров этого 12-ци-
линдрового двигателя
при п = 2250 об/мин.
На следующем этапе
на двигатель предпола-
галось установить на-
гнетатель, но ввиду
высоких давлений газа,
вызвавших аварии под-
шипников и шатунов, к
этому не приступали.
В варианте двигателя
с воспламенением от
искры не было аварий
ни подшипников, ни
шатунов и был установ-
лен центробежный на-
гнетатель; оборудован-
ный таким образом
двигатель на бензине с
Фиг. 194. Индикаторная диаграмма, снятая
на 12-цилиндровом двигателе с воспламенением
от сжатия:
а — продолжительность впрыска.
октановым числом 87, который тогда (1929 г.) только что стано-
вился доступным, развивал максимальную мощность 700 л. с. при
3000 об/мин с минимальным расходом всего 186 г/л. с. ч.
Хотя вариант двигателя с воспламенением от сжатия должен был
дать более хорошие показатели и несомненно дал бы после дальней-
шей доводки, однако показатели его копии — двигателя с воспла-
менением от искры—настолько продвинулись вперед, что считалось
не стоящим больше труда тратить время на доводку двигателя
с воспламенением от сжатия, так как эксперимент показал, что на
двигателе с воспламенением от искры даже на бензине с октановым
числом 87 можно было получить двойную мощность двигателя с вос-
пламенением от сжатия, причем с меньшими неприятностями. Не-
сколько лет спустя двигатель с воспламенением от сжатия был уста-
новлен на гоночном автомобиле, который установил мировой рекорд
скорости, равный 270 км/час, для автомобилей с двигателем Дизеля.
ГЛАВА XVIII
ДВУХТАКТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ С ГИЛЬЗОВЫМ
ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕМ
Единственным оправданием автора, включившего в книгу эту
главу, посвященную рассмотрению исследований, которые, к сожа-
лению, не дали практических результатов, являются данные и
опыт, изложенные в главе и представляющие интерес для читателя.
До появления газовой турбины развитие поршневого авиацион-
ного двигателя для военных целей было направлено на уменьшение
как лобовой поверхности, так и удельного веса; другими словами,
стремились получить максимально возможную мощность двигателя
с наименьшей лобовой площадью; в связи с этим пристальное внима-
ние уделялось возможностям двухтактного двигателя.
В главе, посвященной общим вопросам двухтактных двигателей,
автор указал, что поскольку работа нагнетателя, потребная для
очистки и наполнения цилиндра, увеличивается пропорционально
кубу числа оборотов вала двигателя, то преимущества таких двига-
телей лучше всего проявляются при работе па относительно низких
числах оборотов; но во всех таких обобщениях имеются определен-
ные оговорки, которые необходимо учитывать, например:
1) если каким-либо способом располагаемое проходное сечение
окон окажется настолько большим, а газораспределение таким,
что потребная работа нагнетания в любом случае невелика, то даже
при увеличении ее пропорционально кубу числа оборотов она может
быть относительно небольшой даже при высоких числах оборотов
вала;
2) если энергию выпуска можно использовать в турбине, то боль-
шая часть работы нагнетателя или вся, а в некоторых случаях даже
с избытком, может быть компенсирована использованием энергии
выпуска.
Кроме того, двухтактный процесс, в отличие от четырехтактного,
нормально осуществляется при наличии противодавления на
выпуске х, поскольку оно не влечет за собой ни отрицательной работы
на поршне, ни сколько-нибудь заметного увеличения потока теплоты,
передаваемой в стенки цилиндра или в поршни; фактически этот
метод является нормальным методом наддува двухтактного двига-
1 Этот вывод автора носит ограниченный характер. (Прим. ред.).
342
теля. Благодаря разбавлению газа воздухом температура на выпуске
уменьшается до величины, допускаемой турбиной, а его расход
увеличивается приблизительно на 50 %х. Поэтому по сравнению
с четырехтактным двигателем, двухтактный более подходит для ра-
боты в комбинации с турбиной на выпуске.
Хотя двухтактный двигатель требует на 50% больше воздуха,
чем четырехтактный равной мощности, несмотря на это, давление,
при котором должен подаваться воздух, значительно ниже, чем в че-
тырехтактном двигателе равной мощности с наддувом. Поскольку
центробежные нагнетатели, применявшиеся в авиации, могли пода-
вать очень большие объемы воздуха, но не вполне подходили для
работы при высоких давлениях, это.преимущество было важным.
Все перечисленное выше являлось убедительными доводами в поль-
зу авиационного двухтактного двигателя и оправдывало проведение
полного и обширного исследования возможностей этого типа двига-
теля.
В конце 1920 г., когда было начато исследование двухтактного
двигателя для авиации, показатели двигателя с воспламенением
от искры находились в невыгодном положении, в связи с низким
октановым числом имевшегося тогда бензина. Поэтому перспектива
применения двигателя с воспламенением от сжатия с его низким рас-
ходом топлива, меньшей пожарной опасностью и отсутствием у пего
электрического зажигания была очень заманчивой.
Необходимо рассмотреть также проблему регулирования. В от-
личие от четырехтактного двигателя двухтактный не может, конечно,
регулироваться дросселированием; любое уменьшение подачи воз-
духа дросселированием означает просто оставление в цилиндре со-
ответственно увеличенного количества остаточных газов.
В двигателе с воспламенением от сжатия регулирование может
быть осуществлено одной подачей топлива, а в двигателе с воспла-
менением от искры необходимо смешанное регулирование, чтобы под-
держивать бесперебойную и экономичную работу на пониженных
нагрузках. Очевидно, что в любом случае топливо должно подаваться
прямо в цилиндр, так как, вне всякого сомнения, нельзя продувать
цилиндр внешне карбюрированной смесью.
В то время в лаборатории автора был накоплен значительный
опыт работы с механизмом гильзового газораспределения и по иссле-
дованию рабочего цикла двигателя с воспламенением от сжатия, был
полностью доведен высокоэффективный четырехтактный двигатель
с воспламенением от сжатия с гильзовым газораспределением.
Поэтому в области двухтактных двигателей, начав исследование на
варианте двигателя с воспламенением от сжатия и гильзовым газо-
распределением, решили принять систему сгорания, разработанную
для четырехтактного варианта, и полностью использовать весь имею-
щийся опыт в отношении особенностей гильзового газораспределе-
ния.
1 Это является больше отрицательным, чем положительным фактором при
осуществлении газотурбинного наддува двухтактных двигателей. (Прим. ред.).
3«
Фиг. 195. Схема привода золотниковой гиль-
зы экспериментального двухтактного двига-
теля:
В двухтактном варианте движение гильзы соответствует скорости
вращения коленчатого вала, и гильза может в результате этого при-
водиться прямо от эксцентрика, расположенного на коленчатом
валу. Кроме того, в двухтактном варианте для управления окнами
требуется только возвратно-поступательное движение гильзы, хотя
для осуществления лучшей смазки совершенно необходимо определен-
ное небольшое вращение ее; это вращение обеспечивалось введением
качающегося рычага с точкой опоры между эксцентриком и шаровым
шарниром. Поэтому путь
гильзы имел форму эллип-
са с его главной осью,
расположенной верти-
кально и равной ходу S
эксцентрика (рис. 195), а
величина малой оси могла
изменяться путем измене-
ния положения центра
вращения. Из опыта най-
дено, что удовлетвори-
тельное распространение
масла обычно достигалось
при условии, что малая
ось эллипса равна не ме-
нее 20% большой.
Первая эксперимен-
тальная установка, кото-
рая строилась из этой
серии, имела диаметр ци-
линдра 140 мм и ход
поршня 178 мм, причем
эти размеры были выбраны
с тем, чтобы они соответ-
ствовали размерам четы-
рехтактной установки с
гильзовым газораспределе-
нием, которая уже была вполне достаточно проверена как на варианте
двигателя с воспламенением от сжатия, так и на варианте двигателя
с воспламенением от искры.
В варианте двухтактного двигателя воздух впускался через
круговой пояс окон, расположенный внизу гильзы, окна открыва-
лись поршнем около н. м. т. Выпуск происходил через другой
пояс окоп около верхнего конца гильзы и регулировался головкой
цилиндра и кольцами головки. Как гильза, так и поршень двига-
лись почти в одной и той же фазе, но гильза имела угловой поворот,
величина которого могла регулироваться поворотом эксцентрика
на коленчатом валу. В результате этого обеспечивалась прямо-
точная продувка, причем выпуск управлялся одной гильзой, а
впуск поршнем, тогда как фазовое соотношение между открытием
окон могло до некоторой степени изменяться изменением хода гильзы.
344
О — ось коленчатого вала; 1 — ось рычага; 2 — ры-
чаг; з — шарнир гильзы; 4 — путь шарнира гильзы.
Анализ геометрии механизма показал, что наиболее благоприят-
ное соотношение между ходом поршня и ходом гильзы получалось,
когда последний был равен 30% первого. Любое увеличение хода
гильзы обеспечило бы большую площадь выпускных окон, но умень-
шенную площадь впускных, и наоборот.
В обычной конструкции двухтактного двигателя эффективная
длина поршня должна быть несколько больше хода для того, чтобы
окна не могли сообщаться с картером. В двигателе с гильзовым
газораспределением, поскольку гильза движется почти соответствен-
но движению поршня, эффективная длина последнего должна быть
равной ходу поршня за вычетом хода гильзы; поэтому его длина
должна быть равна приблизительно 70% хода поршня. Как в отноше-
нии конструкции, так и габаритов вообще, это очень важное пре-
имущество.
В первом варианте головка цилиндра и камеры сгорания были
сделаны идентичными головке и камере сгорания четырехтактного
двигателя, а степень завихрения воздуха регулировалась положе-
нием направляющих лопаток, установленных во впускном поясе
и тесно окружавших гильзу. Воздух для продувки двухтактного и
наддува четырехтактного двигателей подавался под давлением от
постороннего источника и измерялся с помощью расходомера си-
стемы Алкокк.
С первого пуска установка давала вполне хорошие показатели;
при коэффициенте избытка продувочного воздуха, равном ф0 = 1,3
при нормальной температуре и давлении могло быть получено (беа
учета затрат на привод нагнетателя) среднее эффективное давле-
ние (7,05 X 2)1 кг/см?* при бездымном выпуске с минимальным рас-
ходом топлива ge =168 г!л. с. ч. Сравнительные показатели че-
тырехтактного двигателя без наддува при одинаковых числах обо-
ротов вала, степени сжатия и температуре воздуха на впуске были
соответственно: ре =8,15 кг/см\ расход топлива ge = 161 г/л.с.ч*
Как и следовало ожидать, скоро появилось несколько неисправ-
ностей, главные из которых следующие:
1) очень быстро закоксовывались кольца головки цилиндра;-
2) температура поршня была слишком высокой, что приводило*
к залеганию или к потере упругости поршневых колец и т. д.;
3) масло по наружной поверхности гильзы не могло проходить
через промежуток в стенке цилиндра, образованный впускным поя-
сом;
4) очень быстро изнашивались подшипники, поршневого пальца
как в поршне, так и в шатуне.
Первая из неисправностей была самая серьезная. Аварии с порш-
нем и поршневым пальцем в первом варианте двигателя были устра-
нены установкой шарового шарнирного соединения с.о сферическим
концом шатуна вместо обычного поршневого пальца и охлаждением
1 Значение ре двухтактного двигателя умножается на 2 здесь и в дальней-
шем для приведения к соответствующему ре четырехтактного двигателя. (Прим-
ред.}.
345
поршня потоком масла, подаваемого вверх и вниз по шатуну и цирку-
лирующего с высокой скоростью непосредственно под днищем поршня
(фиг. 196).
Неисправности со смазкой наружной поверхности гильзы были
устранены установкой лубрикатора местной смазки, питающего
маслом кольцевую канавку в корпусе цилиндра выше впускного
пояса. Несколько неожиданно было найдено, какое ничтожное коли-
чество масла требуется, чтобы обеспечить достаточную смазку
гильзы. Главной проблемой, однако, была проблема с кольцами
головки, так как они закоксовывались уже после нескольких ча-
оов работы на полной нагрузке. В двухтактном двигателе с гильзо-
Фиг. 196. Поршень и шатун со сферическим подшипником.
•вым газораспределением кольца головки цилиндра находятся в та-
ких же условиях, как и поршневые кольца двухтактного двигателя
•с регулированием открытия выпускных окон поршнем, т. е. они
подвергаются сильному эрозийному воздействию горячих выпускных
газов с высоким давлением через края поршня или его днище, а также
^воздействию скопления частично закоксовавшегося масла, со-
скобленного с кромок выпускных окон. Кольца головки находятся
в худших условиях еще в том отношении, что они не имеют актив-
ного движения качания, как в поршне. Однако предполагалось, что
при наличии циркуляции воды с обратной стороны стенок канавок
жолец эти недостатки должны более чем компенсироваться хо-
рошим охлаждением, которое можно обеспечить, и что условия
^работы колец в головке цилиндра должны быть более благоприят-
ен ы ми, чем колец в поршне, управляющим открытием выпускных
•окон обычного двухтактного двигателя; по предположение не под-
твердилось.
После нескольких лет бесплодных попыток, в течение которых
был испробован почти каждый возможный тип кольца или комбина-
346
ции колец, было решено прибегнуть к эксперименту и удалить преж-
нюю головку вместе с ее кольцами, а выпуск производить через
верхнюю часть золотниковой гильзы, полагая, что уплотнение от
прорыва газов будет обеспечено только посадкой гильзы.
Были сконструированы новый цилиндр, головка цилиндра и
гильза. В этом варианте толщина стальной гильзы была равна
3,2 мм, но у верхнего конца, выше положения поршня в в. м. т.
внутренний диаметр гильзы был увеличен и расточен на конус с
острым краем для того, чтобы он образовал уплотнительное кольцо;
причем предполагалось, что гильза под давлением должна расши-
риться и образовать газовое уплотнение. Эта конструкция неожи-
данно оказалась успешной и в первый раз позволила провести 50-
часовые испытания на прочность с полной нагрузкой, причем во
время этих испытаний не произошло какого-либо снижения показа-
телей двигателя; в то же время обследование гильзы после таких испы-
таний показало, что гильза имеет хорошую поверхность трения
и высокую чистоту на длине около 12,7 мм вниз от верхнего края.
Однако позднее было установлено, что утоненный верхний конец
был слишком хрупким, и что даже при самом осторожном обраще-
нии могло получиться повреждение при сборке гильзы и цилиндра,
а полученные забоины или искривления могли нарушить уплот-
нение, и гильза могла прогореть. Успешно прошли испытания дру-
гие гильзы с большой толщиной стенки верхнего конца, пока; в кон-
це концов, не было найдено, что не только не было необходимости
вообще утоньшать гильзу, но даже совсем свободный допуск на по-
садку гильзы в цилиндре не оказывал отрицательного влияния,
исключая режим пуска в холодном состоянии; однако и это не пред-
ставляло трудности, если перед пуском в кольцевое пространство
непосредственно над гильзой впрыскивалось немного вязкого сма-
зочного масла.
Из простого расчета было видно, что одно давление газа не может
настолько деформировать гильзу, чтобы выбрать все зазоры и обеспе-
чить достаточное уплотнение от прорыва газов. Поэтому казалось,
что необходимое расширение получалось скорее от теплового расши-
рения, чем от давления. Более поздняя серия экспериментов с плав-
кими полосками, приклеенными к внутренней стороне гильзы выше
положения поршня в в. м. т., подтвердила это предположение, ибо
при каждом увеличении зазора между гильзой и цилиндром темпера-
тура верхнего конца гильзы повышалась в той же пропорции, в то
время как сопоставление зарегистрированной температуры при из-
вестном коэффициенте теплового расширения с известным зазором
в холодном состоянии показало их вполне достаточную согласован-
ность. Дальнейшие эксперименты показали, что рабочий диамет-
ральный зазор можно увеличить до 0,20—0,254 мм, прежде чем на-
рушится уплотнение гильзы; однако при таких крайних условиях
пуск холодного двигателя с воспламенением от сжатия становился
невозможным. В пределе обнаруживалось разрушение гильзы под
влиянием чрезмерного рабочего зазора из-за развития мельчайших
трещин у крайней верхней кромки гильзы. Несомнепной причиной
347
разрушения являлись чрезмерные температурные напряжения, они
приводили к утечкам газа с последующим обгоранием верхней кромки
гильзы. По-видимому, верхний конец гильзы расширяется, образуя
форму раструба, до тех пор, пока не выбран весь зазор, затем отдача
теплоты в стенки цилиндра стабилизирует температурные условия,
поскольку тепловая емкость гильзы крайне небольшая, а интенсив-
ность потока теплоты, особенно когда имеют место утечки, очень
большая, условия равновесия наступают после нескольких циклов
работы. Неожиданно было найдено, что допустимый зазор нахо-
дился в пределах обычных производственных допусков и допустимого
износа. Автор занимался некоторое время этим вопросом развития
конструкции гильзы с открытым концом, потому что это был пример
весьма сомнительного средства достижения цели, предпринятого
только в качестве последней попытки, которая оказалась успешной,
хотя и не совсем по причинам, указанным выше.
Кроме возможности устранения колец в головке и, следовательно,
устранения главного источника неисправностей, гильза с открытым
концом имела следующие дополнительные преимущества:
1) допускала значительное уменьшение общей высоты цилиндра
и головки и, следовательно, лобовой поверхности авиационного дви-
гателя;
2) позволяла осуществлять выпуск по всей окружности гильзы
вместо 80%, которые были максимально допустимыми при приме-
нении гильзы с окнами;
3) поскольку гильза движется почту, в соответствии с поршнем
и поскольку ее открытый конец Подвергается воздействию давления
газа в цилиндре, она образует кольцевой поршень, который немного
увеличивает мощность. В практике площадь этого кольца составляет
около 10% от площади поршня, а поскольку ход гильзы составляет
30% хода поршня, следовательно, гильза добавочно дает около 3%
индикаторной мощности двигателя, которая передается через экс-
центрик на коленчатый вал.
Первая экспериментальная установка имела чугунный цилиндр
и стальную гильзу; поэтому тепловой коэффициент расширения был
для них приблизительно одинаковым. Затем было решено проверить,
как стальная гильза с открытым концом ведет себя при работе непо-
средственно в алюминиевом цилиндре, так как большие допуски,
которые оказались возможными в первой установке, навели на мысль,
что, несмотря на значительно большое тепловое расширение алюминия,
еще возможно поддерживать хорошее уплотнение. Поэтому новая
установка была сконструирована и построена с диаметром поршня
122 мм и ходом 140 мм, в соответствии с размерами другой уста-
новки — четырехтактной с гильзовым газораспределением, разраба-
тывавшейся тогда для применения в авиации и имеющей D =
= 127 мм, S = 140 мм (фиг. 197). Обе установки были предназна-
чены для работы на числах оборотов до 2500 в минуту. Комбинация
стальной гильзы с открытым концом в алюминиевом цилиндре
оказалась в общем удовлетворительной; однако было найдено, что
если обеспечивался достаточный зазор, допускавший свободное
348
Фиг* 197. Продольный разрез быстроходного двухтактного двигателя с воспламенением от сжатия типа Е44, первоначальный вариант с головкой цилиндра, имеющей уплотнительные кольца:
А — ив масляного насоса с независимым приводом; Б — регулятор местной смазки головки цилиндра одно открытие на 660 оборотов кулачкового вала.
движение при температуре —15°, то он становился близкими предель-
ному при температуре охлаждения 100°, оставляя очень узкое поле
для производственного допуска и запаса на изнашивание, а скорость
изнашивания верхнего конца мягких стальных гильз, применяемых
в экспериментальной работе, была достаточно большой.
Это ограничение позднее было преодолено так же, как и в четырех-
тактных двигателях с гильзовым газораспределением и воздушным
охлаждением, путем использования азотированной аустенитной
стальной гильзы, коэффициент теплового расширения которой был
приблизительно на 50% больше, чем у гильзы из углеродистой
стали; твердая азотированная поверхность этой гильзы почти не
подвергалась изнашиванию. На этой установке для более быстрого
изменения как соотношения фаз, так и хода гильзы привод гильзы
осуществлялся, как и в четырехтактной установке, от консольного
кривошипа, приводимого шестернями от коленчатого вала. Такой
привод был хорош для чисто экспериментальной установки; по-
скольку же через гильзу передавалось около 3% общей мощности
двигателя, то было решено поставить крайне тяжелые шестерни,
которые производили некоторый шум. Шатун со сферическим кон-
цом, который оказался настолько удовлетворительным в более ти-
хоходной установке с большими размерами, не оправдал себя в но-
вом варианте, так как имел склонность к заклиниванию; поэтому
произошло несколько частичных задиров шаровой головки и сфери-
ческого шарнира. В результате этого шаровое сочленение было за-
менено обычным типом поршневого пальца, но с игольчатым подшип-
ником. В то же время была улучшена циркуляция масла через пор-
шень, которое теперь возвращалось в картер не по шатуну, а сте-
кало прямо из поршня. После этих модификаций установка показала
хорошие результаты, а в продолжение постепенной доводки окон,
камеры сгорания и т. д., показатели постепенно повышались, пока,
в конце концов, при бездымном выпуске, коэффициенте избытка
продувочного воздуха, отнесенном к нормальным условиям, <р0 =1,3
и противодавления на выпуске, равном атмосферному давлению,
было достигнуто среднее эффективное давление (8,7-2) кг1смК Это
соответствует литровой мощности 47 л. с. — вполне удовлетвори-
тельные показатели для двигателя с воспламенением от сжатия.
В двухтактном двигателе кулачковый валик топливного насоса
вращается со скоростью коленчатого вала, а при этих высоких ско-
ростях наблюдались дефекты в связи:
1) с волновыми явлениями в топливоподающем трубопроводе —
это было устранено в первом варианте установкой небольшого воз-
душного сосуда на всасывании в насос;
2) с образованием паров в топливной системе по причине сильного
волнового движения, устанавливавшегося после открытия отсеч-
ного окна и сообщения его с впускным каналом в конце периода
подачи. В первом варианте это было преодолено разделением впуск-
ных и отсечных окон.
Оба дефекта позднее были преодолены с помощью организации
непрерывной циркуляции топлива под небольшим давлением через
349
топливный насос и применения эффективного воздухоотделителя
в системе циркуляции.
В течение всего исследования воздух для продувки подавался
от независимого источника, но температура воздуха поддерживалась
равной той, которая соответствовала бы адиабатическому к. п. д.
нагнетателя 75%. Попытка наддуть цилиндр путем увеличения про-
тиводавления на выпуске не предпринималась, но это должно было
быть следующим шагом в работе.
Параллельно с испытаниями двигателя выполнялись другие-
эксперименты на модели для продувки, в которой применялся стеклян-
ный цилиндр и неподвижный, а позднее движущийся поршень;
1) с шариками и шелковыми нитями для определения напра-
вления движения продувочного воздуха и действия вихря;
2) с впуском дыма и фотографированием его движения с помощью
высокоскоростной камеры;
3) с применением СОг и воздуха для определения эффективности
продувки путем химического анализа остаточных газов;
4) с использованием фреона и воздуха вместо СО2, чтобы воспро-
извести относительные плотности остаточных газов и продувочного
агента.
Испытания позволили получить несколько полезных данных, но
они показали также, что высокоинтенсивный воздушный вихрьг
необходимый для эффективного сгорания в двигателе с воспламене-
нием от сжатия с о дно дырчатым распылителем, вреден для продувки >
так как завихренный на впуске воздух стремится подняться по спи-
рали вверх вдоль стенки цилиндра, оставляя незатронутым цен-
тральное ядро остаточных продуктов сгорания. Поэтому оказалось,,
что чем больше интенсивность воздушного вихря, тем ниже эффек-
тивность процесса продувки.
Затем внимание было направлено на разработку формы камеры
сгорания, которая могла бы обеспечивать эффективное протекание-
рабочего процесса при низкой скорости воздушного вихря. Сначала
использовалась форма камеры в виде цилиндрической выемки, кото-
рая была разработана для четырехтактного двигателя с гильзовым
газораспределением и воспламенением от сжатия; было известно, что
она давала очень высокий к. п. д., но требовала вихревое отноше-
ние 9 или 10 В конце концов, была создана модифицированная
форма камеры, известная как «липпед-вортекс» (фиг. 198), которая
давала почти равные показатели при более низком, хотя еще довольно
высоком, вихревом отношении, а именно около 6—7; использование
воздуха в этой камере было приблизительно равно использованию
воздуха в цилиндрической камере при более высоком вихрейом
отношении, но эффективность сгорания была несколько ниже. Ко-
нечным результатом перехода к камере типа «липпед-вортекс» был
прирост около 10% мощности благодаря более эффективной про-
дувке, но при одновременном увеличении удельного расхода топлива
приблизительно на 3%.
Целью всего этого исследования являлась разработка мощного
авиационного двигателя с воспламенением от сжатия, но прогресс
350
Фиг. 198. Быстроходный двухтактный двигатель с параметрами
двигателя, показанного на фиг. 197, но с «открытым» концом
гильзы и камерой сгорания с завихрением.
351
д этом направлении был медленный; тем временем качество бензина
улучшалось, а примерно в 1937 г. было решено прекратить все
исследования на двухтактном и четырехтактном двигателях с воспла-
менением от сжатия для авиации на том основании, что в лучшем слу-
чае развитие их займет много времени и что в любом случае по-
требовалось бы более выдающееся преимущество в пользу двигателя
с воспламенением от сжатия, чем можно было предвидеть, чтобы
оправдать применение двух значительно отличающихся топлив для
авиации.
Однако было решено использовать опыт, приобретенный на двух-
тактном двигателе с воспламенением от сжатия, во всяком случае
в отношении конструкции, и в качестве относительно кратковремен-
ного направления в области двигателей внутреннего сгорания раз-
вивать вместо него двухтактный бензиновый двигатель с впрыском
топлива и с воспламенением от искры.
Тем временем ожидалось, что производство 100-октанового топ-
лива будет достаточным, чтобы удовлетворить потребности военной
авиации. С помощью этого топлива и всего опыта, который был при-
. обретен в области конструирования, казалось возможным даже в виде
реального проекта сконструировать двигатель, который при той же
самой лобовой площади и весе развивал намного большую мощность,
чем можно было бы получить на соответствующем четырехтактном
двигателе.
По сравнению с двигателем с воспламенением от сжатия мощность
должна быть намного больше потому, что:
1) может быть использован весь кислород, оставшийся в цилиндре,
вместо 75—80%;
2) при воспламенении от искры потребовалось бы небольшое за-
вихрение воздуха или даже вообще не потребовалось; поэтому эффек-
тивность продувки была бы выше, существенно уменьшая затраты
мощности на привод нагнетателя;
3) на топливе с октановым числом 100 можно было бы работать
с высокой степенью сжатия и получить почти такой же индикатор-
ный к. п. д., как в двигателе с воспламенением от сжатия.
С самого начала было очевидно, что можно было сконструировать
три варианта двигателя:
1) простой и очень компактный двигатель для очень быстроход-
ных машин с выпуском в атмосферу при достаточно эффективном
использовании энергии выпуска для прямой реактивной тяги;
2) комбинированный вариант с выпуском в турбину, которая,
в свою очередь, имела бы передачу на коленчатый вал;
3) двигатель с высоким давлением перед турбиной, в котором
основная или даже вся эффективная мощность получалась бы от
турбины, а поршневой двигатель служил бы, в этом крайнем случае
‘просто генератором газа. Для последней цели в связи с необходи-
мостью работать со значительным избытком воздуха вариант с вос-
пламенением от сжатия был бы намного более выгодным.
Было решено сконцентрировать усилия сразу на первых двух
вариантах, а третий считался для того времени в качестве пер-
352
спективного. Ясно, что первой проблемой, которую нужно было
решить, являлась проблема регулирования. В двигателе с воспла-
менением от сжатия она вообще не представляет трудности, поскольку
мощность двигателя может регулироваться исключительно коли-
чеством топлива, впрыскиваемого за цикл; но при работе с воспламе-
нением от искры коэффициент избытка воздуха должен поддержи-
ваться в области, устанавливаемой пределами воспламенения.
В двухтактном двигателе цилиндр всегда заполнен и дроссели-
рование подачи воздуха имеет эффект, равносильный оставлению
в цилиндре большего количества остаточных газов, присутствие кото-
рых ведет к еще большему сужению пределов воспламенения; сле-
довательно, должны быть найдены другие средства для регулирова-
ния мощности.
Были испытаны две различные схемы:
1) впрыск топлива близко к концу сжатия, перед самым проска-
киванием искры, как в двигателе Гессельмана;
2) использование неоднородного заряда, в котором смесь в зоне,
близкой к искре зажигания, намного богаче, чем смесь в основном
объеме камеры сгорания.
Первая схема оказалась совершенно неудовлетворительной в <гом
отношении, что без вихреобразования очень высокой интенсивности
невозможно полностью использовать воздух, остающийся в цилиндре;
фактически оказалось, что эта схема имеет большинство недостатков
варианта двигателя с воспламенением от сжатия, но не обладает
его преимуществами.
Вторая схема оказалась намного более эффективной, хотя в неко-
торых отношениях и более трудной в осуществлении.
Продолжительный опыт с впрыском бензина в четырехтактных
двигателях убедил автора в необходимости тщательного перемеши-
вания топлива и воздуха перед воспламенением; в четырехтактном
двигателе этого можно достигнуть только впрыскиванием топлива во
время хода наполнения двигателя, когда воздух движется еще с вы-
сокой скоростью, но даже и в этом случае для получения наилучших
результатов струи топлива необходимо направлять навстречу по-
току, чтобы они перемешивались с воздухом, поступающим через
впускной клапан или клапаны.
В двухтактном двигателе, о котором идет речь, форсунка была
расположена вертикально в головке цилиндра и струя топлива при
впрыске из форсунки штифтового типа имела форму полого конуса
с таким углом, что пленка факела, образующаяся в соответствующий
момент, направлялась навстречу воздуху, поступающему в гильзу
через впускные окна (фиг. 199). Такой впрыск обеспечивал очень
полное перемешивание и гарантировал использование всего остав-
шегося в цилиндре кислорода, но сам по себе он не давал никаких
средств регулирования вне нормальной области состава смеси. Для
того чтобы это обеспечить, была разработана головка цилиндра с ша-
ровидной камерой, в которой были размещены свечи зажигания;
камера отделялась от основной камеры сгорания ограниченным кана-
лом, достаточно широким, чтобы он не препятствовал проходу глав-
23 Заказ 2026.
353
ной топливной струи при впрыске. Для тою чтобы обеспечить в до-
бавочной камере местный состав смеси, необходимой для воспламе-
нения от свечей зажигания, даже, если смесь в основном объеме
камеры была слишком бедной для воспламенения от свечи, но не
слишком бедной для воспламенения от пламени, выходящего из
шаровидной камеры, в шаровидную камеру после завершения нор-
мального впрыска впрыскивалось некоторое количество добавочного
топлива.
Фиг. 199. Схемы двух фаз впрыска топлива:
1 — основной впрыск, 45° после н. м. т.; 2 — вторичный впрыск низкого давления, 60е
после н. м. т.
Второй впрыск, необходимый для образования смеси в шаровид-
ной камере, обеспечивался очень простым способом. В двигателе
с воспламенением от сжатия все усилия направлены на предотвраще-
ние подтекания форсунки после нормального периода впрыска, и
для этой цели остаточное давление в трубопроводе между форсун-
кой и топливным насосом насколько возможно снижается введением
обратного клапана, комбинации тарельчатого клапана с разгружаю-
щим поясом, освобождаемый объем которого определяется глубиной
посадки пояска. Во время исследования впрыска на двигателях
с воспламенением от сжатия было отмечено, что при использовании
штифтовой форсунки, если освобождаемый обратным клапаном объем
354
был недостаточным, остаточное давление в трубопроводе вызывало
истечение через форсунку струи низкого давления, дающей грубый
распыл с углом конуса факела, намного большим обычного. Поэтому
для осуществления второго впрыска в шаровую камеру необходимо-
было уменьшить или устранить совсем разгрузочный поясок на
стандартном обратном клапане.
Количество топлива, подаваемого за время этого второго впрыска,
могло, таким образом, регулироваться или изменением объема,
освобождаемого разгрузочным пояском на обратном клапане, объ-
емом и упругостью трубопровода, или обоими способами.
Как и предполагалось, много времени заняло отыскание наи-
более приемлемых соотношений размеров шаровой камеры и коли-
чества топлива, нужного для вторичного впрыска; но поскольку эти
проблемы были связаны с размерами деталей, однажды найденные,
они сохранялись неизменными продолжительное время. В оконча-
тельном варианте объем шаровой камеры был равен 20% общего
объема камеры сжатия. Необходимо было подобрать такие пара-
метры, чтобы на холостом ходу при вторичном впрыске в камеру пода-
валось все необходимое количество топлива, тогда как при полной
мощности весь воздух, оставшийся в цилиндре, перемешивался бы
с топливом при первичном впрыске, а смесь в шаровой камере была
еще недостаточно богатой для быстрого воспламенения. Поэтому,
когда с топливом перемешивался весь воздух, средний состав смеси
в цилиндре в целом был с некоторым избытком воздуха по сравнению
со стехиометрическим, однако при частичных нагрузках средний
состав смеси имел значительный избыток воздуха, намного больше
того, при котором смесь может нормально воспламениться от искры;
в результате этого регулирование осуществлялось одной подачей
топлива, как и в варианте двигателя с воспламенением от сжатия.
Как и в предыдущих попытках использования неоднородного
заряда в четырехтактных двигателях с помощью отдельной камеры,
оказалось невозможным полностью обеспечить приготовление смеси
необходимого состава на всем диапазоне режимов работы двигателя
от холостого хода до максимальной мощности; имели место случаи,
когда смесь в главной камере сгорания получалась слишком бедной,
чтобы воспламениться или, по крайней мере, гореть с достаточной
скоростью даже от пламени, вытекающего из дополнительной шаро-
вой камеры. При работе на холостом ходу или на очень малых на-
грузках сгорание происходит только в шаровой камере. Начиная при-
близительно с нагрузки 35—40% от полной и выше сгорание про-
исходит как в шаровой камере, так и в основном объеме камеры
сгорания; однако оставался диапазон нагрузок приблизительно от
15 до 40% от полной, когда воспламенение было нерегулярным и
неустойчивым. Поэтому двигатель мог работать на холостом ходу
’совершенно равномерно и очень экономично, то же самое относилось
к любой нагрузке приблизительно от 40% и выше; но между этими
пределами лежит диапазон неустойчивой работы, когда воспламе-
нение было нерегулярным, а двигатель имел склонность работать
в четыре такта. В авиации это имеет небольшое значение, поскольку
23* 355
авиационный двигатель редко или никогда не должен продолжительно
работать в неустойчивой зоне; для двигателей же другого назначе-
ния неустойчивая работа оставалась бы серьезным недостатком.
Сначала внимание было сконцентрировано на простом варианте
Для истребительной авиации; было приблизительно подсчитано, что
при скоростях 725—805 км/час тяга от реактивного выпуска будет
равной рекуперации приблизительно двух третей мощности, затрачен-
ной на сжатие продувочного воздуха, в то время как в варианте
с наддувом для самолетов дальнего действия и более высокой мощ-
ности возврат мощности с турбины был бы больше мощности, за-
траченной на продувку и наддув двигателя. Поэтому в первом слу-
чае стремились получить максимально возможный индикаторный
к. п. д. на поршневом двигателе и в то же самое время насколько
возможно сэкономить на работе нагнетания; в последнем случае
избыток воздуха окупается, в конечном счете, большей полезной мощ-
ностью, получаемой с турбины. Кроме того, в первом случае стреми-
лись получить возможно больший наддув за счет закрытия выпускных
окон гораздо раньше впускных; в последнем случае целью должно
быть обеспечение максимально возможного проходного сечения про-
дувки и получение наддува созданием противодавления на выпуске.
Поэтому требовались два различных соотношения проходных сечений
Окон и фаз газораспределения. Первый вариант имеет до некоторой
степени узкие фазы газораспределения для того, чтобы обеспечить
наиболее продолжительное расширение, а последний — более ши-
рокие фазы, дающие значительно увеличенное проходное сечение
даже за счет несколько большего сокращения степени расширения.
На фиг. 200 показаны диаграммы газораспределения и изменения
проходного сечения окон, которые были окончательно приняты для
этих двух условий работы.
Влияние различных фаз газораспределения и проходных сечений
на воздушный поток, наддув, к. п. д. продувки и т. д. уже было
исследовано применительно к условиям работы двигателя с воспла-
менением от сжатия, но все эти исследования проводились при работе
с достаточно высоким вихревым отношением; следовательно, это
исследование необходимо было повторить применительно к условиям
работы без воздушных вихрей. С устранением вихревого движения
был достигнут значительно более высокий к. п. д. продувки, факти-
чески такой, что применение коэффициента избытка продувочного
воздуха, отнесенного к условиям на впуске, большего ф?г = 1,2 да-
вало лишь небольшое преимущество или даже совсем не давало его.
Это хорошо подтверждается графиками на фиг. 201, которые предста-
вляют собой зависимость между фь и средним индикаторным давле-
нием, полученным при изменении площади продувочных окон
в гильзе: 1 — при работе с избыточным давлением продувочного воз-
духа 0,63 кг/см2 и выпуске в атмосферу и 2 — при работе с избыточ-
ным давлением продувочного воздуха 0,915 кг/см2 и с избыточным
противодавлением на выпуске 0,28 кг/см2.
На фиг. 202 показано влияние на среднее эффективное давление,
расход воздуха и топлива различных фаз газораспределения и про-
356
н.гип
Фиг. 200. Диаграммы
изменения проходных
сечений окон:
а — «узкие» и б — «широ-
кие» фазы газораспределе-
ния; о. ex. —открытие вы-
пускных окон; а. вх — за-
крытие выпускных окон;
о. вп. — открытие впуск-
ных окон; а. вп — за-
крытие впускных окон;
fn — площадь продувоч-
ных (впускных) окон;
/в — площадь выпуск-
ных окон, /9 — площадь
эквивалентного окна.
Фиг. 201. Зависимость
среднего индикаторного
давления от коэффици-
ента избытка проду-
вочного воздуха.
357
W' №7/Ь N!'6/2o.e*
3B'XJ^^Sfo8x. , 79° 3-8nXrfrtf\'^$~B'°
79° а’У&Зф. ,,, sryS&gXaen.
3.вХ>Г^8пЫ° З.ВМ7*^МпЫ З.вх.1,^7,. W ...
47° нмт- №!7/3 HMn N-16/f .ШМ ШБ/3
. ,|, _гО.вХ.
овх. „„ WTW-^’ 3.8П.
79° л?» %£2?\ 61>°
3$ н.м.т. °$ 3
№16/6
Ss-7,1
0.6x86°
о.вп.59°
^гн.м.тл<г ,/i6/S н.м.т.
абх з.вп\1г^!^~авх.83'
83° 68y^lW^n.a.
з.вх.го°^С овпП
О.вп.48° нмт-
3- вп.бо^^у^д^
3вХЛ7°
Фиг. 202. Влияние фаз газораспределения на максимальное среднее
эффективное давление ре1 минимальный удельный расход топлива
feinln и коэффициент избытка продувочного воздуха при максималь-
ной мощности:
о. вх — открытие выпускных окон; з. вх — закрытие выпускных окон; о. вп —
открытие впускных окон; з. вп — закрытие впускных окон.
о.вх.83° З.вп.68°
№16/4
звп.
&°
99
сечения /п продувочных окон, получаемого
только путем увеличения их ширины, на
показатели работы двигателя:
0. вх — открытие выпускных окон; о. вп — от-
крытие впускных окон; 8. вх — закрытие выпу-
скных окон; 8. вп — закрытие впускных окон.
ходных сечений окон. На этой фигуре коэффициент ср0 избытка про-
дувочного воздуха отнесен к нормальным температуре и давлению,
что предпочтительнее, чем относить его к действительным темпера-
туре и давлению.
На фиг. 203 показано влияние на расход воздуха, среднее эффек-
тивное давление и расход топлива изменения ширины и площади
продувочных окон в гильзе без изменения высоты окон, а следова-
тельно, и фаз газораспределения.
Испытания проводились при следующих условиях:
число оборотов вала в минуту . 2750
давление на впуске в мм рт. ст. 660
давление на выпуске в мм рт. ст. 203
температура на впуске в °C .............................. 55
температура масла и воды на входе в °C 70
Работа:
на топливе с октановым числом . .... 100
с удельным весом при 15° масле ДТД 109 0,71
Для того чтобы предотвратить влияние колебаний в выпускной
или впускной системах и в то же время устранить эффект поджатия
заряда, около впускных окон, как можно ближе к ним, были уста-
новлены большие баки, каждый объемом, равным приблизительно
70 объемам цилиндра.
Для продолжительных или прочностных испытаний выбиралось
обычно нормальное число оборотов 2750—2800 в минуту, так как ви-
брация одноцилиндровой установки при работе свыше этих чисел обо-
ротов приводила к постоянной неисправности экспериментального
оборудования.
К концу исследования установки были оборудованы балансир-
ными валами для уравновешивания сил инерции как первого, так и
второго порядка, которые полностью устранили все неисправности
от вибрации, и тогда испытания были расширены до значительно
более высоких чисел оборотов.
Первые рабочие испытания начались в конце 1938 г. с примене-
нием для этой цели нового, только слегка измененного, варианта
установки с воспламенением от сжатия с узкими фазами газораспре-
деления, как было показано на фиг. 200, и с выпуском в атмосферу.
После значительной предварительной работы в направлении выбора
соотношений размеров камеры сгорания, газораспределения, ско-
рости впрыска топлива и т. д. были получены хорошие показатели.
На топливе с октановым числом 100 предельная степень сжатия,
устанавливаемая границей детонации, была равной 8,4. При такой
высокой степени сжатия фактически был достигнут и поддерживался
в широком диапазоне изменения крутящего момента эффективный
удельный расход топлива 170 г/л. с. ч., как показано на фиг. 204.
Фактически это было почти равно наилучшему расходу, получен-
ному на двигателе с воспламенением от сжатия со степенью сжатия
16,0 при той же температуре и давлении продувочного воздуха, тогда
как среднее эффективное давление было приблизительно на 3,5 кг/см*
359
больше. Хотя при работе на топливе с октановым числом 100 было
установлено, что степень сжатия 8,4 является допустимой, большин-
ство последующих испытаний было проведено при степени сжатия
7.0 для того, чтобы при любых обстоятельствах не происходила
детонация. С изменением степени сжатия от 8,4 до 7,0 удельный
расход топлива увеличился при узких фазах газораспределения
с 170 г/л. с, ч до величины, немного большей 181 г/л. с. ч. Как и*
предполагалось, было найдено необходимым, чтобы весь или почти
весь предварительный впрыск топлива заканчивался за период, когда
через впускные окна поступает воздух. Если впрыск задерживался
и продолжался после закрытия впускных окон, то получалось иепол-
Фиг. 204. Изменение удельного рас-
хода топлива и коэффициента <р0 при
работе с «узкими» фазами газорас-
пределения.
Фиг. 205. Влияние конца впрыска
топлива в градусах после н. м. т.
определенного по мениску, на мини-
мальный удельный расход gemin топ-
лива и максимальное среднее эффек-
тивное давление Ретах-
ное перемешивание, что приводило к падению среднего эффектив-
ного давления, сопровождаемого черным дымом на выпуске, даже
если смесь по своему среднему составу была достаточно бедной.
С другой стороны, очевидно, что, если впрыск начнется слишком
рано во время периода продувки, то некоторое количество топлива
может быть потеряно через выпускные окна. Во избежание этого
была применена достаточно высокая скорость впрыска за короткий
период, а спираль на плунжере обычного топливного насоса двига-
теля с воспламенением от сжатия была выполнена так, что изменялся
момент начала впрыска при постоянном моменте окончания его.
Даже в этом случае возможно, что при полной нагрузке некоторая
небольшая часть топлива выбрасывалась в выпуск потоком проду-
вочного воздуха, но при нагрузках, несколько меньших полной,
потери были незначительны, что подтверждается достигнутой высо-
кой величиной индикаторного к. п. д.
На фиг. 205 показано влияние изменения момента ас° после н. м. т.
окончания основного впрыска, определенного по мениску, на сред-
нее эффективное давление и расход топлива при степени сжатия 7,0.
360
После некоторых дальнейших незначительных изменений было до-
стигнуто, в конечном счете, среднее эффективное давление, равное
(13,4 X 2) кг/см2 при числе оборотов вала, равным 2750 в минуту, работе
с узкими фазами газораспределения и выпуском в атмосферу. При
этом было установлено, что это среднее эффективное давление могло
поддерживаться до п = 3500 об/мин, если только давление проду-
вочного воздуха увеличивалось пропорционально квадрату числа
оборотов. В течение 1939—1941 гг. были проведены несколько испы-
таний на долговечность по 50 час. каждое, при постоянном среднем
эффективном давлении, равном (12,7 • 2) кг/см2, и числе оборотов вала,
равным 2750 в минуту, во время которых не было каких-либо поломок
или снижения показателей.
В то время как проводились эти исследования, были сконструи-
рованы еще две одноцилиндровые установки:
1) Е65/2 — копия первой установки двигателя с D = 122 мм
и S = 140 мм, включающая несколько небольших изменений, кото-
рые, как показал опыт, дали положительные результаты (фиг. 206
и 207);
2) Е54 — несколько большая установка с диаметром цилиндра
130 мм и ходом поршня 165 мм с приводом гильзы от эксцентрика
на коленчатом валу, как в первоначальном варианте двигателя с вос-
пламенением от сжатия (фиг. 208 и 209).
Обе эти новые установки, испытанные при тех же самых условиях
в отношении числа оборотов, окон, газораспределения и т. д., пока-
зали почти такие же результаты, как и первоначальные. Разница ока-
залась настолько небольшой, что она находилась в пределах точ-
ности измерений, несмотря на то, что большая экспериментальная
установка имела больший ход и* заметно отличное отношение хода
поршня к диаметру цилиндра.
То обстоятельство, что результаты испытаний на Первой уста-
новке оказались не простой случайностью и подтвердились на дру-
гих установках даже с различными геометрическими соотношениями,
было настолько убедительным, что фирма Роллс-Ройс подготовила
конструкцию полноразмерного 12-цилиндрового авиационного дви-
гателя с большими размерами цилиндров, взаимозаменяемого с дви-
гателем Роллс-Ройс «Мерлин» и с таким же весом.
Затем исследование было перенесено на второй вариант,
в котором в качестве второй ступени расширения применялась
турбина.
Поскольку подсчет показывал, что мощность, развиваемая турби-
ной, должна превзойти мощность, которая необходима для привода
компрессора при условии, что поддерживается достаточное противо-
давление на выпуске, не было больше упомянутого выше мотива, кото-
рый побуждал бы экономить воздух или использовать очень высокую
степень сжатия, так как любая утечка воздуха или избыточная энер-
гия теплоты в выпуске до некоторой степени могли быть возвращены
в турбине. Поэтому для этих испытаний было изготовлено устрой-
ство для создания противодавления дросселированием выпуска за
первым большим ресивером.
361
и
Фиг. 207. Поперечный разрез одноцилиндрового двухтактного
форсированного двигателя с воспламенением от искры.
363
g
Фиг. 208. Продольный
разрез быстроходного
двигателя с воспламенен
пием от сжатия типа
Е54.
I
Фиг. 209. Поперечный разрез быстроходного двухтактного двигателя
с воспламенением от сжатия типа Е54.
365
Поскольку теперь наддув должен был получаться путем создания
противодавления на выпуске, то не было более необходимости оста-
влять впускные окна открытыми такое продолжительное время после
закрытия выпускных, причем основной задачей было обеспечение
максимального проходного сечения и, следовательно, минимального
перепада давлений в цилиндре. После опытов с различными соотно-
шениями фаз между движением гильзы и поршня и различными про-
ходными сечениями окон окончательно была принята, как наилуч-
шая во всех отношениях, комбинация, показанная на фиг. 200, имею-
щая широкие фазы газораспределения. Уменьшение степени сжатия
с 8,4 до 7,0, связанное с дальней-
Фиг. 210. Влияние противодавления
на выпуске рр на коэффициенты из-
бытка продувочного воздуха, отне-
сенные к условиям на впуске <рк и
к нормальным условиям <р0, и мак-
симальное среднее эффективное дав-
лепие ^щах-
ШИМ уменьшением эффективного
хода расширения, в соединении
с более ранним открытием выпуск-
ных окон привело в результате
к увеличению удельного расхода
с минимального 170 г/4. с. ч до
190 г/л. с. ч, но эта разница в рас-
ходе, как и ожидалось, была ком-
пенсирована более эффективным
использованием энергии выпуска
в турбине, чем на прямой реак-
тивной тяге. Повышением противо-
давления на выпуске и в соответ-
ствии с ним, конечно, давления
входящего воздуха можно полу-
чить любую желаемую степень
наддува, и в конечном счете было
достигнуто среднее эффективное
давление, равное (22,5 • 2) кг/см2,
при применении топлива с окта-
новым числом 100 и впрыске воды.
Прежде всего необходимо было
установить влияние противо-
давления на выпуске на общее поведение двигателя. Для этой цели
испытания проводились с постоянным избыточным давлением про-
дувочного воздуха 1,05 кг/см2 при температуре 110°, в то время как
избыточное противодавление на выпуске изменялось от 0 до
0:56 кг/см2. Результаты испытаний показаны на фиг. 210, из которых
видно, что среднее эффективное давление оставалось по существу
постоянным (14,6 • 2) кг /см2 вплоть до избыточного противодавле-
ния на выпуске 0,49 кг/см2\ в этом случае для эффективной продувки
оставался перепад давления 0,56 кг/см2. При избыточном противо-
давлении свыше 0,49 кг/см2 среднее эффективное давление падало
из-за недостатка воздуха. Оказалось, что в двухтактном двигателе,
как и можно было предвидеть, противодавление на выпуске не имеет
вредного влияния на работу двигателя, пока перепад давлений
между впуском и выпуском достаточен для эффективной продувки.
Подобные испытания показали также, что создание противодавления
366
на выпуске не имеет заметного влияния на отвод теплоты в рубашку
цилиндра, склонность к детонации или на удельный расход топлива
при условии, что всегда поддерживается перепад давлений, достаточ-
ный для обеспечения эффективной продувки.
Испытания, проведенные для определения отдачи теплоты в ру-
башку цилиндра показали, что отдача теплоты в охлаждающую воду
(в % от полной мощности) составляла всего 33,5% по сравнению
с 47% на четырехтактной установке с гильзовым газораспределением
с такими же размерами цилиндра и с наддувом до такого же среднего
эффективного давления; но к этому нужно добавить 4,8% от полной
мощности, уносимые смазкой, включая и охлаждение поршня.
Действительные величины одного такого сравнительного испыта-
ния, могущие представлять интерес, приведены в табл. 23.
Таблица 23
Сравнение показателей двухтактного и четырехтактного двигателей
Показатели Двигатели
т I етыр ехта ктный Двухтактный
Степень сжатия...............
Число оборотов в минуту......
Избыточное давление на впуске при
полном открытии дроссельной за-
слонки в кг/см2..............
Избыточное противодавление на вы-
пуске в кг/см2 ..............
Температура воздуха на впуске в град.
Среднее эффективное давление в
кг/см2 ..............
Эффективный расход топлива
в г/л. с.ч...................
Коэффициент избытка продувочного
воздуха ф0 ..................
Теплоотвод в охлаждающую среду
в % от мощности..............
Теплоотвод в масло в % от мощ-
ности . ... ..........
7,3 2500 7,1 2750
0,49 0,775
— 0,14
ПО ПО
14,3 (14,3 • 2)
195 190
1,25 2,2
47 33,5
Не измерялся 4,8 (включая ох- лаждение поршня)
Несколько неудачным является то обстоятельство, что два испы-
тания проводились не точно при одинаковых числах оборотов вала
и степени сжатия, но разница в каждом случае так мала, что она
оказывала незначительное влияние на результаты сравнения, из
которого можно видеть, что потери на охлаждение у двух-
тактного двигателя намного меньше, чем у четырехтактного. Оба
испытания проводились приблизительно на наиболее экономичном
составе смеси.
Продолжительная серия испытаний была проведена для определе-
ния склонности двухтактного двигателя к детонации при применении
топлив с октановыми числами 72,5; 87; 92,5; 100 при изменении сте-
367
пени сжатия от 6 до 7. В этих испытаниях, результаты которых
показаны на фиг. 211, среднее индикаторное давление при каждой
степени сжатия увеличивалось путем повышения наддува и противо-
давления до появления едва заметной детонации при мощностном
составе смеси с оптимальным опережением зажигания. Можно отме-
тить, что на стооктановом топливе при степени сжатия 7,0 было до-
стигнуто среднее эффективное давление несколько выше
(16,9 • 2) кг/см2, до появления заметной детонации.
Во время испытаний было отмечено, что:
1) изменение температуры воздуха на впуске от 50 до 150° хотя
и влияет на эффективную мощность, оказывает очень небольшое влия-
ние на склонность к детонации;
2) в отличие от четырехтактного
двигателя обогащение смеси прибли-
зительно свыше 30% имеет неболь-
шое влияние или совсем не оказывает
влияния на подавление детонации.
Испытания выявили, что на эконо-
мических смесях детонация происхо-
дит большей частью приблизительно
при том же самом среднем эффективном
давлении как в двух, так и в четырех-
тактном двигателе или, другими сло-
вами, если лимитирующим фактором
является только детонация, то двух-
Фиг. 211. Влияние октанового
числа топлива на максималь-
ное среднее эффективное дав-
ление при различных степе-
нях сжатия.
тактный двигатель может развивать
удвоенную мощность по сравнению с
четырехтактным.
Одновременно с исследовательскими
испытаниями были проведены несколько
продолжительных испытаний на износо-
стойкость. Из этих испытаний наиболее трудным было испытание
продолжительностью 250 час. на одной из установок Е65 с разме-
рами 122 х 140 жж при продолжительной работе с высокой мощно-
стью, причем условия были следующие:
число оборотов в мин.................................. 2750
давление продувочного воздуха (избыточное) в кг/см2 1,07
температура продувочного воздуха в °C ................. 110
противодавление па выпуске (избыточное) в кг/см2 . 0,456
среднее эффективное давление в кг/см2 ................ 14-2
литровая мощность в л. с. /л.................... . 142 или 87
Испытание проводилось большей частью промежутками по 10 час.;
было несколько вынужденных остановок из-за поломки наружных
трубопроводов, вызванных вибрацией, но не по причине какой-либо
поломки самого двигателя, ни одна деталь двигателя не разруши-
лась и не регулировалась во время всех 250 час. работы на этой высо-
кой мощности. По окончании испытания двигатель был разобран и
осмотрен, все рабочие детали оказались в хорошем состоянии,
а поршневые кольца свободно перемещались в канавках.
368
За этим испытанием последовало специальное типовое испытание
по 115-часовой программе на мощности, равной 170 л. с., что соответ-
ствовало литровой мощности 104 л. с. На двигателе были установлены
те же самые рабочие детали, что и при 250-часовом испытании на
износ. Испытания эти прошли без какой-либо поломки или регули-
ровки, а при их окончании состояние деталей было хорошее. В этом
случае применялась стальная азотированная гильза, обработанная
с применением сатин-фпниша, как показано на фиг. 212; она отра-
ботала в общем 515 час.; износ
по внутреннему диаметру гильзы был
незначительным, а максимальный
износ у верхнего уплотняющего
края 0,0635 мм. Поршень, отработав-
ший в общей сложности 375 час.,
также был в хорошем состоянии,
причем максимальный износ канавки
верхнего поршневого кольца был
равен всего 0,0635 мм.
Оба испытания проводились при
расходе смазочного масла, колеб-
лющемся между 1,7—2,28 л!час. ко-
торый оказался приблизительно опти-
мальным с точки зрения износа
поршневых колец и их канавок при
указанных высоких нагрузках; но
для меньших нагрузок было най-
дено, что расход масла можно было
безопасно уменьшить приблизительно
до 1,14 л!час. Во время опытов не
испытывались трудности с регулиро- фиг. 212. Азотированная гильза,
ванием расхода масла. подвергнутая обработке сатин-
В 1938—1945 гг. на трех одно- финишем,
цилиндровых установках было отра-
ботано 6768 час., включая 2272 часа испытаний на износ, прове-
денных на мощностях, соответствующих литровой мощности в
пределах от 75 до 105 л. с./л.
В течение военных лет необходимо было в особенности заботиться
о предупреждении серьезных поломок установок, так как любое более
или менее серьезное разрушение повлекло бы очень продолжитель-
ную задержку работы, прежде чем могли быть изготовлены запас-
ные части; по, когда в 1945 г. было принято решение о прекращении
дальнейшей разработки новых конструкций мощных поршневых дви-
гателей, необходимость в такой предосторожности отпала, и одну из
установок Е65 с размерами D = 122 и S = 140 мм подвергли испы-
таниям на режиме действительно высокой мощности. Для получения
возможности применения высокого наддува степень сжатия была
уменьшена до величины, несколько меныпей е = 6,0 (путем соответ-
ствующего поднятия головки цилиндра), а производительность топ-
ливного насоса увеличена до абсолютного предела, устанавливаемого
24 Заказ 2026.
369
размерами насоса, путем установки плунжера диаметром И мм вместо
стандартного плунжера диаметром 10 мм.
Первая работа при высокой мощности проводилась на 100-октано-
вом топливе, когда была достигнута и поддерживалась в течение
10 мин. максимальная полная (без учета затрат мощности на на-
гнетатель) мощность 267 л. с. при числе оборотов 3500 в минуту, соот-
ветствующая полному среднему эффективному давлению (21,2 • 2) кг!см?
при избыточном давлении воздуха на впуске 2, 35 кг/см?, температуре
его 57° и избыточном противодавлении на выпуске 0,770 кг!см\ причем
перепад давлений составлял 1,58 кг!см?. Во время этого испытания
детонация была довольно сильной; поэтому полученная мощность
была предельно допустимой на стандартном 100-октановом авиаци-
онном топливе с частичным промежуточным охлаждением воздуха.
Чтобы устранить детонацию, следующее испытание проводилось
с впрыском воды, в этом случае была получена полная эффективная
мощность 284 л. с. при числе оборотов 3500 в минуту и поддержива-
лась постоянной в течение 20 мин. Эта мощность соответствовала
среднему эффективному давлению (22,5 • 2) кг/см? при избыточном
давлении воздуха на впуске 2,53 кг/см? и избыточном противодавле-
нии на выпуске 0,845 кг/см?. В продолжение этого испытания работа
двигателя была мягкой и равномерной без следов детонации, эффек-
тивная мощность оставалась все время постоянной, и не было ка-
ких-либо признаков, показывающих, что двигатель не мог выдер-
жать эту мощность в течение многих часов. При разборке после испы-
таний все рабочие части оказались в хорошем состоянии, и двигатель
без каких-либо замен был снова собран.
' На следующем этапе число оборотов было увеличено до 3750 в ми-
нуту, при этом была получена полная эффективная мощность 308 л. с.
(188 л. с./л), соответствующая среднему эффективному давлению
(22,8 • 2) кг/см?. Этот режим соответствовал максимальной подаче
топливного насоса. Во время испытаний работа двигателя была
также мягкой и равномерной. Поскольку невозможно было подать
большее количество топлива на цикл, то число оборотов вала двига-
теля было увелпчейо до 4000 в минуту, при этом была достигнута
эффективная мощность 323 л. с. (197 л. с./л), однако после 8 мин. ра-
боты мощность слегка упала, и двигатель был остановлен. При ос-
мотре был обнаружен частичный задир поршня, вероятно, по при-
чине недостаточного зазора для такой высокой нагрузки; тогда был
установлен поршень с увеличенным зазором, и после обкатки
то же самое испытание было повторено, при этом падения мощности
не наблюдалось. Поскольку невозможно было увеличить подачу топ-
ливного насоса, то было решено добавлять топливо путем примене-
ния при впрыске вместо чистой воды смесь воды с метаполом состава
40 : 60. При впрыске воды с метанолом в воздух па впуске была до-
стигнута максимальная эффективная мощность 358 л. с. (219 л. с./л
или 306 л. с./см? площади поршня) при п = 4000 об/мин и избыточ-
ном давлении продувочного воздуха 3,02 кг/см?. Однако, при этих
условиях работа двигателя была неустойчивой и очень жесткой, что
являлось заметным контрастом работе с впрыском одной воды. После
370
5 мин. работы на этой нагрузке мощность упала, и после того как
двигатель был остановлен, было обнаружено, что днище поршня и'
верхний край гильзы в некоторых местах сгорели на глубину до 5,1 лме,
а верхний край корпуса цилиндра был сильно надран осколками от
сгоревшего верхнего края гильзы. Эта авария ограничила программу
испытания. По-видимому, поломка произошла по причине наличия
преждевременных вспышек, которые вызывали жесткую и неустой-
чивую работу и которые, значительно усиливая поток теплоты,
явились причиной окончательного разрушения.
Так окончилось исследование, которое интенсивно проводилось
в продолжение шести лет, в течение первых двух лет только на одной
установке, и в течение оставшегося времени на трех, хотя две доба-
вочные установки были введены в строй к концу периода исследова-
ний. Все установки после периода доводки дали почти одинаковые
показатели, независимо от того, что их отношения хода поршня
к диаметру цилиндра значительно отличались. Во время всего иссле-
дования сохранялось постоянство показателей не только отдельно
каждой установки, но и между несколькими установками. Поэтому
программа испытаний, начатая на одной установке, могла продол-
жаться на другой с уверенностью, что опа будет соответствовать тем
же самым изменениям не только качественным, но и количественйым/
Это свойство оказалось ценным во время войны, когда из-за ограни-
ченных производственных мощностей во временной лаборатории
автора и трудности получения деталей, изготовленных на стороне,
совсем незначительное изменение или поломка часто влекли за собой
вывод из строя установки на несколько недель.
В течение военных лет было построено несколько образцов 12-ци-
линдровых авиационных двигателей обоих вариантов, а именно
с турбиной и без нее, они прошли значительное количество стендо-
вых испытаний и пошли бы, по всей вероятности, в эксплуатацию,
если бы не громадный успех турбореактивных двигателей, которые
в 1943 г. далеко превзошли показатели любого поршневого двигателя
при применении их на высокоскоростных машинах ближнего ра-
диуса действия; поэтому вся дальнейшая работа по новым! конструк-
циям поршневых двигателей или была отодвинута на вторбй план
или вообще прекращена. Однако, в отношении двухтактного двига-
теля было решено в качестве перспективного исследования продол-
жить работу с третьим вариантом, в котором турбина становится
определяющей составной частью; для этого была оставлена установка
Е54 и переделана на работу по циклу с воспламенением от сжатия.
ПРОБЛЕМЫ КОНСТРУКЦИИ
Большинство трудностей в области конструирования встрети-
лись и были преодолены в начале работы на вариантах двигателя
с воспламенением от сжатия.
Хотя установки с впрыском бензина подвергались продолжитель-
ным испытаниям на прочность при двойной удельной мощности по
сравнению с мощностью варианта с воспламенением от сжатия, кон-
структивные затруднения встретились небольшие.
24* 371
Как и в случае четырехтактных двигателей было обнаружено,
что при работе двигателя с воспламенением от искры температуры
поршня были не выше, чем при работе двигателя с воспламенением
от сжатия приблизительно на 50% мощности. Тем пе менее, значи-
тельные усилия были посвящены проблеме охлаждения поршня,
которая рассматривается в другой главе.
При относительно низкой степени сжатия и высокой скорости
вращения по сравнению с вариантом двигателя с воспламенением от
сжатия силы инерции поршня достаточно велики, что приводит к мо-
ментальному изменению направления нагрузки в подшипнике поршне-
вого пальца во время хода сжатия. Изменение направления нагрузки,
хотя бы в течение непродолжительного периода, было достаточным
чтобы устранить неисправность с подшипником поршневого пальца;
поэтому оказалось возможным снова применить конструкцию обыч-
ного плавающего поршневого пальца, как и в четырехтактном дви-
гателе. Неисправности были обнаружены только тогда, когда уста-
новки работали с высоким наддувом при относительно низких числах
оборотов вала. При достаточном охлаждении поршня в комбинации
с применением трапециевидных поршневых колец не было никаких
неисправностей в отношении заедания или закоксовывания колец,
Но при мощностях, значительно больших 100 л. с./л., износ канавок
поршневых колец был слишком большим.
Во всех испытаниях, кроме нескольких, применялись тонкие ли-
тые гильзы из стали 55, работающие непосредственно в корпусе
цилиндра из кремнисто-алюминиевого сплава.
Они применялись по следующим причинам:
1) их можно было легко и быстро изготовить из центробежного
стального литья;
2) так как гильзы были мягкие, то было возможно легко распи-
лить окна и сделать любое изменение в проходных сечениях окон;
3) из-за большой потребности гильз для двигателей Бристоль
почти невозможно было получить азотированные гильзы для экспе-
риментов с двухтактными двигателями; те немногие гильзы, кото-
рые можно было получить, резервировались для испытаний на проч-
ность при очень высоких мощностях.
Мягкие гильзы из углеродистой стали изнашивались довольно
быстро как у верхнего уплотняющего края, так и по внутреннему
диаметру в области впускных окон. Однако если только сред-
нее эффективное давление не превосходило приблизительно
(13,4 • 2) можно было рассчитывать, по краней мере, на
600—700 час. работы до чрезмерного износа у верхнего уплотняю-
щего края, ведущего к разрушению гильзы из-за утечек и выгора-
ния. При работе со средними эффективными давлениями, намного
превосходящими (14 • 2) кг!cut, срок службы гильз намного умень-
шался, так как при более высоких давлениях применение мягкой
гильзы увеличивало изнашивание поршневых колец. Тогда стало
необходимым применять азотированные гильзы из аустенитной
стали, обработанные с применением сатин-финиша, который был
разработан для двигателей с гильзовым газораспределением воздуш-
372
ного охлаждения. После многих сотен часов работы со средним
эффективным давлением порядка (14—17,6 • 2) кг/см?* износ по вну-
треннему диаметру оказался фактически не поддающимся измере-
нию, а у верхнего края очень незначительным.
Гильза с открытым концом при работе имела неисправности
в тех случаях, когда у мягкой гильзы, изготовленной из углеродистой
стали, износ у верхнего края становился таким, что уплотнение
нарушалось. Вплоть до этой четко определенной границы уплотнение
было хорошим, за исключением случаев пуска в холодном состоянии.
Разрушение гильзы, когда оно случалось, имело форму выгорания
верхнего края па глубину около 7,62 мм и ширину 25 мм или более,
сопровождаемого иногда, но не всегда, сильным задиром поверх-
ности цилиндра. При своевременном осмотре можно было обнару-
жить мельчайшие трещины, развивающиеся у верхнего края гильзы;
они были сигналом, что разрушение произойдет в ближайшее время.
Опыт показал, что если только износ у верхнего конца не превосхо-
дит определенной, четко ограниченной величины, то можно не опа-
саться риска разрушения.
С азотированными гильзами не было случая выгорания или
разрушения верхнего уплотнительного края, за исключением по-
следнего испытания; до поломки, как упоминалось выше, изнашива-
ние было очень небольшим, и даже, если имел место ощутимый за-
зор, то более высокий коэффициент расширения аустенитной стали
допускал несомненно значительно больший зазор в холодном состоя-
нии, прежде чем достигалось опасное состояние.
В регулировании расхода масла не было встречено трудностей;
однако если расход поддерживался меньше 0,0114 л/л. с. ч., то
изнашивание канавок поршневых колец становилось значительным.
Разработка конструкции цилиндра в значительной степени была
выполнена уже в начальный период и то, что было найдено лучшим
для двигателя с воспламенением от сжатия, одинаково хорошо слу-
жило и для двигателя с впрыском бензина. Двумя основными
проблемами являлись:
1) в случае цилиндра из легкого сплава конструирование формы,
которая, несмотря на то, что корпус цилиндра в двух местах по
длине был разделен впускным и выпускным поясами, не имела бы
термических или других деформаций;
2) обеспечение равномерного и высокоскоростного потока охла-
ждающей жидкости вокруг корпуса цилиндра над выпускным поясом
и под ним и в то же время размещение достаточных приливов для
шпилек головки цилиндра и анкерных связей.
Было изготовлено и испытано много вариантов конструкций
цилиндра; поток охлаждающей жидкости всегда исследовался и
фиксировался трубками Пито, вставленными через стенку рубашки
цилиндра. После того как была разработана конструкция цилиндра,
которая в работе имела допустимую овальность и непараллельность,
было обнаружено очень мало неисправностей. Оказалось, что ни
в одной части расточки цилиндра не происходит заметного изнаши-
вания, по у крайнего верхнего конца диаметр слегка уменьшался
373
и не было неожиданным уменьшение диаметра цилиндра у верхнего
конца приблизительно на 0,051 мм после нескольких часов работы
двигателя на большой нагрузке. Немногочисленные случаи разру-
шения цилиндров, которые происходили в начальный период, имели
место или по причине усталостных трещин, развивавшихся от того
или другого из многих приливов под шпильки, или по причине
повреждения, вызванного сгоревшим верхним концом гильзы. При
улучшенной конструкции в комбинации с применением азотирован-
ных гильз дальнейшие поломки гильз не происходили.
Много сомнений было в отношении возможности разработки
свечи зажигания, которая выдержала бы налагаемые на нее высокие
нагрузки. Применялись наилучшие свечи из существовавших в то
время и фактически с ними не было неприятностей, как и с другими
элементами системы зажигания.
Несмотря на очень высокие числа оборотов вала, при которых
работало оборудование для впрыска, оно имело лишь очень неболь-
шие неполадки. Сначала применялись два насоса, работавшие
с числом оборотов вдвое меньшим, чем у двигателя, поэтому каждый
насос давал один впрыск за два последовательных цикла. Это ока-
залось излишней предосторожностью, и во всей дальнейшей работе
применялся один насос, валик которого вращался с числом оборотов
коленчатого вала.
Поскольку на бензине период впрыска более продолжителен,
чем при работе двигателя с воспламенением от сжатия, то можно
было применить эксцентрик вместо кулачка; в комбинации с более
сильной пружиной на плунжере насоса и с нерегулируемым толкате-
лем это обеспечивало вполне удовлетворительную работу пасоса
при числах оборотов до 4000 в минуту.
Кроме того, в начальный период работы с впрыском бензина
в качестве предупредительной меры для смазки насоса в топливо
добавлялось смазочное масло в количестве 1%. Это тоже оказалось
излишним, и большая часть работы проводилась без добавления
какой-либо смазки, только картер кулачкового вала насоса смазы-
вался из главной магистрали двигателя.
Для впрыска применялись стандартные однодырчатые штифто-
вые форсунки точно такие, как и на двигателях с воспламенением
от сжатия.
Ни на одной из установок не было обнаружено каких-либо не-
поладок с подшипниками, за исключением короткого периода непо-
ладок с подшипником нижней головки шатуна на одной из устано-
вок Е65. Для верхней нагруженной половины подшипника нижней
головки шатуна применялось несколько различных твердых мате-
риалов для подшипников, в то время как нижняя половина была
из мягкого баббита. Из трех установок две имели коленчатые валы,
подвергнутые пламенной закалке, а установка Е54 больших разме-
ров имела азотированный и закаленный вал; все они работали хо-
рошо, но, как и можно было предполагать, валы с пламенной закал-
кой имели некоторое изнашивание, тогда как изнашивание азотиро-
ванного вала имело величины, едва поддающиеся измерению.
374
Во время некоторого периода испытаний параллельно с двухтакт-
ными установками работала четырехтактная установка с наддувом
и гильзовым газораспределением и теми же самыми размерами ци-
линдра, как и установка E65S. Она имела, фактически, те же самые
размеры вала и подшипников; стук в подшипниках четырехтактного
двигателя был намного сильнее, чем у двухтактной установки,
хотя последняя развивала двойную мощность. При той же самой
степени сжатия и том же среднем эффективном давлении с оптималь-
ны хМ углом опережения впрыска в обоих случаях максимальные
давления сжатия как четырехтактного, так и двухтактного двига-
теля были совершенно одинаковыми, а именно точно 70,3 кг/см?
при ре = 14 кг/см?1 и степени сжатия, равной 7,0.
Как и можно было предполагать, механический к. п. д. двухтакт-
ных установок (исключая работу на привод нагнетателя) был очень
высоким. Среднее давление трения при проворачивании коленчатого
вала с числом оборотов 2750 в минуту было равно приблизительно
(1,48 • 2) кг1см?\ что соответствовало общему механическому к. п. д.
90% при среднем эффективном давлении (14-2) кг/смК
ОБЩИЕ ВЫВОДЫ
Вся исследовательская и конструкторская работа, рассмотрен-
ная в этой главе, была направлена на развитие компактного и лег-
кого поршневого авиационного двигателя. Вследствие чрезвычайно
высокой удельной мощности такой двигатель может применяться
на гоночных автомобилях, но в этом случае неустойчивая работа
в области нагрузок между 15 и 40% от максимальной служила бы,
вероятно, доказательством невыгодности его применения. Вариант
двигателя с воспламенением от сжатия может иметь другие области
применения, но до момента пуска в производство потребуется даль-
нейшая большая работа по его доводке.
Оставшимися нерешенными задачами являются:
1. Азотированные гильзы имеют срок службы в эксплуатации
приблизительно от 2000 до 4000 час. до того момента, когда износ
верхнего конца гильзы делает их непригодными. Это достаточно
большой срок для военной авиации, по совсем недостаточный для
обычного гражданского применения. Должны быть найдены другие
средства для уменьшения скорости изнашивания в этой зоне.
2. Хотя оказалось, что гильза с открытым концом обеспечивает
хорошее уплотнение при всех условиях работы, опа не обеспечивает
его при пуске в холодном состоянии, поэтому должны применяться
добавочные средства, например, впрыск небольшого количества
вязкого масла для пуска двигателя с воспламенением от сжатия
в холодном состоянии, что является отрицательным.
Если бы эти недостатки могли быть преодолены, то еще нашлась
бы область применения для двигателя с воспламенением от сжатия.
ГЛАВА XIX
ДВИГАТЕЛИ ДЛЯ ПРОВЕДЕНИЯ ИССЛЕДОВАНИИ
В этой главе автор намеревается поделиться опытом в связи
с конструированием и развитием специальных двигателей для про-
ведения исследований, особенно для исследования топлив и проблем
сгорания, а также детально рассмотреть доводы, лежащие в основе
конструкций подобных двигателей, и неисправности, возникающие
во время эксплуатации. Автор надеется, что его опыт в этой области
может оказаться полезным.
Хотя для проведения исследования необходимы специальные
двигатели, большинство механических и других проблем, связанных
с их применением, сходны с аналогичными проблемами во всех дви-
гателях внутреннего сгорания. Для того чтобы быть действительно
полезными для исследования, подобные двигатели должны иметь
очень высокие характеристики и сверх всего должны сохранять,
по возможности, наивысшую механическую прочность и стабиль-
ность характеристик.
Во всех двигателях для исследований и, пожалуй, особенно
в тех, которые предназначены для исследования топлив или сгора-
ния, может придаваться большое значение чрезвычайно небольшим
изменениям характеристики двигателя, таким изменениям, которые
могли бы оказаться незамеченными при длительной работе обычного
двигателя. Кроме того, важно, чтобы характеристика могла быть
всегда повторена, так как нет ничего более отрицательного для иссле-
дования, чем разброс исходных данных. Чтобы убедиться в постоян-
стве результатов, следует уменьшить все возможные изменения до
абсолютного минимума. Из этих изменений внутреннее трение
является обычно и наиболее большим и наиболее неприятным.
Экспериментальные работы автора в области исследований берут
свое начало с 1904 г., когда он был еще студентом Кембриджского
университета и помогал проф. Бертраму Гопкинсону в его исследо-
вательской работе с двигателями внутреннего сгорания в лабораториях
Кембриджского университета. Для этого имелось три двига-
теля: одноцилиндровый 40-сильный газовый двигатель, четырех-
цилиндровый 16-сильный бензиновый двигатель Даймлер и двух-
цилиндровый двухтактный бензиновый двигатель мощностью 12 л. с.
Кроме этого, было несколько бомб различных видов и размеров,
но очень мало приборов. Гопкипсон в то время интересовался ис-
376
следованием проблем сгорания особенно в приложении к быстро-
ходным двигателям и в связи с этим — созданием индикатора,
годного для высоких чисел оборотов.
Гопкинсон спроектировал и изготовил эффективный оптический
индикатор, с помощью которого можно было наблюдать и записывать
скорость увеличения давления и другие изменения во время сгора-
ния с гораздо большей точностью и при гораздо большем числе обо-
ротов, чем было до сих пор. В противоположность сложившемуся
мнению было показано, что детонация в двигателе с воспламенением
от искры представляет явление совершенно отличное от преждевре-
менного воспламенения; последнее давало скорость повышения да-
вления идентичную с нормальным зажиганием от искры, тогда как
при детонации двигатель с воспламенением от искры имел нормаль-
ную скорость повышения давления почти до конца сгорания, после
чего следовало очень резкое повышение давления, такое бурное и
резкое, что в большинстве случаев разбивало зеркальце индикатора.
Это явление Гопкинсон приписывал возникновению взрывной
волны. Поскольку он не мог воспроизвести подобное явление в газо-
вом двигателе или при работе бензинового двигателя на газе, он
заключил, что удар или «детонация», как он назвал его, была харак-
теристикой топлива. После 1907 г. Гопкинсон занялся совершенно
другой областью исследования.
Автор был глубоко поражен этим предположением, тем более,
что двухтактный двигатель, установленный в лаборатории, был
чрезвычайно склонен к детонации. После окончания Кембриджского
университета в 1907 г. автор решил продолжить работу в свободное
время в своей собственной мастерской. С помощью индикаторов
Гопкинсона удалось на двухтактном двигателе исследовать сферу
действия детонации, ее стадии развития и в конце концов переход
ее в преждевременное воспламенение. Наблюдения показали, что
двигатель, работая на бензоле, не детонирует, но склонность к преж-
девременному воспламенению была больше, чем на бензине. При
работе на керосине детонация была очень сильная, но преждевремен-
ное воспламенение незначительным или вообще отсутствовало —
все это подтвердило предположение, высказанное Гопкинсоном,
что детонация была основной характеристикой топлива. В резуль-
тате этих и многих других наблюдений автор убедился, что детона-
ция была важнейшим фактором, обусловливающим характеристику
бензинового двигателя и глубокое исследование явления детонации
весьма актуально.
Однако, существовали две основные трудности:
1) двухтактный двигатель, находившийся в распоряжении ав-
тора, был слишком ненадежным и нестойким для применения его
в качестве экспериментального. Он хорошо служил для выявления
общих направлений и тенденций, но был бесполезен для точных
определений;
2) в период 1908—1910 гг., за исключением проф. Гопкинсона,
никто не соглашался с тем, что удары в бензиновом двигателе были
чем-либо, кроме преждевременного воспламенения от отдельных
377
горячих мест в камере сгорания и, поскольку улучшенное охлажде-
ние, конечно, уменьшало склонность к детонации, казалось это
было некоторой поддержкой в спорном вопросе.
Автор, приступая к проектированию и созданию одноцилиндро-
вого четырехтактного двигателя для исследования эффективности
наддува с помощью воздуха, поступающего при дозарядке через
окна, открытые поршнем в конце его хода, верил, что мощность,
развиваемая на уровне моря, может быть сохранена вплоть до уме-
ренных высот только впуском дополнительного воздуха и примене-
нием несбалансированного карбюратора, который автоматически
будет обогащать основной заряд при уменьшении плотности. Изго-
товление этой установки заняло много времени и не было окончено
до 1913 г. В ней использовался крейцкопфный поршень, который
позже был установлен в танковых двигателях 1916 г. и камера сго-
рания типа L; впускной клапан с механическим приводом распо-
ложен непосредственно над выпускным, свеча — в клапанном кар-
мане камеры сжатия с плоской камерой сгорания, находящейся над
всей поверхностью днища поршня.
Обратная сторона крейцкопфного поршня использовалась для
дозарядки воздухом через окна в цилиндре, которые открывались
поршнем в конце хода. При желании они могли быть открыты пли
закрыты с помощью гильзы с ручным приводом, расположенной
вокруг пояса, являющегося некоторой наставкой гильзы. Вырабаты-
ваемая мощность поглощалась балансирным электродинамометром,
представляющим собою обычный шунтовый электродвигатель
постоянного тока, установленный на шарикоподшипниковых качаю-
щихся опорах; регулирование нагрузки электродинамометра осуще-
ствлялось точно путем изменения сопротивления обмотки возбужде-
ния. Со степенью сжатия 4,6 без наддува двигатель сильно детони-
ровал при полном открытии дроссельной заслонки па наиболее
современных бензинах, но работал без детонации па бензоле даже
при полном наддуве. Принятый затем метод для определения способ-
ности различных топлив противостоять детонации состоял в посте-
пенном открывании дроссельной заслонки и регистрации значения
среднего эффективного давления, при котором детонация становится
слышимой. Если может быть достигнуто положение полного откры-
тия дроссельной заслонки без появления детонации, то окна в ци-
линдре открываются и происходит наддув, который постепенно
повышается до тех пор, пока не наступит детонация. Поэтому склон-
ность топлива к детонации была выражена в значениях среднего
эффективного давления, при котором появлялись первые признаки
детонации. Верхний предел среднего эффективного давления при
полном наддуве был в этом случае около 10,5 кг/см2. Эта установка
и техническая сторона были удовлетворительными для грубо ориен-
тировочной сортировки и обнаружения основных компонентов бен-
зина. Парафиновые бензины были наиболее склонны к детонации,
ароматические наименее, тогда как нафтены занимали среднее поло-
жение. При работе с продуктами каменноугольного крекинга и пол-
ном наддуве нельзя было заметить никакого следа детонации как
378
при применении бензола, толуола, так и ксилена, но, приготовляя
смеси каждого из них с образцами бензина, оказалось возможным
показать, что лучшим из трех является толуол.
Однако в то время без прямой помощи поставщиков было трудно
получить чистые пробы и быть вполне уверенным относительно
состава или однородности полученных проб.
В начале войны 1914—1918 гг. автор получил пробы бензина
из различных нефтепромыслов, находящихся в распоряжении
Shell Group. Все эти пробы были испытаны по способу, описанному
выше. Однако, аппаратура и техника оказались несколько не соот-
ветствующими, поскольку ни метод, впервые принятый, ни постоян-
ство работы двигателя не были достаточно хороши, чтобы опреде-
лить малые, но тем не менее важные различия между топливами из
одного или другого нефтяного района, так как выраженная в окта-
новых числах точность измерения в лучшем случае была равна
только приблизительно ±3 единицам.
Это привело к исследованию причин неустойчивости, которые
заключаются в следующем:
1) изменение механического к. п. д. отчасти, но не вполне,
из-за неточности поддержания температуры масла;
2) изменение температуры воздуха при наддуве, которая не
могла быть регулируема;
3) отсутствие достаточно точного регулирования состава топлив-
ной смеси или зажигания;
4) утечки по причине износа гильзы, выпускного клапана и его
седла;
5) чувствительность к нагару, которая усугублялась маслом,
попадающим через продувочные окна;
6) склонность к преждевременному воспламенению из-за пере-
грева электродов свечи или выпускного клапана.
Из этих переменных величин неустойчивые изменения механи-
ческого к. п. д. причиняли наибольшие неприятности. При одина-
ковой температуре и других условиях общие потери на трение,
как было установлено провертыванием вала двигателя, изменялись
день ото дня от 0,14 до 0,21 кг! см2 среднего эффективного давления
и причину этого невозможно было установить.
Как способ более точной оценки состава бензинов различных
месторождений, метод измерения оказался слишком грубым, по-
скольку малые различия в среднем эффективном давлении, при
котором происходит детонация, представляют значительную разницу
в оценке склонности топлива к детонации. Испытания показали,
что сфера действия детонации была фактором, регулирующим харак-
теристику двигателя с воспламенением от искры и что это было глав-
ным образом функцией топлива, факт, который не осознавался даже
в то время как поставщиками топлива, так и изготовителями или
эксплуатационниками бензиновых двигателей. На основании этих
наблюдений автор вскоре после окончания первой мировой войны
предпринял обширные исследования по установлению факторов,
определяющих пригодность различных топлив для двигателей с вос-
379
пламенением от искры. Склонность к детонации была очевидно
наиболее важным, но, конечно, ни в коем случае не единственным
фактором. Для этой цели автором было спроектировано и построено
необходимое оборудование.
Эксперименты с двигателем с наддувом убедили автора в том, что:
1) метод оценки склонности к детонации с помощью среднего
эффективного давления, при котором она происходит на задроссе-
лированном двигателе или на двигателе с наддувом, был не лучшим;
этот метод казался также недостаточно убедительным, поскольку
наддув не был еще в то время признан, как практическое
средство;
2) любой двигатель, применяющийся для подобного исследова-
ния, нуждался бы в значительно более высоком постоянстве работы,
чем самодельная установка автора;
3) поскольку мощность и экономичность двигателя внутреннего
сгорания зависят от степени сжатия, было бы более убедительным
и логичным, чтобы склонность топлива к детонации измерялась
наибольшей допустимой степенью сжатия, при которой топливо
может быть применено (Н. U. С. R).
В этом случае измерение не зависело бы от показаний среднего
эффективного давления и не было бы поэтому подвержено в такой
степени влиянию изменения механического к. п. д.
Понятно, что наибольшая допустимая степень сжатия не может
быть абсолютной величиной, поскольку в каждом случае многое
зависит от размера, числа оборотов и общей конструкции двигателя,
но подходящий выход всегда может быть найден путем выражения
наибольшей допустимой степени сжатия в размерностях какой-либо
эквивалентной пропорции недетопирующего топлива, как например,
толуола в эталонном топливе, которое способно легко детонировать.
Много лет спустя было решено как международную единицу выра-
жать наибольшую степень сжатия топлива в единицах пропорции
изооктана в смеси с n-гептаном; поэтому октановое число, скажем
60, означает, что, поскольку его склонность к детонации была опре-
делена, испытываемое топливо было эквивалентно смеси 60% изо-
октана и 40% п-гептана.
Затем было решено спроектировать и построить специальны]!
двигатель для исследования, в котором во время работы при полном
открытии дроссельной заслонки степень сжатия могла бы изменяться
в широких пределах для того, чтобы изменение степени сжатия могло
осуществляться без изменения механических или температурных
условий и сделать все возможное, чтобы исключить погрешности
разброса. Особое внимание обращалось на то, чтобы характеристика
двигателя по мощности и индикаторному к. п. д. была, по крайней
мере, эквивалентна подобным характеристикам лучших современных
двигателей. Были предприняты все известные меры для достижения
максимально возможного индикаторного к. п. д. и уменьшения
до минимума механических потерь. Механические потери в двигателе
стремились сделать по возможности нечувствительными к измене-
ниям температуры масла.
380
Было также решено применить довольно большой цилиндр с ли-
тражом около 2 л:
1) для того чтобы находиться на уровне авиационного двигате-
лестроения, потому что предел, ограниченный детонацией, был ощу-
тим наиболее остро в случае авиационных двигателей;
2) предполагалось, что чем больше цилиндр, тем менее чувстви-
телен он будет к незначительным изменениям.
Длинный ход поршня рассматривался целесообразным:
1) с топ целью, чтобы даже при наивысших степенях сжатия вы-
сота камеры сгорания не была бы слишком малой и чтобы отношение
объема к поверхности изменялось по возможности меньше с изме-
нением степени сжатия;
2) для того чтобы расход масла был как можно пиже, потому
что, чем меньше диаметр цилиндра и чем дальше цилиндр отстоит
от шатунной шейки, тем меньше часть масла, забрасываемого на стен-
ки цилиндра, так как до сегодняшнего времени пет еще действительно
эффективных масляных колец, и очевидно, что попадание любого
заметного количества масла в камеру сгорания искажает результаты;
3) было желательно работать при скоростях поршня более вы-
соких, чем у двигателей того времени. Но, учитывая влияние механи-
ческого к. п. д., а также вибрации, нежелательно было работать
при очень высоких числах оборотов. Основываясь на этих соображе-
ниях, был выбран цилиндр диаметром 114,2 мм с ходом поршня
203 мм.
Для того чтобы снизить до минимума внутренние потери на тре-
ние, были применены наиболее легкие возвратно-поступательно
и вращательно движущиеся детали, т. е. очень легкий алюминиевый
поршень тронкового типа и топкий трубчатый шатун с неразъемной
нижней головкой.
Там, где возможно, были применены шариковые подшипники
вместо подшипников скольжения частично для того, чтобы понизить
трение, но главным образом потому, что их трение менее чувствитель-
но, как к изменениям температуры масла, так и к возможным откло-
нениям прямолинейности вследствие изгиба коленчатого вала под
нагрузкой.
Кроме того, дополнительным аргументом в пользу применения
шариковых подшипников служил тот факт, что при этом только
шатунный подшипник нуждался в смазке под давлением, снижая,
таким образом, количество масляной пыли в картере двигателя и
этим облегчая регулирование расхода масла.
Для того чтобы допустить применение неразъемного шатунного
подшипника, коленчатый вал был изготовлен с разъемной цементи-
рованной шатунной шейкой; шатунный подшипник, состоящий из тон-
кой перфорированной плавающей втулки фосфористой бронзы, ра-
ботает между закаленной шейкой и закаленной стальной втулкой,
запрессованной в отверстие нижней головки шатуна.
Чтобы уменьшить перекос цилиндра, корпус его совместно с во-
дяной рубашкой был выполнен круглым и симметричным по всей
длине хода поршня.
381
Эффективное охлаждение вокруг свечей и всей головки достига-
лось циркуляцией воды с большой скоростью, особенно в районе
бобышек свечей и седел выпускных клапанов.
Для поддержания постоянной температуры цилиндра, а следова-
тельно, постоянной вязкости масла, водяная рубашка ниже бобышек
под свечи была разделена диафрагмой, оставляющей несколько ма-
леньких соединительных отверстий для прохода пара; поэтому вода
по всей длине цилиндра остается неподвижной, очень быстро дости-
гает температуры кипения и сохраняет ее; следовательно, темпера-
тура цилиндра остается постоянной и в сущности не зависит от темпе-
ратуры охлаждающей воды.
Уплотнение между головкой и гильзой осуществлялось по при-
тертому пояску без каких-либо прокладок. Это позволяет:
1) исключить какой-либо тепловой барьер;
2) обеспечить постоянство степени сжатия, а следовательно,
и тарировки двигателя.
Такое уплотнение было хорошим, не нуждалось в повторных
притирках и не подтекало, независимо от того, часто ли снималась
головка.
Чтобы снизить температуру выпускных клапанов вместо одного
или двух больших были установлены три маленьких клапана. Для
обеспечения достаточного проходного сечения на впуске были при-
менены два больших впускных клапана. Предполагалось получить
очень точные измерения как расхода топлива, так и воздуха и по-
этому перекрытие клапанов, которое может привести к прямому перете-
канию топлива и воздуха на выпуск или обратное перетекание вы-
пускных газов в цилиндр или во всасывающий патрубок, было исклю-
чено. Так как для эффективной очистки цилиндра выпускные клапаны
должны быть открыты до 10° после в. м. т., это означало бы очень
позднее открытие впускных клапанов, что не изменило коэффициента
наполнения на сколько-нибудь заметную величину, но вызвало:
1) достаточно большое разрежение в начале хода впуска и,
следовательно, увеличение работы насосных ходов;
2) чрезмерно шумный впуск.
Позднее было установлено, что допустимо перекрытие порядка
10—12° угла поворота коленчатого вала без какого-либо заметного
влияния на расход топлива или воздуха.
Была предусмотрена установка четырех свечей зажигания, рас-
положенных симметрично вокруг камеры сгорания, а для синхрони-
зации обмотки низкого напряжения четырех отдельных бобин ра-
ботали от одного прерывателя. Однако установлено, что применение
более двух свечей зажигания одновременно не дает никакого преиму-
щества. Освободившиеся два отверстия позволили установить датчик
индикатора давления.
Переменная степень сжатия достигается подниманием или опуска-
нием всего цилиндра относительно коленчатого вала. Для этого внеш-
няя поверхность цилиндра была обработана, притерта и помещена
в жесткую оправку, закрепленную на блок-картере, в которой при
ослаблении стяжного хомута цилиндр мог свободно перемещаться
382
вверх и вниз. На нижней части цилиндра выполнена крупная резьба,
которая находится в зацеплении с кольцевой гайкой, расположенной
между оправкой и блок-картером. Эта гайка, в свою очередь, приво-
дится во вращение с помощью конической передачи и маховичка.
Некоторое сомнение вызывала возможность поднятия или опускания
цилиндра при работе на полном открытии дроссельной заслонки.
Оказалось, что никаких затруднений не возникло. Предусмотренные
предельные значения степени сжатия были от 3,7 до 8,0, поскольку
Фиг. 213. Верхняя часть двигателя
с установленным микрометром для
измерения степени сжатия.
Фиг. 214. Приспособление
для измерения расхода
топлива.
на основании предшествующего опыта предполагалось, что все бен-
зиновые топлива начнут детонировать значительно ниже этой по-
следней цифры. Рабочие части двигателя — поршень, шатун, подшип-
ники и т. д. — были спроектированы для длительной работы при
максимальном давлении 49,22 кг/см2, (соответствующая степень сжа-
тия порядка 6,5) так как предполагалось, что эти значения не бу-
дут превышены, кроме возможных случаев кратковременных испы-
таний необычных топлив.
Для измерения степени сжатия был предусмотрен микрометр,
который установлен, как показано на фиг. 213. Для измерения рас-
хода топлива установлены две двойные бюретки с трехходовым
краном — одна, содержащая стандартное эталонное топливо, дру-
гая — испытываемый образец. Объем каждой бюретки таков, что
383
в нем умещается количество топлива, достаточное для работы двига-
теля на полной нагрузке приблизительно на 1 или 4 мин. (фиг. 214).
В дополнение к тахометру к свободному концу коленчатого вала
был присоединен магнитный счетчик оборотов, который записывал
точное число оборотов во время каждого испытания по расходу то-
плива.
Для измерений расхода воздуха предусмотрен маленький уравно-
вешенный газовый резервуар, содержащий количество воздуха,
достаточное для работы на полной нагрузке приблизительно 1,5 мин.
Резервуар связан со счетчиком числа оборотов.
11а установке был применен стандартный карбюратор Клодель —
Гобсон, измененный так, что величина проходного сечения жиклера
регулировалась тонким игольчатым клапаном, с помощью которого
состав смеси мог изменяться в широких пределах. Электрический
воздухоподогреватель с чувствительной регулировкой крепился
к впускной стороне карбюратора и, подводимая теплота, измеряе-
мая ваттами, могла регулироваться в очень точных пределах. Вы-
пускные газы отводились по короткой гибкой трубе в большой ре-
сивер. Общая схема установки показана на фиг. 215.
Двигатель Е35 аналогичен двигателю, построенному в лаборато-
рии автора в 1919 г.
На фиг. 216 и 217 показаны поперечные и продольные разрезы
двигателя Е35.
Значительное время было потрачено на испытание двигателя и
оборудования, а также на изучение методики проведения испытания.
В начале обнаружилось, что двигатель развивает максимальный
крутящий момент при 1800 об/мин, чему соответствует средняя ско-
рость поршня 12,2 м!сек. При этой скорости появились значитель-
ная вибрация и чрезмерный шум. Установлено также, что число
оборотов 1500 в минуту было наиболее подходящим, но при этом кру-
тящий момент продолжал расти, что очень затрудняло точное регули-
рование числа оборотов.
Поэтому был изготовлен и установлен новый распределитель-
ный вал, обеспечивающий более раннее закрытие впускных клапа-
нов. Это позволило сдвинуть максимум крутящего момента с 1800
до 1350 об/мин; поэтому при 1500 об/мин двигатель работал при
слегка пониженном значении крутящего момента, что обусловило
гораздо более ровную работу и стабильную скоростную характери-
стику. С механической точки зрения, двигатель работал отлично
с самого начала и потребовалось мало времени, чтобы установить
надлежащий зазор для поршня, и т. д.
Что касается точности измерений было установлено, что среднее
эффективное давление может быть измерено с точностью +0,25%
и расход воздуха при тщательном регулировании температуры
с точностью ±0,5%. Разброс величин, характеризующих работу
двигателя, был очень мал. Ошибка в течение ряда дней работы при
любой проверке укладывалась в ±0,25%.
Общие потери на трение и насосные потери, определенные провер-
тыванием после каждого испытания, никогда не изменялись больше,
384
25 Заказ 2026.
Фиг. 215. Схема
установки:
1— игла регулировки
проходного сечения
жиклера; 2 — дрос-
сельная заслонка;
3 — шкала микромет-
ра; 4 — термометр на
впуске для определе-
ния температуры сме-
си; 5 — магнитный
счетчик оборотов; 6—
термометр для изме-
рения температуры
воды на выходе; 7 —
регулятор опереже-
ния зажигания; 8 —
топливный бак; 9 —
прибор для измере-
ния расхода топлива;
10 — реостат обмотки
возбуждения (тонкой
регулировки); 11 —
реостат обмотки воз-
буждения (грубой
регулировки); 12 —
регулятор подогрева;
13— рубильник; 14—
предохранители; 16—
двухполюсный ру-
бильник; 16 — дина-
мометрические весы;
17 — вольтметр; 18 —
амперметр; 19 — пе-
реключатель полюсов
двухполюсного ру-
бильника; 20 — стар-
тер; 21 — тахометр;
22 — электрический
воздухоподогреватель
на впуске; 23 — руч-
ной маховик для
изменения степени
сжатия.
чем на 0,021 кг/см? и, как предполагалось, были почти независимы
от температуры масла или воды.
Наибольшая степень сжатия, при которой топливо может быть
применено, определялась очень точно. Установлено, что наблюдатель
мог после небольшой практики определить эту величину с точностью
до одной двадцатой степени сжатия, при которой детонация стала
слышной, при работе со степенью сжатия в пределах от 4 до 6.
Это эквивалентно приблизительно
Фиг. 216. Поперечный разрез дви-
гателя Е35 с переменной степенью
сжатия.
половине пункта октанового числа
на октановой шкале. Испытания
неопытными наблюдателями обес-
печивали точность порядка одной
десятой. Поэтому наибольшая
степень сжатия или октановое
число топлива могло быть опреде-
лено с точностью, которую, по
мнению автора, до настоящего
времени не увеличили.
Во время доводочных испы-
таний, применяя недетонирующий
бензин и без подвода теплоты к
карбюратору, двигатель развивал
при 1500 об/мин и степени сжа-
тия 5 среднее эффективное давле-
ние 8,99 кг /см2 (при общих потерях
на трение и насосных потерях
порядка 1,27 кг/см2, определенных
прокручиванием на этом же числе
оборотов), соответствующее сред-
нему индикаторному давлению
10,26 кг/см2 и механическому
к. п. д. 87,5% при средней скоро-
сти поршня.10,15 м/сек. В то же
время определенный индикатор-
ный к. п. д. при наиболее эконо-
мичном составе смеси был равен
32,5, или 68,5% к. п. д. воздуш-
ного цикла при степени сжатия
5,0. Однако отмечено, что при
испытании топлив относительно
низкой испаряемости некоторые
потери происходят вследствие осаждения жидкого топлива на
стенках цилиндра. Для устранения этого явления признано не-
обходимым подогревать входящий воздух. После многих экспе-
риментов решено стандартизовать для всех топлив подводимую
теплоту в количестве 16,4 ккал в минуту. Это понижает коэффи-
циент наполнения и среднее индикаторное давление умень-
шается с 10,26 до 9,25 кг/см2, а индикаторный к. п. д. с 32,5
до 31,8%.
386
Фиг. 217. Продольный разрез двигателя Е35 с переменной степенью сжатия.
Пока производилась доводка двигателя и его оборудования Азиат-
ская нефтяная компания была занята сбором, подготовкой и ана-
лизом образцов топлива. В то же время она подготовила в качестве
низкосортного образца около 5 т легкого бензина с парафиновой
основой, из которого сульфонацией были удалены ароматики
вместе с большим количеством совершенно чистого толуола, служа-
щего компонентом для смешения.
Автор ставит себе целью в этой главе заниматься не столько иссле-
дованиями, которые проводились очень интенсивно в течение 1919—
1923 гг. и были достаточно полно освещены в технической литературе,
сколько хочет обсудить режим работы самого двигателя с механи-
ческой точки зрения.
В течение первых трех лет исследования двигатель работал
в среднем 25 час. в неделю и по крайней мере 95% этого времени ра-
ботал на полном открытии дроссельной заслонки при 1500 об/мин
и степени сжатия, изменяющейся в пределах от 4,0 до 6,0, поскольку
очень немногие из испытываемых топлив имели величину наиболь-
шей допустимой степени сжатия выше 6,0, а из этих немногих топ-
лив применение некоторых было ограничено скорее сферой действия
преждевременной вспышки, чем детонацией.
В общем было чрезвычайно мало неполадок с двигателем и ни-
когда, в течение более чем трехлетней интенсивной работы, иссле-
дование вследствие неисправности двигателя или его переборки
не откладывалось больше чем на один день.
Несмотря на исключительно низкий расход масла, а именно около
0,3% расхода топлива, на головке и днище поршня было отмечено
нагарообразование. Это несколько увеличивало действительную
степень сжатия и склонность к детонации при более низких степенях
сжатия. Пока нагарообразование было постепенным и прогрессив-
ным процессом, это не имело значения, поскольку ежедневное кон-
трольное испытание на эталонном топливе служило для установления
поправочного коэффициента, который обычно возрастал на 0,25
после 100—150 час. работы. По истечении указанного срока величины
наибольшей степени сжатия для применяемого топлива становятся
непостоянными, вероятно, вследствие отслаивания нагара и поэтому
необходимо было удалить нагар и очистить головку цилиндра и дни-
ще поршня; одновременно вынимались клапаны, очищались и слегка
притирались. В дальнейшем это стало практиковаться регулярно
один раз в 4—6 недель во время наиболее напряженных периодов
исследования.
Несмотря на интенсивное охлаждение в головке цилиндра между
седлами выпускных клапанов появлялись легкие трещины, прибли-
зительно через шесть месяцев интенсивной работы, но в ранней ста-
дии развития наличие трещин не влияет на характеристику ни в ма-
лейшей степени. Однако в ближайший капитальный ремонт была
изготовлена и подогнана новая головка; она треснула в тех же ме-
стах через тот же промежуток времени. Тогда была изготовлена
головка из специальной бронзы «адмиралти». Она вызвала увеличе-
ние наибольшей степени сжатия приблизительно на 0,1 на всех топли-
388
вах, но эта степень сжатия уменьшалась гораздо быстрее, чем при
работе с чугунной головкой. Более высокая степень сжатия правиль-
но или неправильно ставилась в зависимость от охлаждения выпуск-
ных клапанов, вследствие более высокой теплопроводности брон-
зовых седел; более быстрый износ происходил вследствие того,
что, хотя бронзовая головка и не трескается, она слегка коробится
и потому разрушает седла клапанов. В предварительных испытаниях
с одним или двумя выпускными клапанами было установлено, что
характеристика двигателя (при п < 1500 об/мин.) с двумя выпуск-
ными клапанами была такая же, как и с тремя. Поэтому новая кон-
струкция головки была изготовлена с двумя выпускными клапа-
нами далеко отстоящими один от другого, и двумя впускными кла-
панами. Такая головка из чугуна оказалась удовлетворительной и
в дальнейшем трещины не возникали.
Отличительным моментом была чрезвычайно низкая степень
износа цилиндра. В свете последних экспериментов это не казалось
удивительным, поскольку:
1) нормальная рабочая температура верхней части цилиндра
была все время как раз около оптимального значения по минималь-
ной коррозии или абразивному износу;
2) в нормальных Двигателях износ точно ограничен районом,
где верхнее поршневое кольцо приходит в свое крайнее верхнее по-
ложение. В двигателе с переменной степенью сжатия это положение
не является больше зафиксированным, а цилиндр перемещается
в пределах около 25,4 лмс.
Верхняя часть плавающей втулки работала вполне удовлетвори-
тельно и при осмотре была в отличном состоянии, несмотря на чрез-
вычайно высокие удельные нагрузки.
Поршень при осмотрах был всегда в хорошем состоянии за исклю-
чением тех двух районов днища, где в результате постоянной дето-
нации произошло разъедание. Поршень вынимался и осматривался
через 300—400 час. работы, когда прочищались канавки поршневых
колец, но не заменялся до тех пор, пока детонационная эрозия
не становилась сильной или боковой зазор в поршневых кольцах
становился чрезмерным.
Несмотря на то, что двигатель работал большую часть времени
или при детонации или на грани детонации, «залегания» поршневых
колец почти не случалось, что может показаться несколько стран-
ным.
Около 1923 г. после того, как двигатель отработал примерно
4000—5000 час., Азиатская нефтяная компания приготовила в своих
лабораториях несколько экспериментальных высокооктановых топ-
лив и с этого времени испытания проводились при более высоких
степенях сжатия. Шкала передвинулась от первоначальных зна-
чений 4—6,0 до значений 6,0—7,5. При этом, конечно, максималь-
ные давления возросли с 35,15—49,22 кг/см? до 49,22—63,28 кг/см\
Во время доводочных испытаний и в немногих случаях при испы-
таниях топлива исследовалась наивысшая степень сжатия вплоть
до предельных значений 8,0; двигатель не долго выдерживал работу
25* Заказ 2026.
389
при этих значениях степени сжатия. Усталостное влияние высоких
давлений начинало обнаруживать себя следующим образом:
1) развивались трещины в днище поршня;
2) бобышки поршневого пальца растягивались и постепенно
трескались;
3) в поршневом пальце появлялись продольные усталостные тре-
щины;
4) тонкий полый шатун начинал раскалываться в продольном
направлении;
5) прогиб коленчатого вала был значительным.
Каждый из этих симптомов был своевременно обнаружен,
что позволило предотвратить серьезные поломки.
Стало ясным, что основные рабочие части нуждаются в усилении
и регулярном осмотре. Поэтому были предприняты следующие
мероприятия:
1) поршень усилен в днище, в бобышках и в подкрепляющих
их ребрах, что увеличило собственный вес его на 20%;
2) диаметр и толщина стенок поршневого пальца увеличены;
3) диаметр и толщина стенок стержня шатуна увеличены;
4) размеры щек коленчатого вала значительно увеличены;
5) коленчатый вал продолжен со стороны привода и установлен
дополнительный выносной шариковый подшипник.
Эти усовершенствования исключили в дальнейшем неполадки,
но дополнительный вес возвратно-поступательных частей и допол-
нительный подшипник коленчатого вала обусловили увеличение
механических потерь при степени сжатия 5,0 с 1,28 до 1,47 кг/см*',
впоследствии это значение было уменьшено до 1,4 кг!смг вследствие
более раннего открытия впускных клапанов, что понизило как на-
сосные потери, так и шум при впуске.
В 1920 г. получено большое количество заказов на подобные
двигатели. Примерно 12 шт. двигателей Е35 были построены и испы-
таны в лаборатории автора, а затем направлены для установки на
нефтеперерабатывающих заводах, в лабораториях, в государственных
учреждениях, университетах и т. д. Некоторые из них работают
и по настоящее время.
Двигатель Е35 отвечал своему назначению в ранние периоды
исследования топлива. Позднее выявились его недостатки, которые
приводятся ниже:
1) двигатель был слишком большим и потреблял много топлива.
Этот недостаток становился особенно заметным, когда испытания
необходимо было проводить на дорогих химических веществах или
на маленьких пробах, приготовленных в опытных установках;
2) максимальная степень сжатия 8,0 больше не удовлетво-
ряла;
3) двигатель был несомненно шумным; этот недостаток мешал
применению его в университетах и для обучения.
Главными источниками механического шума были:
а) стук поршня в цилиндре;
б) привод клапанов;
390
в) конические шестерни для передачи к распределительному
валу, поскольку спиральные конические передачи не существовали
еще в то время;
г) грохот шариковых подшипников.
Потребность в двигателях по испытанию топлив и особенно
для получения детонационных характеристик была настолько ве-
лика и настоятельна, что в конце 1927 г. Г. Л. Хорнинг из компании
Вокеша в США, с которым автор тесно сотрудничал, решил разра-
ботать малогабаритный двигатель с переменной степенью сжатия
в основном сходный с двигателем Е35. Поскольку он был предназна-
чен только для использования при определении детонационной ха-
рактеристики топлива, а не для общих исследований, не предприни-
мались попытки получить высокие показатели. Для определения
детонационной характеристики топлива механический к. п. д. или
стабильность не были так важны, поэтому больше внимания могло
быть уделено хорошему оформлению. Этот маленький двигатель
впоследствии стал известен под названием CFR и был принят
повсеместно, как стандартный при испытании топлив на детонацион-
ные характеристики. Компания Вокеша Мотор поставляла эти двига-
тели во все части мира.
Стараясь удовлетворить спрос на маленький двигатель с пере-
менной степенью сжатия главным образом для целей обучения
в университетах и технических колледжах, а также для общих
исследований, в лаборатории автора был спроектирован и изгото-
влен небольшой двигатель Е5 с гильзовым распределением (фиг. 218
и 219). Гильзовый золотник был принят отчасти вследствие его
механической прочности и отчасти ради бесшумной работы. В этом
случае переменная степень сжатия достигалась с помощью второго
меньшего поршня или плунжера с ручным приводом, в центре днища
которого помещалась свеча зажигания. Этот поршень мог переме-
щаться в головке двигателя. Поворачивая маховичок в ту или дру-
гую сторону, поршень можно было поднять или опустить, а газо-
непроницаемость обеспечивалась поршневыми кольцами, допол-
ненными сальником. Это устройство обеспечивало диапазон изме-
нения степени сжатия от 5 до 12 и двигатель с самого начала был
рассчитан на продолжительную работу с максимальными давлениями
до 84,37 кг!смг.
Для обеспечения механического постоянства были установлены
шариковые подшипники и использован весь опыт, полученный при
доводке двигателя Е35. Однако было сделано несколько отступлений
для достижения бесшумности работы. Этот двигатель с диаметром
70 мм с ходом 82 мм имел очень хорошую характеристику и был
совершенно бесшумным в работе, а при установке глушителя шума
на впуске стал еще более бесшумным. Ожидалось, путем почти
полного исключения всех механических шумов, получить более
точное определение моментов детонации. Однако точность не
повысилась, вероятно, из-за конструкции головки, так как звук
детонации был приглушенным и неопределенным. В относительно
шумном двигателе Е35 можно было определить момент возникнове-
391
ния детонации с точностью до V20 степени сжатия. В бесшумном
двигателе Е5 нельзя было определить этот момент с точностью боль-
шей, чем около Ve степени сжатия, так как этот двигатель был
не подходящим для определения детонации и это не было его
основной задачей. Как двигатель для проведения занятий он под-
ходил вполне, поскольку лектор или демонстратор мог объяснить
режим работы группе студентов даже не повышая голоса. Для
Фиг. 218. Поперечный разрез эксперименталь-
ного двигателя Е5 с гильзовым газораспределе-
нием с одной гильзой.
исследовательской установки вообще механическая прочность и
постоянство этого двигателя были ценными качествами, но име-
лось два серьезных дефекта:
1) вследствие применения гильзового распределения не было
доступа в цилиндр, кроме как через головку, а она на таком малень-
ком двигателе была совершенно занята механизмом измерения сте-
пени сжатия и свечой зажигания, следовательно, нельзя было снять
392
индикаторные диаграммы или произвести измерение давлений в ци-
линдре;
2) вследствие малых размеров невозможно было охлаждать во-
дой бобышку свечи зажигания, что вызывало преждевременную
Фиг. 219. Экспериментальный двигатель Е5 с гильзовым газораспределением
с одной гильзой.
вспышку от перегретых электродов свечи, особенно прй высоких
степенях сжатия.
Однако, несмотря на эти дефекты, некоторое количество ценных
исследовательских работ было проведено в нескольких университе-
тах на установке Е5.
393
Затем был спроектирован и изготовлен двигатель Е6 с переменной
степенью сжатия. На этот раз это был более или менее миниатюрный
Фиг. 220. Продольный разрез экспериментального двигателя
Е6 в дизельном варианте с переменной степенью сжатия.
вариант двигателя Е35, т. е. клапанный двигатель с диаметром ци-
линдра 76,2 мм при ходе поршня 111 мм с распределительным ва-
ликом, расположенным на головке и с двумя клапанами (фиг. 220
и 221).
394
Фиг. 221. Поперечный разрез экспериментального двига-
теля бензинового варианта с переменной степенью сжа-
тия.
395
В этом двигателе диапазон изменения степени сжатия составлял
4,5—20, а максимально допустимое рабочее давление —
126,55 кг/см2. Не считая размеров, двигатель отличался от Е35 неко-
торыми особенностями, а именно: были применены спиральные кони-
ческие шестерни для привода распределительного вала, а кулачки
выполнены такого профиля, который обеспечивал несколько меньшие
ускорения. Эти усовершенствования сделали работу клапанов прак-
тически бесшумной. Для уменьшения шумности работы двигателя
применен сплошной кованый коленчатый вал с подшипниками сколь-
жения, а температура масла регулировалась с помощью подогре-
вателя, расположенного в картере двигателя, и независимого холо-
дильника, которые позволяли при пуске двигателя быстро поднять
температуру масла и в дальнейшем поддерживать ее постоянной
с помощью масляного холодильника.
Вместо бесциркуляционного Водяного охлаждения цилиндра
температура его регулировалась применением испарительного ох-
лаждения; поэтому все количество охлаждающей воды доводилось
до точки кипения, а пар конденсировался в отдельном конденсаторе.
Это имело то преимущество, что постоянная температура может быть
быстро достигнута и установлена без риска образования накипи
на стенках рубашки. Доступ в камеру сгорания предусмотрен поста-
новкой двух бобышек для свечей зажигания в противоположных сто-
ронах цилиндра. Дополнительные бобышки для других присоеди-
нений были предусмотрены также в отливке головки. Применялась
только одна свеча зажигания, другое отверстие оставалось свободным
для установки индикатора.
Тщательное наблюдение за температурой масла и воды, а также
чрезвычайно жесткий картер и коленчатый вал обеспечили хотя и
высокое, но постоянное трение в подшипниках и разброс показаний
при определении характеристики двигателя был меньше, чем 1,0%.
Как и следовало ожидать, с такими большими поверхностями под-
шипников и массивными рабочими деталями, которые были необхо-
димыми для восприятия максимальных давлений порядка
126,55 кг/см2, механические потери были относительно высокими,
суммарные потери трения при провертывании составляли при степени
сжатия 5—1,6 кг/см2 при 1500 об/мин, поднимаясь почти по пря-
мой до 3,01 кг!см2 при 3000 об/мин. При тех же оборотах потери
трения при провертывании были не намного больше, чем у двигателя
Е35 при том же числе оборотов и степени сжатия, но сравнение при
одной скорости поршня, а именно 10,15 м/сек, показало, что потери
были соответственно 1,28 и 2,88 кг!см2.
Рассмотрение индикаторных показателей двигателя Е6 показало,
что они немного хуже, чем у двигателя Е35, при той же степени
сжатия. Разница была не больше той, которая может быть объяснена
различием относительных тепловых потерь в стенки цилиндра;
при испытании на одном топливе с наивысшей допустимой степенью
сжатия для этого топлива индикаторные показатели двигателя Е6
значительно лучше двигателя Е35, а тормозная характеристика
немного хуже. На фиг. 222 показана чувствительность трех двига-
396
телей с переменной степенью сжатия к топливам с различными окта-
новыми числами. Испытания проводились в совершенно одинако-
вых условиях в смысле состава смеси, температуры и т. д. Каждый
двигатель работал при числе оборотов вала несколько большем
того, при котором получался максимальный крутящий момент.
Сравнивая двигатели Е35 и Е6, которые в общем сходны, отме-
чаем, что различие в наибольшей допустимой степени сжатия также
очень незначительно. Сравнивая двигатели Е5 и Е6, значительно
отличающиеся по конструкции, но близкие по размерам, видим,
что различие получается вследствие применения гильзового распреде-
ления вместо клапанного.
Но различие не такое уж
большое и это объяс-
няется, вероятно, тем, что
золотник для изменения
компрессии неохлаждае-
мый. В общем случае
установлено, что наиболь-
шая допустимая степень
сжатия двигателя с гильзо-
вым распределением обыч-
но на единицу выше, чем у
двигателя такого же раз-
мера, но с клапанным
распределением. Хотя на-
ибольшие допустимые сте-
пени сжатия трех двига-
телей значительно отли-
чаются, но,как и следовало
ожидать, они совершенно
Фиг. 222. Зависимость наибольшей допусти-
мой степени сжатия от октанового числа
(о. ч.), полученная при определении мотор-
ным методом:
1 — Е5; 2 — Е6; 3 — Е35.
одинаково реагируют на изменение октанового числа топлива.
Двигатель Е6 зарекомендовал себя как двигатель, пригодный
для общих исследований всех видов, и значительное число этих
двигателей было установлено в университетах, лабораториях и т. д.,
как двигатель для определения детонационной характеристики то-
плива он зарекомендовал себя значительно лучше, чем Е5, почти экви-
валентен двигателю Е35, поскольку опытный наблюдатель может
установить значение наибольшей допустимой степени сжатия с точ-
ностью до х/10 даже в районе значений степени сжатия 12,0.
На ранней стадии исследований топлива много неприятностей
доставляла преждевременная вспышка из-за почти постоянного пе-
регрева электродов свечи зажигания. Эти преждевременные вспышки
не позволяли исследовать наибольшую допустимую степень сжатия
чистых образцов многих топлив, таких как ароматики, спирты и
синтетические топлива.
В конце 1930 г. были сделаны обширные усовершенстования
в разработке специальных свечей зажигания особенно для форси-
рованных авиационных двигателей. С подобными свечами при обе-
спечении хорошего охлаждения их бобышек преждевременная
397
вспышка из-за перегрева свечей была почти совершенно исклю-
чена.
Накануне и во время второй мировой войны имели место интен-
сивное развитие и производство специальных очень высокооктановых
топлив. По техническим причинам потребовалось точно определить
действительные наибольшие допустимые степени сжатия некоторых
топлив, которые воспламенялись преждевременно до того, как дости-
галась их детонационная точка. Оборудованный улучшенными све-
чами двигатель Е6 оказался подходящим и во многих случаях
степени сжатия, как например, 16 могли быть достигнуты без прежде-
временной вспышки. Однако этого было недостаточно, так как оста-
вались многие топлива, действительные значения наибольшей до-
пустимой степени сжатия которых не могли быть достигнуты. Пред-
полагалось в подобных случаях, что преждевременная вспышка
при этих очень высоких степенях сжатия, вероятно, начиналась от
выпускного клапана вследствие общей высокой температуры по-
верхности внутри цилиндра.
Чтобы преодолеть эту трудность, был сконструирован измененный
вариант двигателя Е6 с D = 76,2 мм и S = 111 мм, как двига-
тель, предназначенный исключительно для испытания топлив.
В нем (фиг. 223 и 224) была проведена следующая модернизация:
/ 1) применена отдельная «мокрая» гильза с очень большой скоро-
стью циркуляции охлаждающей воды через спиральные проходы,
образованные внешней стенкой гильзы и внутренней полостью ци-
линдра, заканчивающиеся проходом в головку цилиндра;
2) выпускной клапан охлаждался маслом, проходящим с боль-
шой скоростью по штоку клапана к его тарелке;
3) поршень охлаждался струей масла, вытекающего из отвер-
стия в подшипнике шатуна;
4) циркуляция воды внутри крышки цилиндра была интенсифи-
цирована и с помощью внутренних трубок направлена в горячие
зоны.
Кроме этого, коленчатый вал был выполнен составным, шатун-
ный подшипник плавающего типа, а коренные подшипники шарико-
вого и роликового типов.
С этим специальным видоизменением конструкции, применяя
холодную воду для охлаждения цилиндра, стало возможным достиг-
нуть наибольшие степени сжатия почти для всех топлив, за исключе-
нием дисульфида углерода, однако даже и он мог испытываться
при разбавлении не менее 20% бензина. Вначале было возможным
определение наибольшей допустимой степени сжатия бензола,
толуола и многих других синтетических продуктов, которые начи-
нали детонировать при степенях сжатия порядка 17 или 18 по срав-
нению с 10,7 для чистого изооктана.
Позднее установлено, что с дополнительными улучшениями
конструкции свечей обычный двигатель Е6 вполне отвечает требова-
ниям, и интенсивное охлаждение выпускного клапана и поршня
не были обязательны, другими словами, было очевидно, что в неболь-
шом двигателе преждевременная вспышка, когда она случалась,
398
Фиг. 223. Продольный разрез одноцилиндрового двигателя типа Е6, модель II.
399
Фиг, 224. Поперечный разрез одноцилиндрового двигателя типа Е6,
модель II.
400
возникала из-за свечи зажигания. Поэтому осторожность при выборе
свечи зажигания и соответствующее охлаждение ее было все, что
необходимо.
Чтобы удовлетворить спрос университетов на двигатели с вос-
пламенением от сжатия для целей обучения, была спроектирована
экспериментальная головка цилиндра с вихревой камерой сжатия
типа «Комета», в которой, по возможности, большая часть воздуха
вытесняется в вихревую камеру.
Поскольку двигатель был рассчитан на максимальные давления
до 126,55 кг/см? и максимальная предусмотренная степень сжатия
была вполне достаточна для воспламенения от сжатия, превраще-
ние в двигатель с воспламенением от сжатия заключается в смене
крышки цилиндра и замене магнето топливным насосом с приводом
от распределительного вала.
Оборудованный таким образом двигатель мог работать как дви-
гатель с воспламенением от сжатия, но не очень эффективно,
так как:
1) чтобы применить тот же поршень с плоским днищем, как и
в варианте карбюраторного двигателя, была предусмотрена менее
эффективная форма камеры сгорания типа «Комета II». Автор пред-
почитал бы применение камеры сгорания типа «Комета III», но это
повлекло бы за собой изменения поршня, что рассматривалось,
как очень нежелательное явление;
2) чтобы избежать столкновения с тарелками клапанов при на-
личии небольшого перекрытия, между поршнем и тарелками клапанов
при положении поршня в в. м. т. должен быть установлен более
чем минимальный допустимый зазор, таким образом увеличивается
количество недосягаемого воздуха и его будет больше, чем в случае,
когда двигатель спроектирован исключительно как двигатель с вос-
пламенением от сжатия. В результате использование воздуха, а
следовательно, и мощность несколько меньше;
3) наличие верхнего распределительного валика является отри-
цательным в том смысле, что остается мало свободного места для
размещения форсунки;
4) переменная степень сжатия, обеспечиваемая благодаря под-
ниманию или опусканию цилиндра, мало пригодна для исследований
на двигателях с воспламенением от сжатия, поскольку любое изме-
нение формы или геометрических соотношений камеры сгорания
оказывает существенное влияние на характеристику двигателя с вос-
пламенением от сжатия.
Несмотря на эти недостатки, вариант двигателя Е6, Как двига-
теля с воспламенением от сжатия, позволяет получить приемлемую
характеристику и достаточно хорошо служит для обучения, но сле-
дует подчеркнуть, что двигатель был спроектирован, как исследо-
вательская установка высокой эффективности для работы по циклу
с воспламенением от искры и ее переоборудование на работу по циклу
с воспламенением от сжатия — это в лучшем случае компромисс.
Для серьезных исследований проблем в области двигателя с вос-
пламенением от сжатия требуется совершенно отличная конструк-
26 Заказ 2026. 401
ция двигателя, такая, как показана на фиг. 225 и 226 и имею-
щая D = 111 мм и S = 140 мм.
На основании длительного опыта конструирования, изготовле-
ния и эксплуатации исследовательских установок автор приходит
к следующим выводам:
1. Исследование почти во всех областях двигателей внутреннего
сгорания неизменно занимает гораздо больше времени и охваты-
вает более широкие пределы, чем ожидается в начале.
Редко бывает, что при исследовании может быть найдено един-
ственное решение проблемы.
2. Прежде чем можно будет получить какие-либо полезные ре-
зультаты, необходимо затратить много времени на изучение техники
проведения эксперимента и приобретение навыков работы на иссле-
довательской установке. Это часто занимает больше времени, чем
само исследование. Бывает очень досадно, когда обнаруживается,
что экспериментальный двигатель износился прежде, чем исследо-
вание началось.
3. Двигатель может оказаться неподходящим потому, что он
недостаточно прочен, чтобы выдерживать высокие давления, кото-
рые предусматриваются исследованием, или недостаточно легко
приспособляем к тем изменениям, которые необходимы для исследо-
вания, или же, будучи достаточно надежным для использования его
по назначению при расчетной мощности, он оказывался очень
ненадежным и неустойчивым в условиях исследования.
4. При проектировании двигателя для любого исследования важно
с самого начала установить, какие переменные величины будут
изучаться и проектировать двигатель исключительно для исследова-
ния этих величин. Всегда имеется большое желание попытаться
сделать такой двигатель, который можно было бы легко приспособить
для различных исследований. Это неизменно влечет за собой компро-
мисс, а для исследования их должно быть как можно меньше.
Можно проектировать экспериментальный двигатель со многими
переменными величинами, но на практике установлено, что при
многих переменных отсутствует отправная точка, а неизменность
последней является основным для исследования.
5, Для продуктивности исследования очень важно, чтобы уста-
новка была надежной не только в смысле долговечности, но также
в более определенном смысле, чтобы ее характеристика не изменя-
лась в исследуемых пределах в течение относительно длительного
периода так, чтобы можно было всегда воспроизвести ту же самую
характеристику при любых заданных условиях. Другими словами,
не должно быть «поля разброса». Это значит, что конструктивное
выполнение, тщательность обработки и материалы должны быть
по возможности высокого класса.
6. Для убедительности результатов исследования важно, чтобы
они были хорошими по абсолютным значениям, а полученные показа-
тели характеристики выгодно отличались от соответствующих зна-
чений лучших современных серийных двигателей. Не убедительно
доказывать, что характеристика, полученная при условии А на 3%
402
Фиг. 225. Продольный разрез одноцилиндрового экспериментального
двигателя с воспламенением от сжатия типа Е16.
26*
403
Фиг. 226. Поперечный разрез одноцилиндрового экспериментального
двигателя с воспламенением от сжатия типа Е16.
404
превосходит характеристику, полученную при условии Б, если обе
эти характеристики Л и Б значительно хуже лучших характеристик
современной практики. Это может показаться психологическим
моментом, но тем не менее чрезвычайно важно. Некоторые склонны
смотреть с подозрением на всякие большие «поправочные факторы»
по причине, скажем, чрезвычайно высоких механических потерь,
и действительно, поскольку из опыта известно, что механическое
трение наиболее неопределимая, нестабильная и переменная по вре-
мени «константа», при достаточно большой нестабильности различие
между А и Б может быть сведено к нулю.
7. Если хотят избежать потери времени и усилий, необходимо,
чтобы все рабочие детали двигателя были доступны и легко демонстри-
ровались особенно в том случае, когда установка предназначена для
исследований механических проблем. Очень важно, например,
предусмотреть большие люки в блок-картере, чтобы иметь возмож-
ность наблюдать шатунные подшипники, ощупывать их и разъеди-
нять; поршень также должен быть легко доступен для осмотра и
очистки. То же самое относится почти ко всем остальным движущимся
частям.
8. В ранние годы автором практиковалось предусматривать
на блок-картере, цилиндре или крышке цилиндра некоторое коли-
чество бобышек или обработанных плоскостей для установки испы-
тательной аппаратуры, которая могла бы в дальнейшем потребовать-
ся. Это не имело успеха, поскольку, бобышки никогда не оказывались
на нужном месте. Лучшим решением является изготовление стенок
блок-картера такой толщины, что в случае необходимости плоскость
обрабатывалась в любом месте.
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
Авиационные двигатели 285—304
335—341, 361, 371
-----двухтактные 361, 366, 371, 372
— — наддув 163, 164
-----охлаждение 289
— — расположение цилиндров 296
— — с воспламенением от сжатия
296—298
Азиатская нефтяная компания 388, 389
Азотированные гильзы 282
— золотниковые гильзы 369, 370,
372, 375
Альдегиды, см. Присадки 35, 111
Антифриз 163, 299
Аргил К ° 305—307
Блок цилиндров и блок-картер 212—219
Вихревое движение в двигателях с гиль-
зовым распределением 313—319, 350
— — на всасывании 94, 99, 103—106
Вихрь 25, 26, 30, 38, 92—122, 124
Влияние добавления альдегидов 35
----- пероксидов 35
— дополнительного кислорода на де-
тонацию 15, 16
— дросселирования на потери 144—
145
— материала на изнашивание ци-
линдра 281—284
— наддува на механический к. п. д.
151, 154
-----па холодный пуск 131, 132
— присутствия воды на детонацию
40—42, 162—164, 299, 370
— степени сжатия на механический
к. п. д. 147—151
— температуры на изнашивание ци-
линдра 275—281
Вода и преждевременное воспламенение
49
— как антидетонатор 40—42, 162—
164, 299, 370
Воздуходувка, см. Нагнетатели
Воздушно-вспомогательная камера сго-
рания 102, 103
— камерное смесеобразование 102,
103
406
Воздушный цикл 53, 54, 60, 61
Вокеша К° 391
Волновые явления 359
Впрыск бензина 352—371
— топлива в двигателях с воспламе-
нением от искры 38—39, 352—371
Вязкость 62, 139—141, 145
Гасители крутильных колебаний 223—
228
— Ланчестера 224—227
Гессельман 38, 353.
Гидравлические потери, см. Насосные
потери
Гильзовое распределение Верта и Мак
Колума 290, 305, 306, 307
Гильзы 213—219
Гопкинсон Бертрам, проф. 43, 376,
377
Группа «Шелл» 379
Давление впрыска 108
— и впрыск воды 162, 163
Дайкс Пауль 254
Двигатели Бристоль 290, 291
— для исследований 376—404
Двигатели с гильзовым распределением
305—341
— — — для авиации 289—295
Двигатели с гильзовым распределением
с жидкостным охлаждением 336—
341
Двигатель CFR 391
Двигатель Е5 с переменной степенью
сжатия 391, 392, 393, 397
— Е6 с переменной степенью сжатия
33, 45—50, 394, 396, 397, 398—401
Двигатель ЕЗО с гильзовым распределе-
лением 309
— Е35 с переменной степенью сжа-
тия 384, 386, 387, 390, 391, 394,
396, 397
— Е54 с гильзовым распределением
361, 371, 374
— Е65 с гильзовым распределением
368, 369
— «Комета III» 116, 118
-------с наддувом 165, 166, 167
— с гильзовым распределением «Вокс-
холл» 329, 330, 336
Найта 305
Двухтактные двигатели 179—199
— — с гильзовым распределением
342—375
— — — — — с впрыском бензина
352—375
-----с петлевой продувкой 184—186
— —J с прямоточной продувкой
Детонация 31—43, 55, 56, 377
— в двигателе с гильзовым распре-
делением 290, 368
— и влияние разбавления смеси 18
— — конструирование камеры сго-
рания 85—93
-----наддув 42, 43, 157, 158, 164
-----преждевременное воспламене-
ние 48, 49, 377, 378, 397, 398
-----расположение выпускного кла-
пана 38
--------свечи зажигания 38, 87, 89
-----скорость теплопередачи 32, 44
-----степень сжатия 17, 25, 55, 56,
61, 88
— и топливо 32, 33, 159
Диссоциация 53, 58, 74, 76
Дисульфид углерода 33
Добавление воды к топливу 66
Догорание, см. также период задержки
воспламенения 26, 27
Другие двигатели Роллс-Ройс 290, 294,
295, 296, 336, 361
Заедание 255, 256, 281, 282
Заширменный клапан 38, 99
Золотниковые гильзы 94—97
— — для двухтактного двигателя
185, 187
— — и детонация 38
Изменение объема 54, 60, 70, 71
— удельной теплоемкости 57—59. 76.
78
Измерение вихря 96, 111, 314, 315
— расхода топлива 383
— температуры в гильзе цилиндра
277—281
-----в поршне 250—252
Износ цилиндра 271—284
Индикаторная диаграмма 135—138, 143,
341
— — двигателей с воспламенением
от сжатия, снятая при пусковых испы-
таниях 131—133
Индикаторная диаграмма при наддуве
152, 153
Испаряемость 29, 64—67, 163
Испытания двигателя, подобного дви-
гателю Роллс-Ройс «Мерлин» 82, 83
— Морзе 135, 143
— преждевременного воспламенения,
полученного ионизационным спосо-
бом 11, 43—48
Камера сгорания «Акро» 102
-----«Вирлпул» 110, 119—121
—’ — для двигателей с гильзовым
распределением 120—121
Камера сгорания «Комета» 103, 104,
110, 111, 113—120, 401
— — Ланова 102
— — «Ровер» 91
Камера сгорания типа «Липпед-Вортекс
350, 351
Камеры сгорания с непосредственным
впрыском 104, 108, 109, 115, 116,
120—122
Карбюратор для добавления воды 42, 43
— Клодел Гобсон 384
Коленчатый вал 220—230, 258, 259
Компания Бр. Кроссли 193
— Бристоль Аэроплан 334, 336
— Даймлер 305
— Мессершмидт Петер 329
Конструирование поршневого пальца
237, 238
— поршня 244—270
— цилиндровой головки 239—241
----— для двигателей с воздуш-
ным охлаждением 334—335
Конструкция камеры сгорания двига-
теля с воспламенением от искры
85—92.
— —------------от сжатия 89, 90,
94—122
----------с гильзовым распределе-
нием 307—313
Коренные подшипники 230—235
Коэффициент наполнения и подогрев 29
— — — скорость газа 205, 206
— — — скрытая теплота парообра-
зования 68, 70
— — — состав смеси 66
— — — степень сжатия 156, 157
— полезного действия см. также Ме-
ханический к. п. д.
Крутильные колебания 222—229
Линия Вилльянса 136
Максимальное давление и вихревое от-
ношение 319
— среднее эффективное давление в
двигателях с предкамерой 162—163
Метанол 163, 164, 299, 370
Метиловый спирт, см. Спирт
Механические потери, см. потери на
трение
Механический к. п. д. 62—63, 134—154
Моторный метод испытания 135—139
407
Нагнетатели 194—197
Наддув 41, 155—178
Наддув авиационных двигателей 163,
164
— двигателей с воспламенением от
искры 158—164
------------сжатия 165—178
Наддув и подача воды 162—165, 299
— — температура воздуха 157—167
Наибольшая допустимая степень сжа-
тия 36, 37, 41, 48, 49, 159, 380—398
— —---------и октановое число 397
Насосные потери 137—139, 141—146,
151
------при наддуве 153.
Нэнир Сейбр 290, 292, 293
Обратная вспышка в карбюраторе 15
Объемный к. п. д. топливного насоса
206—209
Окись азота 33, 300
Октановое число 37, 39—41, 88, 151,
380
------ и наддув 158—164
—-----наибольшая допустимая сте-
пень сжатия 397
— — — среднее эффективное давле-
ние, 160—163, 288, 368—370
опережение впрыска топлива 39
— зажигания 20, 21, 39, 167—169,
310—311
----и вихревое отношение 315—316
— — — скорость горения 14—16
Определение стуков при различных
топливах 49
Оптимальное число оборотов при холод-
ном пуске 123—124
Охлаждение воздуха 158, 165
— поршня 258—270, 345, 346
Период задержки воспламенения в дви-
гателе с воспламенением от сжатия
25—30, 106, 109—112, 120—121
------и испаряемость 67
------— — различие в протекании
циклов 18, 19
---------------с наддувом 158, 159,
164, 167
Плотность воздуха 155, 158, 159, 165,
166
Подшипники коленчатого вала и износ
230—235
— верхней головки шатуна 237, 238
Поршневые кольца 139, 245—257
— — Нэнир 246
Потери в двигателях с переменной
степенью сжатия 148
— на трение 62, 63, 138—154
— тепла в охлаждающую воду
------от конвекции, радиации и теп-
лопроводности 59, 73, 76, 103, 104
------при выпуске 74—77
--------пониженной нагрузке 78, 79
-------сгорании 74, 77
Пределы горючести 12—13, 158
Предкамера 101, 102
Преждевременное воспламенение и дето-
нация 48, 49, 377, 397, 398
—--------максимальное давление 43,
44
—------состав смеси 47, 48
--------тепловой поток 43, 44
------------------------ топливо 49, 50
Присадки 31, 33, 34, 35, 40, 50
Продувка 188—194, 349, 350, 355,
356, 366
Промежуточное охлаждение 157, 158,
163
------при наддуве 161—166
Пропускная способность 203, 204, 205
— — двухтактного двигателя 183, 187
Рабочие циклы 51, 52, 60, 61
Разбавление смеси 40, 41
------и степень сжатия 55
Размер отверстий в распылителе фор-
сунки 107
— шатунной шейки 235, 236
Размеры клапанов 203—205, 211, 212
Расположение форсунки 106, 112, 119,
121, 124, 125
Распределение температуры в гильзе
27g__281
— — в поршне 245—250, 260
— тепла в двигателях с воспламене-
нием от искры 73—76
------------------от сжатия 76—78,
103, 104
Распыливание топлива, размер капель
28, 29, 108
Расход топлива 311, 321, 341
— — в двухтактном двигателе с гиль-
зовым распределением 359—367
------и вихревое отношение 315
Роллс-Ройс «Мерлин» 286—289
Самовоспламенение 43, 45
Свеча преждевременного воспламене-
ния 45—47
Свинец 33, 49
Сгорание, см. также Горение
— в двигателе с воспламенением от
искры 10—22
------------------сжатия 23—30
Скорость впрыска 130
— газа и коэффициент наполнения
205, 206, 207
— поршня 90, 107
------в авиационных двигателях 286
— — и пропускная способность 90,
107, 183, 184, 208
Скорость сгорания 13, 14
------и завихрение воздуха 97, 98
------ размер капель 27, 28
408
--------степень сжатия 16, 17
--------температура пламени 12, 13
Скрытая теплота 64—72
----- парообразования 64, 65, 69
-----и период задержки воспла-
менения 29
Смазка золотниковых гильз 283, 284,
368, 369
— коренных подшипников 257—259
— стенок цилиндра 272—275
— шатунного подшипника 263, 264,
266
Состав смеси и влияние разбавления
40, 41
--------детонация 37, 40, 41, 158—
162, 368 V
--------его влияние на температуру
пламени 12—15, 47
--------индикаторный к. п. д. 67, 72
—-------коэффициент наполнения 66
--------неравномерность циклов 18,
19
—-------объемное изменение 59, 60
--------преждевременное воспламе-
нение 47, 158, 159
--------скорость горения 12—14
—-------среднее эффективное давле-
ние 67, 161, 162
--------тепловые потери 60
Спирт 41, 42
Сравнение двигателей с гильЗоЦым рас-
пределением и двигателем с клапан-
ным распределением, 307—321
— двух- и четырехтактных двигате-
лей 151, 179—184, 197—199, 366, 367
— механического к. п. д. двигателей
с воспламенением от сжатия и с вос-
пламенением от искры 142—146, 151—
153
— топлив 34—36, 49, 50, 55—59,
64, 65
Среднее эффективное давление 134—
138, 142—146
-------в авиационных двигателях
285, 286
-------— в двигателях с воспламене-
нием от сжатия 116—118, 121
-------— с гильзо-
вым распределением 310, 327, 328
-------и вихревое отношение 315,
316
------- октановое число 160, 161
-------расход воздуха 356, 359
-------состав смеси 161, 162
Степень сжатия в двигателях с воспла-
менением от искры 16, 17, 41, 42, 62,
63, 92
-------от сжатия 29, 30
-------и детонация 360, 367, 368
-------скорость сгорания 16, 17
-------— степень повышения давле-
ния 156, 157
-----тепловые потери 60, 83
-----— холодный пуск 128, 131
Стук, см. Детонация
— в дизеле 121
Таллий 33, 40
Температура горения 54—56
— горячей вставки 109, 110, 111
— пламени и влияние на него состава
топливной смеси 12—15
—--------ее влияние на к. п. д. 54, 55
--------скорость горения 13
— самовоспламенения 24—26
— сжатия при пуске 64
Температурный градиент в камере сго-
рания 124, 125
— —---------— «Комета» 125
Тепловой поток через золотниковые
гильзы 320, 321
Тепловые потери, выраженные в вели-
чинах среднего эффективного давле-
ния 138
------и вихревое отношение 815, 316
------— конструкция камеры сгора-
ния 88
-------размеры двигателя 79, 80
--------состав смеси 80, 81
-------степень сжатия 83
—------температура на впрыске 82
— — при дросселировании и над-
дуве 81, 82
—------использовании водородного
топлива 83, 84
-------наддуве 157, 158, 160
Теплотворность 67—72
— отнесенная к воздуху 55, 56
— смеси 70, 71
— топлива 67—70
Термический к. п. д. 51—62
---------и состав смеси 66—72
Тетраэтилсвинец 31, 34, 36, 40
Топливный насос 349, 374
Топливо для маленьких двигателей
с воспламенением от сжатия 128—129
— и детонация 32
------к. п. д. 72
------преждевременное воспламене-
ние 44, 49, 50
Трение поршня 139—154
Турбина, работающая на выпускных
газах 157, 158, 195, 300—304, 352,
361, 366.
Турбулентная головка 42, 85
Турбулентность, см. Вихрь
— в двигателях с воспламенением
от сжатия 24—26, 101—102, 107
— — — с гильзовым распределением
92, 93, 306, 309—311
— и детонация 32, 38, 43
— — окисление от горячей поверх-
ности 22
-------скорость горения 11—18
409
— — тепловые потери 59
— чрезмерная 18
Уменьшение детонации 35—37
Фазы газораспределения 185—188
Фактор диаграммы 60
Форсунка «Пинтейкс» ИЗ—115, 126,
130
Халфорд Ф. Б. Майор 293
Ход поршня 209—212
Холодный пуск 103—106, 108, 112, 113,
119, 123—133
— — с камерами сгорания с непо-
средственным впрыском 125
---------------«Комета» 129—131
Хорнинг X. Л. 391
Хромирование цилиндров 214, 217, 283,
335
Цетановое число 29, 129
----и холодный пуск 131-
Цикловая подача 129, 130
Шатунные подшипники 213, 235—237
Этил нитрат 33
Этиловый спирт, см. Спирт
Эфир для холодного пуска 126, 127
Эфирный карбюратор для пуска двига-
теля с воспламенением, от сжатия 127
Эффективность уменьшения потерь 75, 76
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие редактора 5
Предисловие ......................................................... 7
Введение .... 9
Глава I. Сгорание................................................... 11
Глава II. Детонация и преждевременное воспламенение................. 31
Глава III. Коэффициент полезного действия........................... 51
Глава IV. Скрытая теплота парообразования........................... 64
Глава V. Распределение теплоты...................................... 73
Глава VI. Конструкция камер сгорания двигателей с воспламенением
от искры .......................................................... 85
Глава VII. Конструкция камер сгорания двигателей с воспламенением
от сжатия ................................................... 94
Глава VIII. Холодный пуск двигателей с воспламенением от сжатия . . 123
Глада IX. Механический коэффициент полезного действия............. 134
Глава X. Наддув.................................................. 155
Глава XI. Двухтактный двигатель................................... 179
Глава XII. Конструирование быстроходных двигателей внутреннего сго-
рания . .................................................... 200
Глава XIII. Конструирование быстроходных двигателей внутреннего сго-
рания ...................................................... 220
Глава XIV. Поршни и их охлаждение.................................. 244
Глава XV. Износ цилиндров.......................................... 271
Глава XVI. Авиационные поршневые двигатели......................... 285
Глава XVII. Двигатели с гильзовым газораспределением............... 305
Глава XVIII. Двухтактные двигатели с гильзовым газораспределением 342
Глава XIX. Двигатели для проведения исследований................... 376
Предметный указатель .............................................. 406
Г. Р. Рикардо
БЫСТРОХОДНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Редактор издательства Е. Я. Савельев
Технический редактор А. Ф. Уварова
Корректоры В. П. Хлопотина, А. П. Гусева
Переплет художника Ю. И. Соколова
Сдано в производство 11/XI 1959 г.
Подписано к печати 13/11 1960 г. Т-01648.
Тираж 6000 экз. Печ. л. 26,75 (4 вкл.).
Бум. л. 13,38. Уч.-изд. л. 29,0.
Формат 60x92/16. Зак. 2026.
Типография «Красный Печатник».
Ленинград, Московский пр., 91.