Автомобильные и авиационные двигатели. Часть 2 - Джодж А.В.

Автор: Джодж А.В.

Теги: авиация двигатели двигатель автомобиля авиастроение

Год: 1933

Похожие

Двигатели внутреннего сгорания Т.1

Тепловозы. Основные процессы

Автомобильный технический справочник Т.2

Техническая энциклопедия. Мышьяка соединения - Оливин Т.14

Текст

а. в. джодгк
/

*
АВТОМОБИЛЬНЫЕ
И
АВИАЦИОННЫЕ
ДВИГАТЕЛИ
ЧАСТЬ ВТОРАЯ

1933
ГОСМАШМЕТИЗДАТ
МОСКВА -ЛЕНИНГРАД
1961 г.
^А. В. Д2К0ДЖ

АВИАЦИОННЫЕ
ДВИГАТЕЛИ
ЧАСТЬ ВТОРАЯ
о
ПЕРЕВОД СО ВТОРОГО
АНГЛИЙСКОГО ИЗДАНИЯ
И РЕДАКЦИЯ
ин ж. Н. В. ЧЕРНЯЕВА
Аог.ущено к изданию в 1933 t. в качестве учебного пособия для втузов
Глггчччу правлением учебными заведениями НКТП СССР
О Н Т И НКТП СССР
ГОСМАШМЕТИЗДА Т
МОСКВА * 1933 * ЛЕНИНГРАД
МС 68-5-2
A. W. JUDGE
AUTOMOBILE AND
AIRCRAFT ENGINES
ПРЕДИСЛОВИЕ
Настоящий перевод с английского является продолжением (вто-
рой частью) книги Артура Джоджа „Автомобильные и авиацион-
ные двигатели", изданной Машметиздатом в 1933 г.
Настоящая книга, как и первая часть, рекомендована Главным
управлением высших учебных заведений НКТП в качестве учебного
пособия при прохождении курса быстроходных двигателей внутрен-
него сгорания во втузах СССР.
В настоящей второй части книги содержатся следующие главы:
1) Наддув в двигателях внутреннего сгорания.
2) Детонация в бензиновых двигателях.
3) Автомобильные и авиационные топлива.
4) Быстроходные двигатели с воспламенением от сжатия.
5) Кинематика и динамика быстроходных двигателей внутрен-
него сгорания.
6) Уравновешивание двигателей.
Обещанная нами в предисловии к первой книге глава о перспек-
тивах развития быстроходных двигателей не вошла во вторую часть
п возможно будет издана отдельной брошюрой.
ГЛАВА ПЕРВАЯ
НАДДУВ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
НАДДУВ БЕНЗИНОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Обычно бензиновый двигатель всасывает рабочую смесь через
карбюратор и впускной клапан, и развиваемая им мощность, при
прочих равных условиях, зависит от начального давления и темпе-
ратуры смеси в начале сжатия. Ясно, что даже в самой лучшей
конструкции двигателя при максимальном коэфициенте наполнения
начальное давление смеси не может быть больше атмосферного
давления.
Увеличение плотности или давления свежей смеси позволит уве-
личить количество тепловой энергии, вводимой в двигатель, и тем
самым увеличить его мощность. Так как свежая смесь, предвари-
тельно сжатая компрессором, будет введена в цилиндр, то будет
повышено не только начальное давление, но также и максималь
ное и среднее давления цикла. Дальше мы покажем, что макси-
мальная температура вспышки также угеличивается с повышением
начального давления, но это увеличение невелико.
Термин нагнетание или „наддув" может быть определен как
„наполнение цилиндра количеством свежей смеси, большим того,
которое двигатель мог бы засосать обычным путем".
Агрегат, сжимающий воздух или смесь (благодаря чему увеличи-
вается начальная плотность заряда), известен под названием на-
гнетателя.
Двигатель с нагнетателем для удобства можно рассматривать
как, нормальный, но работающий в окружающей атмосфере боль-
шей плотности.
Принципы нагнетания неновы: они были применены давно к газо-
вым двигателям, а затем, позднее, к нефтяным двигателям, но пра-
ктическое применение нагнетателей к автомобильным и авиацион-
ным двигателям развилось лишь в последние годы. Применению
нагнетания в авиационных двигателях был дан толчок во время миро-
вой войны; в настоящее же время мы имеем двигатели, в которых
нагнетатель является уже неотъемлемой частью.
Разработкой вопросов наддува и экспериментированием с на-
гнетателями занимались: RAE в Англии, Рото во Франции, Бюро
стандартов и „Дженерал электрик11 в Америке. Экспериментальные
работы велись также в Германии и в Швейцарии, где фирмами
б
Сименс, Шваде и Браун и Бовери строились многоступенчатые
приводные нагнетатели.
Прежде чем перейти к описанию новейших типов нагнетателей,
применяемых для автомобильных и авиационных двигателей, кратко
рассмотрим газовый двигатель Клерка, являющийся одним из первых
двигателей, в которых было применено нагнетание.
Двигатель Клерка с пересжатием
Клерк применил метод получения высокого среднего давления
без увеличения температуры стенок путем введения в двигатель
в конце хода всасывания добавочного заряда воздуха или инерт-
ных газов (охлажденные выхлопные газы) при давлении выше
атмосферного; он получил начальное давление в цилиндре на
0,6 кг! см2 выше атмосферного, увеличив таким путем вес заряда
на 40%, причем увеличение давления сжатия было осуществлено
без повышения средней температуры в цилиндре.
Фиг. 1. Двигатель с пересжатием (Клерка).
Результаты испытаний этого двигателя показали, что максималь-
ная температура в:пышки была понижена, но среднее давление
возросло примерно на 20%.
На фиг. 1 дан разрез двигателя, в которо*м увеличение мощно-
сти достигалось добавочным введением воздуха в конце хода
всасывания при давлении выше атмосферного. Задняя часть
цилиндра в этом четырехтактном двигателе работает подобно
насосу, подавая сжатый воздух в цилиндр через специальные окна.
Фиг. 2. Диаграмма двигателя с над-
дувом.
Фиг. 3. Диаграмма двигателя без над-
дува.
На фиг. 2 и 3 изображены две индикаторных диаграммы, снятые
с одного из таких двигателей, диаметр и ход которого были
254 и 457 мм.
6
14иже в таблице приведены результаты испытаний этого двига-
лЯ при наддуве и без него; все величины, помещенные в таб-
пице. получены из индикаторных диаграмм, изображенных на
фиг. 2 и 3.
Влияние наддува в газовом двигателе
— Давление сжатия кг/см2 Максииальн. давление вспышки кг/см2 Среднее давление кг/см2 Расход газа на индика- торную силу в час л3 Индика- торный к. п. д. в %
Нагнетание воздухом . . 13,35 39,7 7,73 0,374 34,4
Нормальная работа без нагнетания 9,14 32,3 6,25 0,473 27,7
Теория наддува
Нагнетание выгодно лишь в том случае, если максимальная тем-
пература не выше определенного предела, обусловленного детона-
ционными свойствами применяемой смеси. Поэтому были сделаны
попытки охлаждать сжатый нагнетателем заряд прежде, чем он
поступит в цилиндр, или применять для нагнетателя только сжа-
тый холодный воздух. С понижением температуры вспышки умень-
шаются: потеря тепла на непосредственную передачу его стенкам
и потери вследствие увеличения теплоемкости газов. Если каким-
нибудь способом удалось бы наддуть двигатель без повышения
температуры вспышки, то увеличение мощности произошло бы
без потери в индикаторном к. п. д. Конечно, получение этой доба-
вочной мощности возможно и путем улучшения индикаторного
коэфициента.
Теплотворная способность обычного состава смеси про полном
сгорании будет примерно 900 кал на 1 лт3 смеси. При такой смеси
температура сгорания достигает 2500° С, если принять в расчет
увеличение теплоемкости газов и диссоциацию.
Когда в цилиндр вводится добавочное количество смеси путем
нагнетания, то максимальное давление и давления сжатия будут
выше, но теоретически, поскольку степень сжатия остается той
же самой, к. п. д. цикла не. будет зависеть от степени нагнетания.
В действительности, однако, необходимо принимать в расчет
температуру пламени, диссоциацию и увеличение теплоемкости
газов. О увеличением температуры пламени растут тепловые по-
тери и приближается момент детонации.
11о этим причинам некоторые конструктора стремились охладить
сжатую смесь перед цилиндром или применить метод воздушной
продувки.
Давления наддува
^етРУДн° показать, что теоретически максимальное и среднее
в ДИкатоРНЬ1е давления в нагнетаемом двигателе будут увеличи-
ЬСя пропорционально степени нагнетания. Так, если в цилиндре
в начале хода сжатия имелась смесь, дающая 100 кал при по-
стоянном объеме, а затем мотор был наддут на 100%, тогда при
сгорании выделится 200 кап., тепла и давление удвоится, если пре-
небречь увеличением тепловых потерь.
Обычно за степень нагнетания- принимают выраженное в процен-
тах отношение между разностью давлений нагнетания и нормаль-
ным давлением в начале сжатия к нормальному давлению, предпо-
лагая температуру постоянной. Так, если нормальное давление
0,985 KzjcM2, а давление нагнетания 1,48 кг/см2, то степень нагне-
тания будет:
,'48 - 0'985 100 = 50%.
0,985
Расчет
налдува
температур, к. п. д. и т. д. произво-
Обычно вычисление давлений,
дят на основании теоретической индикаторной диаграммы, беря
за начальную точку давление
Фиг. 4. Теоретическая диаграмма для
расчета наддува.
нагнетания в начале хода сжатия
(фиг. 4).
Для этого необходимо знать
уравнения кривых сжатия и рас-
ширения. За отсутствием более
точных данных эти уравнения
могут быть приняты, как:
pv\S3 = const для кривой сжа-
тия,
pv1,22 — const для кривой рас-
ширения.
Величины давлений и темпе-
ратур для других точек могут
быть вычислены, если известны
теплотворная способность смеси
и закон изменения теплоемкости
газов с температурой.
Тепловые потери во время
сгорания должны быть известны
и их нужно вычесть из общего
баланса тепла смеси, воспламененной в конце сжатия. При отсут-
ствии точных данных эти потери можно принимать в 10% от об-
щего тепла сгорания
Максимальная температура конца сгорания получается из соот-
ношения:
Тг
0,9-На = f c,-dT,
'т
с
где Tz и Тс—температуры после и до сгорания (т. е. в конце сжа-
тия) и —теплоемкость при постоянном объеме в пределах темпе-
ратур этой части цикла.
8
Тля бензино-воздушных смесей в пределах температур от 600 да
25бо° С величина с, может быть принята равной:
с„ = 0,173 4-0,0000227 • Т,
так что
т,
0,9 Ни = f (0,173 4- 0,0000227 T)dT= 0,173 (Tz - Тс) +
’4~ 0,0000227 (Г/— Гс8). -
Если Н и Т\ известны, то легко найти и Т„.
Максимальное давление вспышки может быть определено из.
соотношения:
р = • Р ,
‘ Z р ' С >
* с
где Р—давление сжатия.
Зная Р, можно построить и кривую расширения по уравнению^
р . ^,22 — const.
Температура в конце хода расширения вычисляется по урав-
нению:
Т Т
'Т' _ * g __ _ 1 S л
Л е —1 ео 22
Индикаторный коэфициент полезного действия
_ тепло, обращенное в полезную работу
эффективное тепло сгорания (0,9 Ни)
Тепло, обращенное в полезную работу, равно 0,9 Ни минус тепло,
унесенное выхлопными газами.
Тепло выхлопных газов равно:
те
f Р - dT.
Tr
Вычислив этот интеграл, легко определить и индикаторный к. п. д.
Среднее индикаторное давление определяется из известного
уравнения:
р. = обращенное в полезную работу • 427 • Ge
(К-К)ЗО-П
1 Температура Тс определяется из хорошо известного соотношения:
Te=Tatn-\
где s—степень сжатия и п—показа1ель политропы сжатия (1,33 в нашем случае).
9
Расход горючего на индикаторную силу-час может быть вы-
числен
632
Ci~ ’
где Нп—теплотворная способность 1 кг топлива.
Таким образом все параметры состояния нагнетаемого мотора
могут быть определены с достаточной степенью точности.
Применяя данный метод к действительным случаям, лучше все
вычисления для определения объема заряда относить к 1 кг воз-
духа при известной начальной температуре Та (фиг. 4).
Поясним это примером.
Пусть степень сжатия двигателя £ = 5,0, температура начала
сжатия Та = 350° и начальное давление ра= 1,033 кг!см2\ при этих
условиях I кг воздуха будет иметь объем 0,992 м3 и 1 кг паров
бензина—0,286 лЛ
Примем состав смеси, как отношение веса воздуха к весу бен-
зина, равным 15:1. Тогда вес бензина в смеси на 1 кг воздуха
будет равен:
1
15
= 0,0667;
объем паров бензина:
0,286 • - = 0,0191;
10
общий объем засосанной смеси:
объем после сжатия:
V= - - = 0,253 м3.
с £ ---- 1 4
Для того, чтобы учесть остаточные газы в объеме Ц. допустим,
что они имеют ту же характеристику, как и воздух при Та =350LC
и Ра = 1,033 кг\см~. Тогда вес остаточных газов равен:
0,2530
0,992
0,255 кг
Таким образом общий вес рабочей смеси будет:
1 4-0,06684-0,255 = 1,32 кг.
Этот вес является исходным для тепловых подсчетов. При над-
дуве начальное давление Ра будет выше и вес заряда соответсг-'
венно больше. Очевидно, что во время сгорания это большее ко-
личество смеси выделит и больше тепла, в результате чего да-
вление Pz и температура Т„ также повысятся (фиг. 4).
ю
Влияние степени наддува
даваясь различными степенями наддува, скажем 1G, 20, 30%
можно вычислить соответственные величины давлений, тем-
Я п'атур. к- п- д- и сРедних давлений и, нанеся эти величины на
яфик, можно видеть характер изменения их со степенью наддува.
ГРНа фиг. 51 в виде кРивЫХ пред-
явлены данные теоретической инди-
Сяторной диаграммы для двигателя
к степенью сжатия е = 5, в котором
заряд охлаждался до температуры
350°С в каждом случае, атмосферное
давление 1,033 кг) см2 и состав смеси
14,5:1.
Теплоемкость смеси при постоян-
ном объеме принята равной Св =
0,173 + 0,0000227 • Т.
Из кривых видно, что теоретиче-
ское максимальное и среднее давле-
ния увеличиваются по линейному за-
кону с увеличением степени нагнета-
ния. Средняя температура также ра-
стет, но в меньшей степени, с увели-
чением степени нагнетания.
Вторая кривая среднего индикатор-
ного давления, Р,2 получена из Рл
Фиг. 5. Влияние степени наддува
на среднее индикаторное давление
и на максимальные давления и
температуру.
путем уменьшения его на мощность,
расходуемую на вращение нагнета-
теля при к. п. д. последнего в 50%.
Зависимость индикаторного к. п. д.
и расхода горючего от степени на-
гнетания показана на фиг. 6. Из кривых можно видеть некоторое
увеличение со степенью нагнетани я индикаторного к. п. д. и co-
д.
индикаторный к. п.
ответственно этому некоторое
уменьшение расхода горючего.
Что касается максимальных тем-
ператур, достигаемых без и при
нагнетании, то, как видно из фиг. 5,
где масштаб температур дан уве-
личенным, увеличение температуры
при изменении степени’нагнетения
от О до 100% составляет примерно
всего лишь 6%
Общее заключение, которое мож-
но сделать из этих аналитических
исследований, состоит в том, что
нагнетание, значительно влияя на
мощность, не уменьшает индика-
торного к. п. д., не увеличивает
percharging I. G. С a m е г о n, Autom. Engr. (Aug. 1925).
И
расхода горючего и сопровождается незначительным повышением
температуры.
Действительный индикаторный к. п. д. и расход горючего
Фиг. 7. Влияние степени наддува
на среднее эффективное давление
и эффективный к. п. д.
Ниже рассмотрим, будет ли в действительности индикаторный
к. п. д. нагнетаемого двигателя таким же, как и в разобранном ра-
нее теоретическом примере.
Здесь имеют место по крайней мере, две причины, вследствие
которых величина действительного индикаторного к. п. д. будет
ниже теоретической, а именно:
1) Обычно не всегда удается охла-
ждать нагнетаемый заряд до темпе-
ратуры всасывания двигателя без над-
дува.
2) Потеря мощности на вращение
нагнетателя должна быть вычтена из
„полезной мощности1*, представленной
площадью индикаторной диаграммы.
Можно ожидать уменьшения инди-
каторного к. п. д. еще и по причине
уменьшения степени расширения с
большей величиной заряда; так как
к. п. д. является функцией степени
расширения, то он будет иметь тен-
денцию падать пропорционально ве-
личине степени нагнетания.
При отсутствии охлаждения нагретого сжатием воздуха (или
смеси), выходящего из нагнетателя, температуры сгорания будут
все более приближаться к детонационным температурам горючих,
так что может оказаться необходимым во избежание этого умень-
шить степень сжатия, а уменьшение степени сжатия влечет умень-
шение индикаторного к. п. д.
В практике удельный расход горючего для нагнетаемых автсмо-
бильных двигателей больше вследствие одной или нескольких из
указанных причин.
На фиг. 7 1 изображены результаты экспериментов, проведенных
на авиационном двигателе, указывающие на зависимость Ре и от
степени нагнетания. Степень нагнетания в этом случае выражена
в единицах избыточного (над атмосферным) давления.
Наддув и индикаторная диаграмма
Из приведенных выше рассуждений видно, что путем наддува
двигателя с данной степенью сжатия увеличиваются давления; вса-
сывания, сжатия, вспышки и конца расширения. Индикаторная
диаграмма относительно атмосферной линии расположится выше
и будет полнее.
На фиг. 8 изображены три диаграммы: диаграмма А для двига-
теля без нагнетателя, имеющего степень сжатия е^=5, диаг-
1 „Supercharging Aircraft and Motor Vehicle Engines" A. H. R. F e d d e n. Proc.
Inst., Auf. Engrs. (1927—1928).
12
ja в для того же самого двигателя, но с наддувом в 50% и,
PagOneu, диаграмма С для двигателя без нагнетателя, но дающего
же эффективную мощность, как и двигатель В. В „последнем
, 7учае необходима степень сжатия £=11, при которой давление
вспышки будет 70 кг/см2. Вследствие такого высокого давления
вопрос о применении столь большой степени сжатия практически
отпадает. Средние индикаторные давления, соответственные диа-
граммам А и В (фиг. 8), будут 8,85 и ''
По отношению к двигателю А, уве-
личение давления вспышки в двига-
теле с наддувом (В) всего лишь око-
ло 30% по сравнению со 125% для
двигателя с пересжатием, предста-
вленного диаграммой С.
Линия расширения диаграммы В
лежит значительно выше, чем в диа-
грамме А; это, как мы уже сказали,
является типичным для диаграмм
двигателей с наддувом.
Потеря эквивалентная мощно-
сти, поглощаемой нагнетателем в слу-
чае В, была 0,91 кг)см2, так что по-
лезное Pt —12,85 — 0,91 = 11,94 кг\см2.
Мощность нагнетаемого двигателя
(В) была на 35% больше, чем двига-
теля без наддува (А).
Механический к. п. д. нагнетаемых
двигателей
Теоретически при одних и тех же
условиях относительные механиче-
ские потери нагнетаемого двигателя
меньше, чем двигателя без наддува.
Если Pi данного типа двигателя будет удвоено, то механические
потери, хотя и увеличатся, но незначительно; если, скажем, меха-
нический к. п. д. двигателя без наддува был 85%, то у двигателя
с наддувом будет 87—90% без вычета потерь на нагнетатель; при-
нимая же во внимание и последние, механический коэфициент дви-
гателя с нагнетателем будет несколько ниже.
В заключение следует указать, что наличие нагнетателя при
наддуве увеличивает вес двигателя. Затем, поскольку при наддуве
давления вспышки примерно на 25% выше, чем без наддува, то
по этой причине двигатели должны строиться более прочными,
а значит, они будут и более тяжелыми. Таким образом с точки
рения удельного веса наддув не дает преимуществ. Но зато
точки зрения литровой мощности двигателя и сохранения его
^ощности с высотой (для авиационных двигателей) имеются оче-
преимущества двигателя с наддувом.
v использование выхлопных газов будет иметь своим следствием
- ^еньшение удельного веса двигателя.
13
Сохранение мощности на высоте
Одной из самых важных проблеем при конструировании авиаци-
онного двигателя является сохранение его мощности с высотой,
т. е. при уменьшении плотности воздуха. Для разрешения этой
проблемы в распоряжении конструктора имеются несколько ме-
тодов, хотя не все из них представляют практическую ценность.
Из наиболее существенных методов сохранения мощности с вы-
сотой назовем следующие:
1) Применение сжатого кислорода.
2) Применение двигателей с пересжатием (высокая степень сжа-
тия). Такие двигатели на уровне земли работают задросселиро-
ванными, по мере подъема на высоту дроссель все больше и
больше открывается.
3) Переразмеренный (большой литраж цилиндра) двигатель,
работающий на уровне земли, также задросселированный.
4) Двигатель с пересжатием и работающий на двух сортах го-
рючих.
5) Двигатель с изменяющимся распределением.
6) Двигатель с переменной степенью сжатия, в котором сжатие
увеличивается по мере подъема на высоту.
7) Принудительное наполнение или наддув посредством различ-
ных компрессорных устройств.
8) Утилизация энергии выхлопных газов для создания пара.
Рассмотрим каждый из этих методов в отдельности.
Кислородный способ не имел практического успеха, главным
образом, ввиду затруднений карбюрирования при изменении ре-
жима, большого веса баллонов, заключающих кислород для пи-
тания двигателей и из-за появления детонации, сопровождающейся
чрезмерным повышением и давления и температуры.
Тем не менее применение кислорода с целью компенсации обо-
гащения смеси с высотой является вполне возможным. Но в этом
случае рабочие температуры будут выше и возникнут трудности
с охлаждением цилиндров и клапанов.
Задросселированный двигатель с пересжатием. Высшая сте-
пень сжатия с успехом применялась, и применяется до настоя-
щего времени, во многих авиационных двигателях »BMW“,
„Юпитер0, „Либерти0, в которых дроссель на малых высотах
остается прикрытым. Обычно на уровне земли для таких двигате-
лей разрешается открывать дроссель полностью не свыше, чем
на 2 мин. при условии, что мотор работает на соответствующем
топливе без признаков детонации. Иначе могут иметь место
преждевременные вспышки и другие неприятности.
С подъемом на высоту дроссель постепенно открывается и
уменьшение плотности воздуха (и мощности в двигателе с нор-
мальной степенью сжатия) частично компенсируется за счет уве-
личения сжатия.
Переразмеренные двигатели. Этот тип двигателей имеет нор-
мальную степень сжатия, но большие, по сравнению с нормаль-
ным двигателем, размеры (литраж) цилиндра. Большой литраж
14
дает возможность увеличить заряд, чем и компенсируется умень-
шение плотности.
Нормально двигатель на уровне земли работает задросселиро-
ванным.
Двойная топливная система. Этот метод с успехом при-
менявшийся, особенно на двигателях Бристоля „Юпитер11, дает
возможность значительно повысить степень сжатия по сравнению
с той, которую допускает без детонации на уровне земли чистый
бензин. В этом случае применяется устройство, позволяющее пе-
реключать двигатель на топливо с присадкой антидетонаторов
или на антидетонационные смеси при работе на уровне земли и
малых высотах. С подъемом же на высоту, когда давление сжа-
тия, вследствие падения плотности заряда, будет достаточно низко
двигатель переключают на чистый бензин.
Эта система вызывает необхо-
димость двойного карбюратор-
ного устройства 1 и двойного ко-
личества баков, кроме того она
дублирует, а тем самым и усло-
жняет хранение горючего на
земле.
Двигатель с изменяющимся
распределением. В этом случае
применяется двигатель с высо-
кой степенью сжатия и с рас-
пределительным механизмом,
дающим возможность изменять
Во/сота б метрах
Фиг. 9. Высотные характеристики раз-
моменты Открытия клапанов ВО личных типов авиационных двигателей
время работы двигателя, причем
наилучшая регулировка достигается на расчетной высоте.
Этот метод дал хорошие результаты при применении на авиа-
ционных двигателях „Бристоль".
Имеются интересные данные по сравнению одинакового типа ю
размеров двигателей Бристоля — „Юпитер" 450 л. с., при приме-
нении трех описанных выше методов сохранения мощности с вы-
сотой.
На фиг. 9 нанесены высотные характеристики четырех двигате-
лей одинакового размера и одинаковой, в основном, конструкции.
Кривая А относится к стандартному двигателю со степенью сжа-
тия е = 5,3; кривая В— к двигателю со степенью сжатия е= 6,3,.
работающему на земле задросселированным; кривая С—к двига-
телю со степенью сжатия е = 7,0 при применении двух сортов то-
плива и. наконец, кривая D — к двигателю с изменяющейся регу-
лировкой распределения, со степенью сжатия е = 6,3.
Все системы, иллюстрируемые кривыми В, С и D, легче, чем
обычные компрессорные системы, но не столь эффективны (не дают
такого же восстановления мощности) на больших высотах.
Переменная степень сжатия. Применение переменной степени
сжатия очень схоже с только что описанным методом за исклю-
1 Если горючие по удельному весу будут отличаться незначительно, то нуждь»
в Двойном карбюраторе нет. Прим, перее.
15
чением того, что при измененной степени сжатия двигатель может
работать на полном дросселе (при подъеме и максимальной ско-
рости) на всех высотах; при механическом или автоматическом из-
менении степени сжатия с изменением высоты.
В системе с переменным распределением и в системе с перемен-
ной степенью сжатия, достигается одна цель—изменяется давление
сжатия, причем в первом случае это достигается путем дроссели-
рования, а в последнем —изменением объема камеры сгорания.
Разница в этих методах состоит в том, что коэфициент наполне-
ния меньше в первом случае, но при работе двигателя на полном
дросселе коэфициент остается практически постоянным.
Применение нагнетателей. В этом случае потеря мощности дви-
гателя с высотой частично компенсируется нагнетанием, или, как
принято говорить, наддувом большего заряда воздуха, или смеси
с увеличением высоты.
При рассмотрении теории нагнетания можно сделать вывод, что
этот метод по своим возможностям является многообещающим.
Теперь остается лишь рассмотреть, как же практически осуще-
ствляется нагнетание авиационных двигателей.
Использование относительного давления воздуха
Метод использования давпения воздуха, созданного поступатель-
ным движение.м машины, предлагался неоднократно. На первый
взгляд является соблазнительным обратить раструб карбюратор-
ного воздухопровода к потоку, но при более близком рассмотре-
нии этого вопроса, с точки зрения количественных результатов,
оказывается, что эти результаты получаются совершенно ничтож-
ными.
Давление на нормально поставленную к потоку пластинку при
различных скоростях воздуха, приведено в следующей таблице:
Скорость машины относительно воздуха км/час Давление воздуха (нормальное) кг/см2
32 0,0058
64 0,0233
96 0 0536
129 0,0940
161 0,146
193 0,210
225 0.285
241 0,328
Из- приведенных данных видно, что на нормальных летных ско-
ростях, от 130 до 200 км/час, давление на всасывании увеличи-
вается всего лишь примерно на 0,02 кз/см2.
Применение выхлопных труб вытяжного типа даст выигрыш
примерно в 0,035 кг/см2 на уровне земли.
16
Относительное увеличение давления на всасывании (при исполь-
зовании напора набегающего погона) примерно одинаково ца всех
высотах и, следовательно, максимально возможное -увеличение
давления свежей смеси будет около 2%.
Если принять во внимание лобовое сопротивление раструба
(оцениваемого в I л. с. для 150-лглг раструба при 160 км/час), то
общий выигрыш получается очень незначительным, хотя и поту-
чается он без всяких затрат.
НАГНЕТАТЕЛИ
Успешное применение нагнетания в практике газовых и нефтя-
ных двигателей находилось в зависимости от применения отдельных
компрессоров’ или включения нагнетательных устройств в поршень
или цилиндр самого двигателя.
g Было запатентовано несколько бензиновых двигателей, в которых
наддув осуществлялся либо путем удлинения цилиндра и соответ-
ственного увеличения поршня, либо применением отдельного цилин-
дра компрессора.
Фиг. 10. Двухцилиндровый двигатель с наддувом и с противоположно
расположенными цилиндрами.
В большинстве случаев добавочный вес, габарит и сложность
устройства не компенсировались получаемыми выгодами, но в неко-
торых многоцилиндровых двигателях увеличение мощности дости-
галось бзз особенного увеличения веса и усложненности кон-
струкции.
На фиг. 10 изображен двухцилиндровый двигатель. Цилиндры
расположены так, что оба поршня к центру и от него
двигаются одновременно и таким образом силы от поступа-
тельно движущихся частей уравновешены. Этот тип двигателей
в настоящее время широко применяется для маломощных авиэток,
небольших автомобилей и мотоциклов.
Если воздух будет засосан в картер при движении поршней
к верхним мертвым точкам, то при обратном движении поршней
этот воздух будет сжиматься и может быто направлен в один йз
цилиндров через карбюратор, который для* этой цели делается
герметичным. Таким образом за один обороту дви^£ля н^дрлня-
2 Джо дж. 1нституту Ц
| № В1дд1л I
ется свежей смесью только один цилиндр, но количество смеси
в нем будет больше, чем в обычном двигателе.
Если через Ц. обозначим объем картера (при положении поршней
в нижней мертвой точке) и через D и S—диаметр цилиндра и ход
поршня, тогда при коэфициенте наполнения картерной системы
количество воздуха, засосанное в картер при атмосферном
давлении, будет:
Г2-т-£)3-5\
Ц-------4---J-
При адиабатическом сжатии давление в картере будет:
/ 2-T.-D--S \
Давление Р в то же время будет теоретическим давлением
начала сжатия в цилиндре при атмосферном давлении.
Действительное давление в цилиндре будет меньше Р, вследствие
потерь в карбюраторе, в трубопроводе и клапане; действитель-
ная величина начального давления сжатия будет около 0,7—0,8
теоретической величины.
Типы нагнетателей
Перейдем к краткому рассмотрению различных возможных типов
нагнетателей, которыми может располагать конструктор.
Существуют четыре основных типа нагнетательных устройств:
1) Поршневой компрессор. '
2) Коловратный компрессор.
3) Нагнетатель Рута.
4) Центробежный нагнетатель.
Поршневой компрессор до сих пор в практике автомобильных
и авиационных двигателей распространения не получил. Второй
тип в своих последних улучшенных конструкциях имеет достаточно
широкое применение, примерами служат модели Кёзетт (Cozett),
Золлер (Zoller, и Пауэр-плюс (Power-plus).
Нагнетатель Рута имеет широкое применение в Европе для
гоночных автомобильных двигателей.
Центробежный нагнетатель, приводимый во вращение или через
шестерни от вала двигателя или выхлопными глазами, применятся,
главным образом, в авиационных двигателях х.
Поршневые насосы
Вес и габарит поршневых компрессоров исключают их примене-
ние для авиационных двигателей, поэтому внимание конструкторов
авиационных двигателей в настоящее время сосредотачивается
на коловратных и центробежных нагнетателях.
1 По установившейся в нашей практике терминологии в дальнейшем центробежный
Нагнетатель, приводимый через шестерни от вала двигателя, будем называть при-
водным центробежным нагнетателем, а приводимый турбиной от выхлопных
газов—турбокомпрессором. Прим, перев.
18
Поршневой компрессор должен иметь рабочий объем, больший,
чем литраж двигателя, и следовательно, его размеры будут такими
же, если не больше, как и самого двигателя при одинаковом числе
оборотов компрессора и двигателя; повышение же сколько-нибудь
значительного числа оборотов компрессора, имеющего поступа-
тельно-движущиеся части, не представляется возможным.
С этой точки зрения на применение поршневых компрессоров
особых надежд возлагать не следует.
Коловратные нагнетатели, работающие при скоростях от 2000
, о 4000 об/мин, способны пропускать большие объемы воздуха при
избыточном давлении от 0,5 до 0,7 кг.см2, укладываясь в сравни-
тельно небольшие габариты, но зато требуют очень обильной
смазки.
Эффективность коловратного насоса и его герметичность зависят
от трения лопастей ротора о стенки кожуха и поэтому эти насосы
не должны работать продолжительно на скоростях, превышающих
1000 об/мин, если не обеспечена чрезвычайно надежная смазка
и периодический ремонт. Во всяком случае, применение агрегатов
с трущимися поверхностями, работающих на больших скоростях,
нельзя рекомендовать для авиационных целей, поэтому коловрат-
ные насосы также не совсем подходят в качестве нагнетателей
авиационных двигателей, хотя и имеют преимущества перед пор-
шневыми насосами.
В Англии пробовали использовать коловратный насос как нагне-
татель, но распространения это начинание не получило.
Автор, имеющий большой опыт по применению этих компрес-
соров для авиационных целей, нашел, что максимальное число
оборотов, которое можно допустить в специально сконструирован-
ных типах, не должно превышать 1000—1500 об/мин, в противном
случае компрессор сильно нагревается, что ведет к заеданию при
продолжительной работе.
При обильной смазке и при устройстве маслоулавливателей
число оборотов удавалось доводить до 5000 в минуту.
В новейших конструкциях коловратных компрессоров обращено
большое внимание на уменьшение трения лопаток, что позволило
увеличить скорость компрессора, а чем больше скорость ком-
прессора, тем меньше его размеры. В практике эти компрессоры
оаботают на тех же или немного больших числах оборотов, что и
двигатель.
В коловратных компрессорах Ривелла и Кёзетта уменьшение
трения достигается посредством перфорированного, вращающегося
и хорошо смазываемого барабана, находящегося между лопатками
и кожухом.
На фиг. 11 дан разрез нагнетателя Кёзетта, применявшегося для
Двигателей гоночных автомобилей.
В компрессоре ,,SLF“ вращающийся барабан заменен несколь-
кими плавающими кольцами, помещенными между концами лопаток
и кожухом, что дало возможность уменьшить износ. Кроме трения
лопаток о воздух необходимо учитывать и трение их в напра-
вляющих.
2*
19
Так как избежать износа в фиксированных направляющих трудно,
то был сконструирован компрессор с качающимися направляющими.
В этом нагнетателе лопасти расположены в качающихся направляю-
щих ротора и вращаются на шариковых подшипниках вокруг вала,
лопости расположены радиально, как это видно из фиг. 12. Между
лопастью и кожухом имеется зазор.
Фиг. 11. Нагнетатель Кёзетта (Со-
zette).
1—-кожух; 2—ротор; 3 центральная линия ко-
жуха; 4—центральная линия ротора; 5—вра-
щающийся барабан; 6—выход сжатого воз-
духа;/—лопатки (расположенные по оарабану);
3-—радиальные вырезы в роторе; 9—входное
отверстие для воздуха; 10— трущийся контакт
между лопаткой и барабаном; 11—зазор меж-
ду барабаном и кожухом.
Фиг. 12. Эксцентричный нагнетатель
вПауэр-плюс“ с цапфой подшипника
лопатки.
/—лопатк*; 2—зазор между лопаткой и на-
правляющей; 3--кольцевая выемка; 4— есу-
щнн валик, расположенный эксцентрично ро-
тору.
Фиг. 13. Детали нагнетателя „Пауэр-плюс",
мобильных двигателей, но они еще
Эксцентриковый компрессор „Пауэр-плюс“, изображенный на
фиг. 12, может быть выполнен более легким и более компактным,
чем обычный коловратный компрессор, и может работать удовлет-
ворительно на больших ско-
ростях; кроме того лопасти
в этом типе могут быть
уравновешены. Для под-
шипников применяется при-
нудительная смазка.
Этот одноступенчатый на-
гнетатель дает значитель-
ное увеличение давления на
всасывании и может рабо-
тать на том же, или даже
большем, числе оборотов,
чем двигатель.
Хотя в настоящее время
коловратные типы и приме-
няются для нагнетания авто-
требуют дальнейшего усовер-
шенствования в системе смазки, уменьшения износов, устранения
течи масла и уменьшения шума.
20
Компрессор „Пауэр-плюс, благодаря тому, что он работает
с фиксированным зазором между лопастью и кожухом и что в нем
грименена принудительная смазка и бесшумная передача, пред-
ставляет значительно улучшенную конструкцию компрессора.
Нагнетатели Рута
Нагнетатель Рута представляет достаточно старую форму ком-
п зессора, применявшегося еще лет двадцать назад для повы-
шения давления на всасывании бензиновых двигателей, но за
последнее время он вновь начал применяться для целей нагнета-
ния быстроходных двигателей, особенно гоночных автомобилей,
и даже встречается в некоторых серийных автомобилях.
Фиг. 14. Нагнетатель Рута (К oofs)
с трехлопастиым ротором.
Фиг. 15. Автомобильный нагнета-
тель Рута с передачей.
Нагнетатель Рута состоит из двух, имеющих циклоидальную
форму, роторов, вращающихся посредством шестеренчатой пере-
дачи навстречу друг другу.
Роторы выполняются с неболь-
шими фиксированными зазорами
между собой и кожухом, почему
трение концов, присущее коло-
вратным компрессорам, здесь отсут-
ствует.
В новейших конструкциях ком-
прессоров Рута кожух делается из
алюминиевого сплава и имеет реб-
ра для охлаждения.
Роторы делаются из стали или из
легких алюминиевых сплавов и
вращаются со скоростью, равной
или несколько большей, чем ско-
рость двигателя \
Фиг. 16. Нагнетатель Рута для двига-
теля автомобиля Беижлеп
1 В авиационных двигателях доводят передаточное число к компрессору Рута до 4.^
Прим перев.
21
При малых скоростях утечка через роторы бывает значительной.
с увеличением же скорости она уменьшается и на больших скоро-
Фиг. 17. Нагнетатель Мерседес (Mercedes)
типа Рута.
выходное отверстие для вчздуха; 2—выходное от-
верстие для воздуха; 3—муфтй сцепления.
стях становится сравнительно
малой.
Недостатком компрессора
Рута является то, что он дает
пульсирующий поток, и в не-
которых случаях это бывает
настолько чувствительно, что
вызывает необходимость
устройства ресивера, пога-
шающего пульсации.
Обычно ротор компрессора
Рута имеет два отростка или
две лопасти, но встречаются
конструкции и с трехлопаст-
ными роторами (фиг. 14). Это
делается с целью уменьшить
утечку, но зато в этой кон-
струкции уменьшается рабо-
чий объем.
Этот тип нагнетателя срав-
нительно недорог в производ-
стве, и если хорошо сконструи-
рован, то надежен и в эксплоа-
тации в течение долгого вре-
мени. Этот нагнетатель недо-
статочно эффективен как воздушный компрессор, но вполне доста-
точен для нагнетания двигателей спортивных автомобилей. Он не
нашел себе широкого приме-
нения для авиационных двига-
телей, главным образом вслед-
ствие его большого габарита.
На фиг. 15 дан разрез ти-
пичного нагнетателя Рута.
На фиг. 17 и 18 изображен
нагнетатель типа Рута, приме-
няющийся фирмой Мерседес
для нагнетания автомобильных
двигателей. На фиг. 17 нижняя
часть картера отнята для того,
чтобы лучше видеть кониче-
С
Фиг. 18. Детали нагнетателя Мерседес
типа Рута.
А—роторы нагнетателя; 7?—выходное отверстие для
воздуха; С—кожух ротора; (г~муфель сцепления.
скую шестерню передачи и
муфту сцепления. На фиг. 18
показаны роторы и кожух ро-
торов, или рабочая камера.
На фиг. 19 приведена фотография полуторалитрового лодочного
двигателя Санбим, снабженного нагнетателем Рута. Карбюратор
в этом случае прикреплен к фланцу всасывающего отверстия
нагнетателя.
22
На фиг. 16 изображен нагнетатель 41;2-ли’трового двигателя авто-
мобиля Бентлей (Bentiey) (модель 1929 г.). Это—нагнетатель типа
рута; к нему со стороны всасывания (или стороны атмосферного
давления) присоединены два карбюратора для питания шести
цилиндров двигателя. Нагнетатель расположен таким образом, что
через масляную систему двигателя смазываются передачи и роторы
нагнетателя.
Фиг. 19. Двигатель Саибим (Sunbeam) с нагнетателем Рута.
Для того чтобы предохранить трубопроводы и нагнетатель от
разрушения при обратной вспышке, во впускном трубопроводе
устроены предохранительные клапаны.
Центробежные нагнетатели
Почти со всех точек зрения центробежный нагнетатель будет
наиболее подходящим. Он имеет минимальное количество рабочих
частей и очень компактен для данной производительности. В нем
нет, за исключением подшипников, трущихся поверхностей, так
что этот нагнетатель может работать значительный период времени,
не требуя особого ухода.
Практически все успехи в области конструкции нагнетателя
авиационных двигателей в настоящее время достигнуты благодаря
Центробежным нагнетателям.
Методы привода центробежных нагнетателей
Можно назвать три различных способа привода центробежных
нагнетателей \ а именно:
1) Шестеренчатая передача от двигателя.
2) Посредством турбины, работающей выхлопными газами.
3) Посредством паровой турбины с использованием для паро-
образования выхлопных газов.
1 На мощных самолетах может быть установлен отдельный двигатель для вра-
щения нагнетателя.
23
Рассмотрим в отдельности каждый из этих методов.
Импеллер с непосредственной шестеренчатой передачей от дви-
гателя, впервые появившийся на немецких двигателях в настоящее
время имеет широкое применение в авиационных двигателях. Схема
этой передачи изображена на фиг. 20. Импеллер в этом случае имеет
число оборотов значительно больше, чем двигатель; конструирова-
ние и изготовление' шестеренчатой передачи для больших скоро-
стей требуют большого искусства и точности.
В 1917 г. фирма Браун и Бовери в Мангейме1 провела испытание
центробежного приводного трех- или четырехступенчатого , нагне-
фиг. 20. Схема авиационного приводного центро-
бежного нагнетателя.
1 промежуточная передаточная шестерня; 2—ведущий ва-
лик; 3—муфта; 4—компрессор; 5—входное отверстие для воз-
духа; 6 - нагнетающая магистраль; 7—карбюратор; 8— выхлоп-
ная труба; 9—всасывающая труба; 10— всасывающий клапан;
/I—выхлопной клапан; 12—цилиндр двигателя-
тателя; вращение его производилось через промежуточное эла-
стичное устройство (га-
ситель кручения).
Скорость вращения бы-
ла 10000— 11 00Э об/мин;
импеллер был изготовлен
из специальной стали вы-
сокой крепости; шестер-
ни были сделаны из хро-
моникелевой стали и по-
сле закалки шлифовались.
Во всей передаче приме-
нялись роликовые под-
шипники. Полный вес на-
гнетателя, сконструиро-
ванного для двигателя в
260 л. с., 57 кг. По дан-
ным фирмы нагнетатель
в состоянии поддержи-
. вать нормальную мощ-
ность авиац. двигателя до высоты 4600 м, поглощая 25 л. с.
Некоторое увеличение мощности получается за счет уменьшения
на высоте давления при выхлопе, а также за счет того, что во время
хода всасывания компрессор производит полезную работу на
поршень двигателя.
Подача нагнетателя регулировалась дросселированием на всасы-
вании; изменение количества воздуха в карбюраторе потребовало
компенсационного устройства.
Этот тип нагнетателя был испытан на самолете AEG, достиг-
шем 8 июля 1918 г. высоты 6000 м, что является несомненным увели-
чением ранее установленного „потолка"; максимальная скорость
самолета также значительно увеличилась. •
Сравнение центробежных нагнетателей, приводимых во вращение
выхлопными газами
Нагнетатель, приводимый во вращение от выхлопных газов, так
называемый турбокомпрессор, обычно считается более пригодным
1 „В owers for Aero Engines* W. C. Noack; Flugsport (Sept. 1919).
24
Фиг. 21. Схема турбокомпрессора.
/—импеллер; 2— входное отверстие для воздуха в компрес-
сор; 3 и 4—иагнетающая магистраль; а—карбюратор; в~вса-
сывающая труба; 7—всасывающий клапан; в—вал турбины и
импеллера: 9 — выхлопной клапан: 10 — выхлопная трубам
11—колесо турбины; 12— выход газов после турбины.
для авиационных моторов за исключением, пожалуй, радиальных,
поскольку мощность, расходуемая на нагнетатель, падает с увели-
чением высоты. В случае же приводного нагнетателя потребляемая
им мощность остается почти постоянной на всех высотах. Кроме
того высотность двигателя, т. е. высота, до которой он сохраняет
земную мощность, может быть достигнута применением турбо-
компрессора.
При увеличении расчетной высоты увеличивается потеря мощно-
сти двигателя на нагнетатель и значительно увеличивается потеря
располагаемой мощности на земле.
Преимуществом центробежного нагнетателя является то, что при
умеренных передаточных числах можно не устанавливать радиато-
ров для охлаждения смеси, благодаря чему весь агрегат получается
более компактным, особенно для радиальных двигателей.
Третий метод принадле-
жит к числу широко испы-
танных и результаты
испытаний его показы-
вают, что он является в
настоящее время наибо-
лее простым и наиболее
обещающим устройством
для одиночного агрегата.
На фиг. 21 изображена
схема турбокомпрессора,
состоящего из турбины
типа Рато. Турбина вра-
щается выхлопными га-
зами; на одном валу с ней
посажен импеллер цен-
тробежного нагнетателя.
Выхлопные газы прохо-
дят через насадки турби-
ны и отдают свою энергию ротору, после чего выходят в атмосферу.
При таком устройстве имеет место увеличение противодавления
на выхлопе, но и при этом в большинстве случаев получается зна-
чительное увеличение мощности двигателя.
При схеме турбокомпрессора, изображенной на фиг. 21, необхо-
димо компенсировать давление в поплавковой камере, так как
нормально оно равно атмосферному, тогда как на всасывании
карбюратора давление благодаря нагнетанию выше атмосферного.
Кроме того величина давления будет изменяться в зависимости от
степени нагнетания.
Для преодоления этого затруднения обычно поплавковую камеру
закрывают герметически и сообщают посредством трубочки малого.
Дийметра с трубопроводом, идущим от нагнетателя к карбюратору;
таким образом давление в поплавковой камере будет равно давле-
нию нагнетания, т. е. произойдет автоматическая компенсация давле-
ния.
Другой особенностью конструкции является включение пере-
пускного клапана на трубопроводе, ведущем от выхлопного кол-
25
лектора к турбине. Перепускной клапан управляется от руки
(фиг. 23); путем его открытия часть выхлопных газов выпускается
непосредственно в атмосферу, минуя турбину, чем достигается
различная степень нагнетания вне зависимости от открытия дрос-
сельной заслонки двига-
Усовершенствованный турбокомпрессор
Фиг. 22. У
с дроссельной заслонкой и с поддувающим кла-
паном.
теля.
Недостатком такого
устройства является то,
что при различной сте-
пени нагнетания и поло-
жения дросселя условия
карбюрации могут значи-
тельно изменяться.
Для того чтобы избе-
жать недостатка схемы 21,
фирма Бристоль (Bristol
Aerop. Company)1 приняла
систему, изображенную
на фиг. 22. В этой систе-
ме карбюратор помещен
снаружи турбокомпрессо-
ра, так что воздух, за-
сосанный непосредствен-
но из окружающей атмосферы, смешивается с бензином перед
сжатием, ичевидно, что такое устройство дает возможность избе-
жать затруднений, про-
исходящих из-за измене-
ния состава смеси.
Устройства для пере-
пуска выхлопных газов,
о котором говорилось
выше, в настоящей систе-
ме нет, так что вся ре-
гулировка мощности осу- if?"! i
ществляется только дрос- L Ц1
6
10
Фиг. 23. Схема турбокомпрессора.
1—импеллер; 2— нагнетающая труба; 3—термометр: 4—карбю-
ратор; 5— всасывающий клапан; б—выхлопной клапан; 7—тру-
ба, подводящая выхлопные газы к колесу т?рбин; 8—счетчик
оборотов ритора турбины; 9—регулирующая заслонка; 10—вы-
хлопная труба.
селем карбюратора.
Клапан 4, устроенный
на случай обратной
вспышки,и радиаторбдля
охлаждения до нормаль-
ной температуры смеси
перед поступлением ее в
цилиндр являются абсо-
лютно необходимыми.
Этот тип нагнетателя непригоден для двигателей земного тран-
спорта. На уровне земли противодавление немного больше давления
компрессора, именно 0,28 кг/см2. Это значит, что если, скажем, двига-
тель развивает 450 л. с. (без нагнетания), то, будучи снабженным
1 „Supercharging Aircraft and Motor Vehicle Engines*; AHR; Eedden; Proc. Inst.
Aut. Eugrs (1927—1928).
2G
трубокомпрессором, он будет развивать всего лишь 400 л. с. с раз,
режением на всасывании 0,07 кг[см2. У этого типа компрессор’,
давление нагнетания с увеличением высоты саморегулируется
н определенных пределах. С увеличением высоты атмосферное
давление падает, и следовательно, перепад давлений в турбине уре-
личивается, скорость импеллера, а с ней и нагнетание, т^к^ке
увеличивается. Таким образом работа этого типа нагнетателя
компенсируется. Разность давлений выхлопных газов и атмосфер
ного создает достаточную мощность для поддержания земного
давления на всасывании до высоты 6000 м и выше.
Выхлопные газы, являясь как бы подушкой, создают чрез
вычайно ровную, безударную работу нагнетателя при мгновенном
изменении режима двигателя (ускорение). Устойчивая и очень
плавная работа двигателя, снабженного турбокомпрессором, является
характерной. Постоянство давления на всасывании сохраняется
при этом типе нагнетателя до больших высот, чем при каком-либо
ином существующем типе.
Конструирование и производство ротора турбины и его кожуха
представляются довольно трудными вследствие разности температур
Для того чтобы поддержать земное давление на всасывании до
высоты 6000 м, ротор турбины должен вращаться со скоростью
27 000—30 0j0 об/мин.
Колесо турбины вращается при температуре выхлопных газов
в 650—700°С, продолжительно действующих на него. Обе эти
проблемы могут быть разрешены путем тщательного конструиро
вания кожуха и ротора и хорошим внешним воздушным охлажде-
нием. Ротор турбины делается целиком вместе с лопатками из
одной поковки специальной высокохромистой жароустойчивой
стали. Это дает совершенно удовлетворительный результат.
Энергия турбокомпрессора
В связи с общим к. п. д. комбинации двигателя с нагнетателем
турбокомпрессор имеет преимущество в том, что турбина дает
возможность выхлопным газам расширяться сразу до атмосферного
давления, тогда как в двигателе без нагнетателя расширение
является неполным.
Предполагаем, что турбокомпрессор сохраняет земное давление
на всасывании; тогда диаграмма четырехтактного двигателя будет
представлена (фиг. 24) aaMKHVTofl кривой GCDEFCGAAa этой диаграм-
ме объемы отложены как абсциссы на ОХ, а давления—как ординаты
на OY. Линия LGCI соответствует атмосферному давлению на
уровне земли. Линия АВ представляет рабочий объем двигателя,
а О А — объем камеры сгорания; последний обычно равен при-
мерно одной четверти рабочего объема. Диаграмма, приведенная
выше, недостаточно точна. В действительности точка Е должна
лежать значительно выше, потому что давление вспышки дости-
гает значений 30—35 кг [см1.
Если сравнить работу двигателя на уровне земли с работой его.
например, на высоте 5400 м (где атмосферное давление равно
половине земного), тогда в случае выхлопа непосредственно
27
Фиг. 24. Теоретическая индикатор-
н я диаграмма двигателя с надду-
вом, иллюстрирующая располагае-
мую энергию.
2
'Х/////М
Фиг. 25. Схема турбокомпрессора Рато (Rateau).
I—вход воздуха; 2—проход воздуха; S—вал компрессора;
4—импеллер; 5 — камера выхлопа; б—ротор турбины;
7— сопло; 8— выпускная коробка; 9—турбинная скоба
(подпорка;.
в атмосферу диаграмма увеличилась бы на площадь прямоуголь-
ника GCJH. Но прирост полезной работы на валу будет значи-
тельно меньше, чем площадь этого прямоугольника, во-первых, за
счет пассивных сопротивлений и, во-
вторых, за счет потерь давления на
завихрение газов (Wire-drawing) при
проходе через выхлопной клапан. Эти
потери увеличиваются с уменьше-
нием давления. Кроме того шестерен-
чатая передача является причиной
дальнейшей потери мощности, и в
итоге только 85% работы, предста-
вленной прямоугольником, в действи-
тельности отдается турбокомпрессору.
Выхлопная турбина, однако, изме-
няет картину. Давление смеси в тру-
бопроводе между двигателем и ком-
прессором падает до давления, кото-
рое предполагается равным атмосфер-
ному давлению на уровне земли. Иногда предполагают, что энер-
гия, соответствующая давлению газа в цилиндре BF, не исполь-
зуется и не может быть использована полностью благодаря тому,
что здесь имеет место бы-
строе расширение выхлоп-
ных газов без внешней ра-
боты по гиперболической
кривой FJ при постоянной
температуре.
Так как начальное давле-
ние выхлопа BF в цилиндре
примерно равно 4,5 кг!см2,
то точка J расположена та-
ким образом, что LJ=4,5 LC
или G7=5,4 GC.
Расширение, производя-
щее работу в турбине, про-
исходит по политропе JK",
точка К располагается да-
леко вправо по линии HP
на расстоянии от Н немного
меньшем, чем 207.
Теоретическая работа,за-
траченная на турбину, пред-
ставляется трапецией, пло-
щадь которой примерно раз
в семь больше площади
прямоугольника GCPH', дей-
ствительная работа, переданная компрессору, будет несколько
меньше теоретической.
Если к.п.д. турбины будет только 50%, то работа компрессора
будет в 3,5 раза больше площади GCPH, тогда как для приводного
28
Щ—14
Фиг. 26. Разрез турбокомпрессора Рато.
нагнетателя она рассматривалась равной лишь 0,85 последней.
Отсюда следует, что при этом методе располагаемая мощность
для компрессора, при одной и той же мощности двигателя, по
крайней мере, в четыре
раза больше мощности,
которая могла бы быть
получена от двигателя с
приводным нагнетателем.
Конструкции системы
с выхлопной турбиной
представлены на фиг. 25
и 26, на которых видно
устройство турбины и
центробежного воздуш-
ного компрессора (нагне-
тателя). Это устройство
может быть помещено
спереди двигателя с ра-
диатором, расположен-
ным сбоку фузеляжа *.
Поскольку здесь нет ме-
ханической передачи от
двигателя к нагнетателю,
постольку эта система
свободна от каких-ни-
будь затруднений или по-
ломок, происходящих от
перемены числа оборотов
двигателя, как это бы-
вает в случаях с привод-
ными нагнетателями.
Но ввиду высоких тем-
ператур, при которых ра-
ботает нагнетатель с вы-
хлопной турбиной, нужно
очень осторожно отно-
ситься к конструированию
насадков и лопаток тур-
бины; выхлопной клапан
также
ствию
ТУР и
бует очень внимательно-
го к нему отношения.
На фиг. 27 изображен
турбокомпрессор, скон-
струированный Шербон-
Ди, для 12-цилиндрового
13 -
подвержен дей-
высоких темпера-
поэтому тоже тре-
1 В настоящее время ог такого’расположеиия нагнетателя отказались и обычно
его помещают сбоку радиатора, (см. ,SAE“, октябрь 1931). Прим, перев.
29
авиационного двигателя Либерти. Этот тип имеет круглую пластину,
с помещенными в ней насадками вокруг всего турбинного колеса.
Данные нагнетателя Шербонди следующие:
Давление на всасывании перед компрессором . . 0,515 кг
„ ,, выходе из компрессора..........1,03 кг/см2
Число оборотов ротора в минуту . . . 30 000
Фиг. 27. Турбокомпрессор.
Температура на выходе из
Отношение давлений ~ . . 2 (шах)
Окружная скорость концов лопа-
ток ............ 355 м/сек
Температура наружного воздуха
.... 258" абс
„ воздуха после компрес-
сора . . . 350J абс
К. п. д. компрессора......63%
Удельный вес засосанного воз-
духа .............0,651 кг/м3
Мощность, потребная для сжатия воз-
духа, при к. п. д. в 63% --31,5 л. с.
Давление на выхлопе двигателя
1,03 кг/см2
Температура выхлопных газов
.... 973° абс
Расширение........до 0,515 кг/cv3
турбины . . . 893° абс
Скорость в насадке........ 575 м/сек
Площадь насадков..........26,13 см2
Количество газа, проходящего через турбину . . . 1,01) м3/сек
Теоретическая мощность, располагаемая
выхлопными газами.................................82,3 л. с.
58-2.3=0'383
Общий к. п. д. всего агрегата (турбина-компрессор)..
Другим типом турбокомпрессора, работающего от выхлопных
газов, испытанном в Америке, является нагнетатель Мосса (Moss),
который подобен описанному выше, но несколько лучше с точки
зрения охлаждения.
Нагнетатель Мосса был испытан паром, а также на двигателе
Либерти в 400 л. с. в Мак-Кук Фильд (Me Cook Field)1; после того
как были получены удовлетворительные результаты, он был под-
вергнут высотному испытанию.
В результате испытаний было найдено необходимым устройство
эластичного (в виде гармошки) крепления выхлопного коллектора
к цилиндрам, чтобы избежать расстройства последних при расши-
1 Институт военного воздушного флота Прим, персе.
30
рении; были сделаны также и др)гие незначительные изменения,
но испытания в целом показали, что этот нагнетатель может рабо-
тать вполне надежно.
Главные неполадки, имеющие место в турбокомпрессорах, воз-
никают из-за высокой температуры газовой особое внимание должно
быть обращено на подшипники, смазку и другие части, чтобы не
произошло перегрева, расстройства и поломек вследствие темпе-
ратурных напряжений.
И В результате американских испытаний нагнетатель признается
неэффективным для высот, больших 6100 м, в силу того что работа
на этих высотах связана с большими
скоростями и температурами. Но на
высотах от 4600 до 6100 м нагнета-
тель имеет значительные преимуще-
ства. На высоте 4600 м двигатель без
нагнетателя развивает 60% своей зем-
ной мощности, в то время как мощ-
ность, потребная нагнетателю, соста-
вляет всего лишь 6%; таким образом
применением нагнетателя восстана-
вливается 34% мощности.
Установка радиатора между ком-
прессором и двигателем для охлаж-
дения нагнетаемой смеси считайся
необходимой.
К недостаткам нагнетателя отно-
сятся: добавочный вес и сложность
конструкции, более высокие темпера-
туры клапанов, большой расход го-
рючего, добавочные управления для
пилота или механика, необходимость
применять винт С переменным шагом фиг. 28. Турбокомпрессор, установ--
и большая пожарная опасность. ленный на авиационном двигателе,.
Общий вес выхлопной турбоком-
прессорной установки средних размеров нужно считать от 68
До 90 кг.
Расход горючего на силу-час при применении этого типа наг-
нетателя на авиационном двигателе Либерти был от 10 до 15%
выше, чем нормальный расход этого двигателя без нагнетателя,.
Это увеличение расхода, конечно, обязано уменьшению к. п. д,.
всей системы в целом \
НАДДУВ ДВИГАТЕЛЕЙ ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ
На фиг. 29 изображен приводной нагнетатель авиационного дви-
гателя Бристоль „Юпитер".
Для того чтобы предохранить импеллер от ударной нагрузки, в.
настоящее время в систему передачи включают эластичные муфты,
1 К. п. д. выхлопной турбины и компрессора Девиллером даны как 0,^5 и 0,64;.
соответственно для турбокомпрессора Рато 2 0 л. с., что дает общий к. п. д. 0,35..
в действительности он будет несколько ниже, а именно — 0,29.
31
так что момент на передаче можно считать практически по-
стоянным
На фиг. 30 А—ведущая шестерня, вращаемая через пружинную
эластичную муфту коленчатого вала, В—передаточная шестерня к
импеллеру и С—диффузор.
В этом случае центробежный нагнетатель, помещенный между
карбюратором и двигателем, всегда находится в действии при ра-
ботающем моторе. Как и в случае турбокомпрессора, изображен-
ного на фиг. 22, управлением на-
фиг. 29. Авиационный двигатель „Юпи-
тер УП“ с приводным центробежным на-
гнетателем.
гнетателя является лишь дрос-
сельная заслонка карбюратора.
В центробежном нагнетателе воз-
Фиг. 30. Частичный разрез авиадвигателя,
показывающий соединение нагнетателя.
дух выходит из импеллера с большой скоростью, но с незначи-
тельным давлением. Диффузор С служит для преобразования ско-
ростного напора в давление. Импеллеры с целью их облегчения
делаются из легких алюминиевых и магниевых сплавов, обладаю-
щих достаточной прочностью.
Особое внимание при конструировании должно быть обращено
на передачу, так как при высоких передаточных числах и боль-
ших скоростях необходимо принимать в расчет ускорение.
Смазка передачи является другим, очень важным, обстоятельст-
вом; нужно обеспечить обильную смазку и предотвратить попа-
дание масла в импеллер.
Из фиг. 30 видно, что нагнетатель помещен тотчас же за зад-
ней стенкой картера концентрично с коленчатым валом, от хвосто-
вика которого через шестерни оч и приводится во вращение.
В двигателе Бристоль „Юпитер VIIй передаточное число от ко-
ленчатого вала к нагнетателю равно 10; причем передача состоит
32
„ч двух пар шестерен. Максимальное число оборотов нагнетателя
19 500 в минуту.
На фиг. 31 нанесены высотные характеристики двигателей Бри-
столь „Юпитер" различных серий, работающих на стандартном 80 —
120% топливе. Кривая 2 относится к „Юпитеру VIIй с нагнетате-
лем, с диаметром цилиндра 146 мм, ходом 190 мм, степенью
с катия £ = 5,3 и нормальным числом оборотов 1755 в минуту. Этот
мотор на высоте 3600 м развивает 420 л. с.
Кривая 1 относится к „Юпитеру VI-A“, имеющему те же раз-
меры цилиндра, но степень сжатия е = 6,3 и нормальное число
2. „Юпитер” VII
3. .Юпитер” VII
6 = 6,3
6 = 5,8
If =420
е
В =440
е
» 1775
•„ 2000
оборотов 1700 в минуту, при которых он сохраняет 415 л. с. до
высоты 1500 м.
Кривая 3 осносится к „Юпитеру VIIIй с теми же размерами ци-
линдра, но со степенью сжатия £ = 5,8. Он сохраняет до высоты
1200 м 440 л. с. при нормальном числе оборотов 2000 в минуту.
Юпитер серии „VI—А“ и серии VIII—оба без нагнетателей и, как
это видно из кривых, до высоты 1800 м их мощность выше мощ-
ности „Юпитера Vil“; но на больших высотах превосходство двига-
гателя с нагнетателем очевидно. Этот двигатель дает максимум
мощности на высоте 3600 м; на этой высоте его мощность на 27%
больше, чем у двигателей тех же размеров, но без нагнетателей.
Двигатели с послойным нагнетанием заряда
Рикардо были предприняты исследования возможностей нагне-
тания высокооборотного бензинового двигателя методом послой-
ного введения заряда \ Им была проведена большая эксперимен-
1 „Supechargng in a High-Speed Engine*, H. Ricardo, Proc.Inst. Aut. Engrs,
(1921—1922).
3 Д-колж
33

Фиг. 32. Разрез двигателя с по-
слойным введением заряда.
татьная работа с преодолением различных трудностей, перед тем
как были получены окончательные результаты. Для некоторых из
Э1их испытаний применялся специальный двигатель, имеющий ци-
линдр с двумя стаканами различных диаметров и диференциальных
поршней, как показано на фиг. 32. Верхний поршень—большего
диаметра, чем нижний. Кольцевое пространство между поршнями
использовалось для сжатия воздуха или выхлопных газов. Пор-
шень имел короткую алюминиевую головку, на которой помеша-
лись три поршневых кольца, а внут-
ренняя цилиндрическая часть выпол-
няла как бы роль крейцкопфа.
Во время хода всасывания поршень
засасывал из карбюратора заряд бен-
зиновых паров и воздуха привильного
состава через впускной клапан в-об-
разной камере сгорания. В то время
когда поршень опускается вниз, воз-
дух, находящийся в кольцевой ка-
мере, сжимается.
К концу хода всасывания поршень
открывает окна, расположенные во-
круг нижнего конца цилиндра, и за-
ряд воздуха, сжатого до давления
0,84 кг]см2 в поршневой камере, вхо-
дит в цилиндры. Почти одновре-
менно с открытием окон закрывается
впускной клапан.
Таким путем можно получитд над
дув около 0,35 кг1сл? сверх атмо-
сферного. Над поршнем образовы-
вался слой воздуха, так что во время
хода сжатия заряд являлся более или
менее послойным. Бензино-воздушная
смесь концентрировалась в верхней
части камеры сгорания и в клапан-
ном кармане.
Во время вспышки горючая смесь около свечей горит с боль-
шей скоростью, создавая большую турбулентность в камере сго-
рания, способствующую хорошему перемешиванию воздуха и
горящей смеси.
Во время рабочего хода сжимается другой заряд воздуха в пор-
шневой камере, и когда снова поршень откроет окна в нижней
части цилиндра, этот сжатый воздух устремляется через них и со-
вершает продувку Цилиндра. При выхлопном ходе в камере сго-
рания остается послойный заряд воздуха и выхлопных газов.
Назначением воздушного заряда в поршневой камере являются:
1) увеличение начального давления заряда в цилиндре, 2) сниже-
ние температуры пламени и 3) продувка цилиндра.
Первые результаты, полученные на этом двигателе, указывают,
что, несмотря на добавочную работу на сжатие воздуха в порш-
невой камере, эффективная мощность и расход горючего увеличи-
34
лись на 5%; индикаторный к. п. д. был на [10% выше, чем у по-
добного же двигателя без наддува. В этих испытаниях состав смеси
был отрегулирован на бедную смесь для нормальной работы без
наддува. Было найдено, что хотя температура пламени значительно
и была снижена, средняя температура цикла уменьшилась мало.
Среднее эффективное давление, полученное при нормальной ра-
боте без наддува на наиболее экономическом составе смеси, было
7,42 кгг/слг2, индикаторное давление 8,41 кг)см2. При наддуве и при
том же расходе горючего среднее эффективное давление было
7,84 кг)см2 и индикаторное давление 9,2 кг'; см2.
Не было возможности увеличить среднее давление путем обо-
гащения смеси, так как начиналась детонация.
Были проделаны опыты с радиатором, чтобы отнять часть тепла
от сжатого в поршневой камере заряда смеси перед входом его в
цилиндр, с различной регулировкой выпускного клапана и, нако-
нец, с выхлопными газами, смешанными с воздухом, проходящими
через радиатор. Таким путем было увеличено среднее эффективное
давление до 8,96 кг!см2 и индикаторное давление до 10,32 кг/см2.
Наилучшие результаты были получены путем добавления не-
большой части охлажденных выхлопных газов через карбюратор
к смеси. В этом случае среднее эффективное давление было уве-
личено до 9,8 кг/см2, а индикаторное давление до 11,16 кг/см2
Было найдено, что это сравнительно высокое увеличение сред-
него давления может быть достигнуто при чрезвычайно малом
количестве выхлопных газов и что здесь можно достигнуть пре-
дельных значений давления наддува при
бездетонационной работе двигателя.
Частичное ограничение мощности это-
го двигателя, как было обнаружено,
происходило вследствие догорания во
время расширения.
Дальнейшим улучшением этого дви-
гателя было разрешение процесса впус-
фиг. 33. Индикаторные диаграм-
мы, снятые с одного двигателя
(Л — без наддува и В — с над-
дувом).
ка охлажденных выхлопных газов через
карбюратор и и получение тех же ре-
зультатов путем впуска выхлопных га-
зов через нагнетание при одновремен-
ной продувке охлажденными выхлоп-
ными газами с небольшим количеством воздуха. Лучшие резуль-
таты были получены, когда выпускной клапан открывался за 48°
До нижней мертвой точки и когда при открытых окнах давление
в цилиндре было около 3,5 кг 1см2.
На фиг. 33 изображены типичные индикаторные диаграммы без
наддува (диаграмма 4) и с наддувом (диаграмма Бу, в обоих слу-
чаях и расход топлива и число оборотов были одинаковы.
Интересным нововведением, примененным Рикардо в этом дви-
гателе, было маскирование впускного клапана (фиг. 34). Так как
обычный выпускной клапан был уже велик и ускорения клапан-
ного механизма почти достигали своего предела, он сделал надле-
жащую выемку в седле впускного клапана, образуя j<aK бы ширму.
Клапан в этом случае работал как поршень, давая очень быструю
з*
35
Фиг. 34. Схема головки цилиндра
с замаскированным клапаном Ри-
кардо.
отсечку при опускании в выемку, после чего он медленно закры-
вался. Благодаря этому устройству потеря в наполнении, ощущав-
шаяся ранее, была компенсирована, среднее эффективное давление
увеличилось на 2,5% при нормальной работе двигателя (без над-
дува). Присутствие в смеси охлажденных выплопных газов оказа-
ло столь благоприятное влияние на де-
тонацию, что степень сжатия можно
было увеличить с 4,7 до 6,0 с соответ-
ственным увеличением к. п. д.
В последнем случае, однако, необхо-
димо было так много добавлять инерт-
ных выхлопных газов, что максималь-
ная мощность уменьшилась.
Хотя эти опыты проводились несколь-
ко лет назад и на двигателе, который
по своей конструкции был, очевидно,
не так хорош, как современные, тем не
менее и полученные результаты и сде-
ланные из них выводы достаточно убе-
дительны.
Наддув и газораспределение
При приводном нагнетателе газорас-
пределение двигателя немногим отли-
чается от распределения обычного дви-
гателя, но здесь нежелательно иметь
большое перекрытие впускного и вы-
хлопного клапанов. При турбокомпрессоре, приводимом в движение
выхлопными газами, давление выхлопа выше; поэтому перекрытие
клапанов в этом случае недопустимо. Закрытие впускного клапана
должно быть более ранним, чем обычно, чтобы предупредить
обратный приток выхлопных газов вследствие более высокого их
давления.
Так как давление на всасывании здесь выше обычного, то коэ-
фициенг подачи не уменьшается за счет более раннего закрытия
впускного клапана. Что же касается выхлопного клапана, то ре-
комендуется открывать его позднее, че1л обычно, так как при
открытии его клапанный механизм будет испытывать большую
нагрузку благодаря тому, что давл ние в цилиндре также выше
обычного и клапан к тому же сильно перегревается.
Наддув и охлаждение двигателя
Совершенно очевидно, что при наддуве в двигателе выделяется
больше тепла, чем в двигателе без нагнетателя.
По этой причине система охлаждения должна отводить большее
количество тепла и, следовательно, должна быть соответственно
рассчитана.
Радиаторы двигателей с нагнетателями должны иметь большую
площадь, практически изменяющуюся пропорционально степени
36
нагнетания. Система охлаждения в практике обычно увеличивается
на 30—35%. Увеличение системы охлаждения в авиационные дви-
гателях связано с увеличением лобового сопротивления. В авиа-
ционных двигателях воздушного охлаждения добавочное тепло от
наддува легко может быть рассеяно в полете, так как охлаждение
рассчитывается на полную мощность на уровне земли.
Нагнетание и карбюрация
Если давление на всасывании обычного карбюратора будет уве-
личено, как в случае двигателя с нагнетателем, то состав смеси,
конечно, будет изменен. Во многих автомобильных и авиационных
двигателях нагнетатель начинает работать лишь с определенного
открытия дросселя и с этого момента изменяются условия кар-
бюрации.
Поскольку при наддуве имеется тенденция к обогащению смеси,
то обычно устраивают приспособление для обеднения смеси при
работе нагнетателя. Это может быть осуществлено или уменьше-
нием сечения жиклеров в конструкциях с игольчатым клапаном,
или, как это сделано у нагнетателя „Мерседес", путем увеличения
эффективной площади диффузора карбюратора. В последнем случае
диффузор передвигается относительно жиклера нагнетанием с
тем, чтобы эффективное сечение его у жиклера было увеличено.
Иногда применяют систему, при которой двигатель работает от
отдельного жиклера- на малых оборотах, а главный жиклер и его
диффузор вступают в работу тогда, когда начинается нагнетание.
Если нагнетатель „включается" при определенной скорости, то
должен быть устроен механизм, вводящий главный жиклер в ра-
боту на той же самой скорости.
Пути развития нагнетателей
Нам удалось описать только некоторые из существующих типов
нагнетателей, находящихся в настоящее время в эксплоатации. Но
нужно отметить, что все они только удовлетворительны и никоим
образом не представляют собой совершенные конструкции. Нет
сомнения, что в ближайшем будущем в области нагнетания будет
достигнут значительный прогресс, особенно в авиационных двига-
телях. Золотниковые двигатели также много получат от развития
нагнетания.
Нагнетание дизелей также представляет большой практический
интерес. Для автомобильных двигателей нагнетатель применяется,
главным образом, для снятия максимальной мощности с двигателя
данных размеров. Установку нагнетателей можно найти, главным
образом, на гоночных и спортивных машинах, где малый расход
горючего и бесшумность работы являются второстепенными
факторами по сравнению с ускорением и скоростью автомо-
биля. Выгодность нагнетателя для автомобиля состоит в том,
что он позволяет уменьшить размеры двигателя данной мощ-
ности.
37
С)пыт с переменным шагом
Необходимо помнить, что для получения всех выгод от винто-
моторной группы на самолете пропеллер должен быть С изменяю-
щимся в полете шагом. Пропеллер, который достаточен для по-
глощения мощности на земле, будет легок на больших высотах,
если двигатель снабжен нагнетателем; поэтому необходимо иметь
пропеллер с автоматически (или механически) увеличивающимся
шагом с подъемом на высоту для получения лучшей отдачи вин-
тскмоторной группы.
ПАРОВАЯ ТУРБИНА
Рассматривая паровую турбину, легко видеть, что это устройство
потребует, большого веса питательной воды, конденсаторов, котла
или заменяющего его аппарата. Автору неизвестны опыты в этом
направлении; но, конечно, возможна утилизация тепла и живой силы
выхлопных газов в соответственной паровой установке. Для дви-
гателей от 600 л. с. и выше эга система, если она тщательно вы-
полнена, могла бы позволить поддерживать мощности почти исклю-
чительно за счет выхлопных газов, как в случае двигателя Стилла.
Использование энергии выхлопных газов
Тепловая энергия, уносимая выхлопными газами без использо-
вания в действительности, больше, чем энергия топлива, использо-
ванная на механическую работу. Приходится удивляться, что до
сих пор не сделано сколько-нибудь серьезных попыток использо-
вать эту выбрасываемую энергию для поддержания мощности авиа-
ционных двигателей.
Для авиационного двигателя в 200 л. с. можно написать прибли-
зительный тепловой баланс в следующем виде:
Эффективная мощность....................... 200 л. с.
Мощность трения........................ , 33 „ „
Мощность, уносимая выхлопными газами . . . 333 „ „
Мощность, отданная газами воде ....... 233 „ „
Мощность, потерянная на излучение......... 33 „ „
Всего. . 832 л. с.
Из общей энергии топлива, эквивалентной примерно 832 л. с.,
только 200 л. с. используются полезно, тогда как 333 л. с. вы-
брасываются в форме тепловой энергии выхлопных вазов и теряются.
Если выразить это в калориях, то получим, что каждую минуту
выбрасывается с выхлопом:
333 -75-60
----------= 3500 кал'мин.
Конечно, невозможно полностью использовать все это коли-
чество тепла в каком-нибудь восстановительном агрегате благо-
даря низкому к. п. д. установки, но даже при к. п. д. в 10 или
38
j 5 о/ полезная теплота будет исчисляться в 350—525 кал/мин. Это
количество тепла будет вполне достаточно для обогревания пас-
сажирской кабины, для кухонных целей или для вращения неболь-
шой динамо помощью газовой турбины.
у больших самолетов или дирижаблей, имеющих двигатели мощ-
ностью свыше 2000 л. с., энергия выхлопных газов будет около
3300 л. с., из которых, по меньшей мере, 400 л. с. можно обратить
в полезную мощность двигателя.
Для использования тепловой энергии выхлопных газов можно
наметить несколько схем работы турбины. Выхлопные газы могут
быть использованы для парообразования, обогревания кабин, на-
грева динамо, освещения и отопления, привода топливных и воз-
душных насосов, радиогенераторов, и т. д.
Не подлежит сомнению, что в будущих больших самолетах и
дирижаблях будет использована для одной или нескольких наз-
ванных целей значительная часть тепловой энергии выхлопных га-
зов, в настоящее время просто выбрасываемой.
Фиг. 35» Схема использования энергии выхлопных газов.
импеллер; 2—анероидная камера; 3--входное отверстие для воздуха;
4—топливная камера; 5—сопло: 6—выхлопная труба; 7—газовая турбина.
На фиг. 35 представлен турбокомпрессор, работающий от вы-
хлопных газов, центробежный компрессор которого сидит на одном
валу с ротором турбины. Топливо подается в поток из централь-
ной камеры, управляемой анероидом, соединенным с всасывающим
трубопроводом у дроссельной заслонки, так что подача горючего,
в конечном счете, регулируется открытием дросселя.
По мере падения атмосферного давления с поднятием двигателя
на высоту сопротивление вытеканию выхлопных газов также умень-
шается и скорость протекания выхлопных газов становится больше.
Следовательно, максимальная отдача компрессора будет на наи-
большей высоте.
Автоматическое регулирование подачи горючего на больших
высотах разрешает трудности, обычно имеющие место при кар-
бюрации на этих высотах.
39
Методы достижения высокого к. п. д.
Хотя этот раздел следовало бы поместить в главе конструкций,
тем не менее будет полезным кратко перечислить здесь те фак.
торы, которые — с теоретической точки зрения — имеют влияние
на к. п. д.
Существенными для получения максимальной литровой мощности
являются перечисленные ниже условия.
1) Правильный состав смеси для получения максимального эффек-
тивного давления.
2) Быстрое и интенсивное воспламенение.
3) Высокий коэфициент подачи, зависящий от конструкции кла-
панов, трубопроводов и карбюратора.
4) Высокое давление сжатия без большего повышения темпе-,
ратур цилиндра.
5) Соответственная регулировка распределения и конструкции
распределительного механизма (соответственные профили и т. д.).
6) Облегчение всех поступательно движущихся рабочих частей.
7) Соответственная балансировка всех поступательно движу-
щихся и вращающихся частей.
8) Хорошая смазка.
9) Достаточное охлаждение.
10) Минимум фрикционных и насосных потерь.
11) Подбор соответственного материала для всех рабочих частей.
Кроме перечисленных, обычно применяемых, методов получение
максимальной отдачи возможно посредством продувки, принуди-
тельной смазки, отдельного сжатия (для того, чтобы получить вы-
сокое давление сжатия без преждевременных вспышек, путем от-
вода тепла сжатия теми или иными средствами), впрыска воды,
присадки антидетонаторов к топливу, применения двухтактного
принципа и т. д.
Впрыскивание воды
В газовых двигателях были достигнуты значительные улучшения
в результате впрыскивания воды в цилиндр; вода вспрыскивалась
в виде мелкой струи в засасываемый воздух, чтобы избежать оса-
ждения ее на стенках цилиндра.
При опытах с двигателем в 50 л. с. при впрыскивании воды в
количестве 3,175 кг^час был получен индикаторный коэфициент
в 37% при относительном к. п. д. в 64%.
Эти величины значительно выше когда-либо полученных на та-
ком же двигателе без применения впрыска.
Возможно, что выигрыш здесь получается за счет скрытой теп-
лоты испарения воды, дающей охлаждающий эффект. Возникаю-
щий при этом процессе пар имеет сравнительно низкое давление,
так как количество впрыскиваемой воды очень мало, вследствие чего
объем пара сравнительно большой и давление поэтому низко. Пред-
полагают, что присутствие образовавшегося пара уменьшает луче-
испускание в течение сгорания и расширения.
Хопкинсон применял систему впрыска, изображенную на фиг.. 36-
Охлаждение от впрыска сделало излишним водяную рубашку. Вода
40

форсунке
W//A
•L Выхлопной
> клапан
Фиг. 36. Схема охлаждавшего-
устройства методом впрыскива-
нии воды, предложенная Хоп-
кинсоном (Hopkinson).
вводится в течение сгорания и расширения в виде капель, в отли-
чие от распыленной струи, так что большая часть ее достигает
стенок камеры сгорания, еще не успев обратиться в пар.
В опытах с впрыском воды было найдено, что при богатых сме-
сях к. п. д. двигателя увеличивается, тогда как при бедных он умень-
шается.
Объясняется это тем, что темпера-
тура цилиндра значительно выше при
богатых смесях, и потери тепла в стен-
ки и в выхлоп, следовательно, тоже
выше. При бедных смесях впрыск воды
уменьшает среднюю температуру сте-
нок до значения ниже того, которое
соответствует максимальному к. п. д.
При изучении результатов опытов
Хопкинсона видно, что давление сжа-
тия может быть повышено посредством
соответственного впрыска воды и, сле-
довательно, к. п. д. тем самым будет
увеличен.
Кроме непосредственных выгод луч-
шего охлаждения ясно, что местное
охлаждение газов, наиболее нагретых частей камеры сгорания вы-
хлопного клапана и т. д. будет благоприятным в смысле
ния коэфициента наполнения и уменьшения тенденции к
временным вспышкам.
увеличе-
прежде-
Впрыск воды в бензиновых двигателях
Понятно, что работа двигателя внутреннего сгорания во влажной
атмосфере может быть улучшена с точки зрения охлаждения цилин-
дра и при этих обстоятельствах возможно повысить давление
сжатия.
Наблюдательные автомобилисты знают, что их двигатель обычно
тянет лучше в холодную, влажную ночь и ранним утром. Этот
эффект возможен вследствие лучшего внутреннего охлаждения и
увеличения плотности заряда, происходящего из-за уменьшенного
подогрева во время всасывания.
Американским бюро стандартов были проделаны опыты по опре-
делению влияния впрыска воды во всасывающий трубопровод дви-
гателя внутреннего сгорания. Опыты были проведены на двух раз-
личных двигателях, именно—на двигателе грузового и легкового
автомобилей, но в отчете указывается, что результаты приложимы
и к авиационным двигателям. Первая серия опытов была проделана
с целью выяснить, имеет-ли какое-нибудь влияние впрыск воды во
всасывающий трубопровод на мощность и расход горючего. Вто-
рая серия ставила целью определить влияние впрыска на образо-
вание нагара на стенках камеры сгорания и на днище поршня.
Часть опытов была проведена на четырех цилиндровом грузовом
двигателе, диаметр цилиндра которого 120 мм и ход 125 мм, что
дает общий рабочий объем 6,964 л. Степень сжатия была очень
41
•низка, всего лишь г = 3,7, и давление сжатия в среднем было
.'3,35 «г/ см3 при 1000 об, мин.
Другой двигатель был шестицилиндровый Рутенбера с диамет-
ром 77 мм и ходом 127 мм, но этот двигатель применялся лишь
при опытах по определению нагарообразования.
Количество впрыскиваемой воды в этом случае изменялось от
1,36 до 4 л)час.
При максимальном количестве впрыскиваемой воды мощность
двигателя несколько уменьшилась.
Не представляется возможным изложить здесь количественные
результаты; но заключения, сделанные исследователями из этих ре-
зультатов, считаем полезным привести.
1. Количество впрыскиваемой воды, изменяющееся от 0,136 до
0,2 кг на 1 л. с. ч., не производит сколько-нибудь заметного
влияния на мощность, расход горючего и общую работу двига-
теля.
2. Впрыск воды, превышающий 0,2 кг на 1 л. с. ч., сопровож-
дается значительным уменьшением мощности, экономии горючего
и плавности работы двигателя.
3. Весьма вероятно, что при наличии большого нагара, причи-
няющего преждевременные вспышки, или при плохой конструкции,
проявляющейся в наличии „горячих точек" из-за недостаточного
охлаждения клапанов или головки цилиндра, впрыск воды даст воз-
можность увеличить мощность двигателя.
4. При опытах на шестицилиндровом двигателе Рутенбера, диа-
метр и ход которого 77 и 127 мм, работающего при высокой
•температуре воды в рубашке, впрыск воды в количестве от 0,9
.до 3,6 кг/час размягчал и даже слегка уменьшал нагар, причем
уменьшение нагара не превосходило 25%. Это особенно заметно
на днище поршня и клапанах.
В то же время при впрыске максимального количества воды
замечалось значительное падение мощности двигателя.
Нагар значительно изменяется по характеру в зависимости от
причины его образования:
1) вследствие очень богатой смеси,
2) избытка масла,
3) благодаря тем же причинам, но с добавлением мельчайшей
ныли, засосанной через карбюраторную систему.
Нагар, образовавшийся по первой причине, значительно труд-
нее удаляется и опытами установлено, что впрыск воды в этом
случае не способствует удалению нагара.
При рассмотрении влияния впрыска воды на мощность и эконо-
мичность двигателя необходимо помнить, что двигатель был тихо-
ходным, с малой степенью сжатия, так что результаты не могут
быть непосредственно приложимы к быстроходным бензиновым дви-
гателям.
Хопкинсон провел опыты на газовом двигателе, в рубашке кото-
рого вместо воды циркулировало масло, при температуре 130° С.
Во время хода сжатия он впрыскивал сильную струю воды на
поршень, часть воды была также направлена па головку. Двигатель
работал вполне удовлетворительно.
42
По Клерку (Clerk) увеличение мощности, полученное благо-
даря впрыску воды достигало 8%, хотя это и сопровождалось
потерею 5% в индикаторном кпд.
Впрыск воды в авиационных двигателях
Рикардо исследовал влияние впрыска воды 1 в бензиновом
двигателе с точки зрения получения лучшего коэфициента
наполнения и более низкой температуры пламени. Он нашел,
что впрыск воды в виде хорошо распыленной струи непосредственно
в цилиндр во время процесса затруднителен. Удовлетворительно
впрыски были сделаны во время хода всасывания. Здесь надо за-
метить, что совершенно безразлично, когда отнимается тепло, лишь
бы это отнятие закончилось перед концом всасывающего хода.
Опыты не имели успеха, так как вода не могла быть настолько
хорошо распылена, чтобы обеспечить испарение ее в течение хода
всасывания, в результате часть воды оставалась еще в жидкой фа-
зе, даже к концу хода сжатия и, таким образом, поглащалось по-
лезное тепло сгорания. Как средство уменьшения детонации это
было допустимо, но представляло очень малую ценность в смысле
увеличения коэфициента наполнения и индикаторного к. п. д.
Более поздние эксперименты показали, что желаемые выгоды
могут быть получены путем растворения от 5 до 10% воды в топ
ливе. Этим способом увеличивается коэфициент наполнения, а сле-
довательно, и мощность на 6—7%. В то же время хорошо
охлаждаются выхлопные клапаны и все внутренние части двигателя.
Понижение температуры сжатия и присутствие паров воды умень-
шают детонацию и допускают применение более высокой степени
сжатия. По мнению Рикардо этот метод представляет значительные
выгоды для авиационных и воздухоплавательных двигателей, осо-
бенно для двигателей воздушного охлаждения» (он позволяет
повысить степень сжатия до 7,0 и выше) при работе на уровне
земли, так как внутренее охлаждение, понижая температуру пла-
мени, позволяет держать двигатель более холодным.
В то же время, благодаря значительному увеличению коэфициента
Наполнения и возможности применения большей степени сжатия,
мощность на уровне земли увеличивается примерно на 20%.
Применение впрыска воды позволит авиационому двигателю с
повышенной степенью сжатия удовлетворительно работать и на
уровне земли.
Что же касается метода растворения воды в топливе, то посколь-
ку вода не смешивается ни с бензином, ни с бензолом, необходимо
наличие взаимных растворителей.
1 Aerov. Soc. Journ. (февраль 1924 г.), „The thermodynamics ot aircraft engines’.
43
ГЛАВА ВТОРАЯ
ДЕТОНАЦИЯ В БЕНЗИНОВЫХ ДВИГАТЕЛЯХ
Теоретически к. п. д. двигателя увеличивается с увеличением
степени сжатия; однако в бензиновых двигателях довольно жест-
ким пределом увеличения степени сжатия являются детонация,
преждевременные вспышки и охлаждение двигателя. Увеличение
степени сжатия повлекло бы за собой увеличение литровой мощ-
ности и уменьшение расхода топлива.
При увеличении степени сжатия с 4 до 6 термический к. п. д.
теоретически должен увеличиться на 16%. Однако при работе на
обыкновенных коммерческих бензинах возможно применять степень
сжатия от 5 до 5,5; свыше этого уже появляется детонация.
Проведенные Рикардо испытания с различными топливами и сме-
сями на двигателе с переменной степенью сжатия показали, что
каждому топливу соответствовала своя наивыгоднейшая допусти-
мая степень сжатия—HUCR (Highest Useful Compression Ratio), выше
которой возникала детонация. Для различных бензинов и с различ-
ными процентами парафинов, нафтенов и ароматиков HUCR изме-
нялась от 4,55 до 6,0 и для 98% бензола доходила до 6,9.
При работе на 98%спирте HUCR увеличивалась до 7,5 без поя-
вления детонации, а на метиловом спирте до 6,5. Подверженность
различных топлив к детонации идет в таком порядке: 1) парафин,
2) нафтены, 3) ароматики и 4) спирты.
В таблице, помещенной ниже, приведены результаты опытов
Рикардо с целой серией бензинов, содержащих различные пропор-
ции парафинов, нафтенов и ароматиков.
Здесь интересно отметить, что по мнению Рикардо для двигате-
лей, имеющих диаметр цилиндра от 90 до 100 мм, максимальный
к. п. д. получается при г =7. Весьма важным преимуществом
применения высокого сжатия является сравнительно малый расход
топлива, что дает большую экономию. Так, например, 20% выиг-
рыша в термическом к. п. д. дают ежегодную экономию в мировых
запасах топлива, равную 9 млн. т.
Давно известно, что при работе на смеси бензина со спиртом
или бензолом можно значительно повысить степень сжатия. <
Во время мировой войны было обнаружено, что добавлением к
бензину очень малых количеств таких веществ, как иодистый этил,
анилин и ксилидин, можно задержать детонацию и, следовательно
44
Свойства различных бензинов в отношении сжатия и сгорания
Приблизительный состав О/о • Наивысшая допустимая степень сжа- тия HUCR Температура при HUCR °C Расход С,, при HUCR кг/л. с ч.
Парафины Нафтены Ароматики
26 35 39 6,00 430 0,178
10 85 е 5,90 428 0,176
62 23 15 5,70 « 422 0,178
38 47 15 5,35 410 0,185
68 20 12 4,7 387 0,197
63 35 17 4,85 392 0,191
получить возможность применять более высокую степень сжатия.
Так, например, добавления 1—2% анилина к бензину прекращают
детонацию.
Одним из самых ранних применений этого открытия было ис-
пользование бензина с 2 или 3% ксилидина для мировых рекорд-
ных высотных полетов.
Рикардо обнаружил, что при работе на одном бензоле или на
бензино бензольных смесях в надлежащих пропорциях детонация в
двигателе прекращается. Сравнивая три углеводородных топлива
из серии ароматиков, Рикардо обнаружил, что толуол является
наиболее эффективным в отношении антидетонационных свойств.
Для оценки этих свойств других топлив он ввел так называемый
толуоловый эквивалент, приняв толуол за 100% как образец;
для ксилола и бензола соответственные цифры будут 85 и 67.
В практике применения бензола для уничтожения детонации
установлено, что при 50% бензола в бензино-бензольной смеси
допустимая степень сжатия могла быть поднята от 4,5 до б. К со-
жалению, мировые запасы этого топлива (бензола) недостаточны,
чтобы работать на таких смесях.
Исследователи Мидглей и Бойда, исходя из предположения, что
сгорание с детонацией сопровождается свечением и интенсивным
выделением ультрафиолетовых лучей, пришли к заключению, что
поглощение этих лучей будет уничтожать детонацию. Первоначально
был испытан иод, который оказался хорошим ангидетонирующим
средством, хотя не по упомянутой выше причине, потому что бром
и хлор не оказывали антидетонационного действия. Подобное со-
отношение было обнаружено с соседней группой элементов, как,
например: теллур, селен и сера. Затем исследовались бензины с
45
растворенными в них примесями олова и тетраэтилового свинца;
причем оказалось, что последний является хорошим антидетонато-
ром. Было также обнаружено, что многие другие примеси, как,
например: двуэтиловый теллур или неустойчивые металлические
карбониты, являются также антидетонаторами, но в различной
степени.
Кроме того Мидглей и Бойда применили и другой метод опре-
деления детонации и антидетопационных свойств различных топлив.
Этот метод состоял в следующем.
В стенку цилиндра, в месте камеры сгорания, ввинчивалось осо-
бое приспособление, описание которого будет дано ниже. Стенка
цилиндра в этом месте была тоньше. Прыгающий стерженек в
этом приспособлении был устроен таким образом, что всегда дви-
гался под прямым углом .к стенке цилиндра. Движение стержня
ограничивалось пружинкой, которая, растягиваясь, замыкала элект-
рическую цепь. О степени интенсивности детонации судили по
суммарному количеству газов, выделенных в единицу времени из
электролита, состоящего из 10% раствора серной кислоты. Опыты
проводились на одноцилиндровом двигателе воздушного охлаждения,
с четырьмя снимающимися головками и соответствующими им
степенями сжатия: 3,47; 3,87; 4,59 и 5,36.
Вместо бензина А4идглей и Бойда применили парафин, для того
чтобы вызвать детонацию при низких степенях сжатия. Для срав-
нения применялись ксилидиновые смеси, так как известно, что ани-
линовые ароматики более сильные антидетонаторы, чем углероди-
стые ароматики. Так, например, добавление 1°/о ксилидина к дето-
нирующему топливу допускает увеличение сжатия на 0,7 кг/см2.
Сравнительные антидетонационные характеристики ксилидино-парафиновых
смесей и алкогольного топлива
Антидетонационные характеристики мидглеевых топлив
Ксилидина в парафине по объему °/о Парафина по объему % Спирта по объему I %
2,30 85 15
4,60 75 25
7,20 65 35
12,6 50 50
Первая колонка таблицы указывает количество ксилидина в
парафине, эквивалентное по своим антидетонационным качествам
соответственным количествам чистого спирта, указанного в третьей
колонке.
В результате опытов Мидглей и Бойда нашли, что в отношении
антидетонациснных свойств ксилол лучше, чем толуол, а последний
лучше бензола. Однако спирт является самым лучшим из них. С
другой стороны, сравнительно большое количество углеводороди-
стых ароматиков надо было добавлять к парафину, чтобы пред-
46
отвратить детонацию. Так, например, не Меньше 20% бензола надо
было добавить к парафину.
Приводим наиболее важные результаты опытов Мидглея.
Антидетонаторы и их эквиваленты
Наименование антидетона- тора Объемный ®/« в пара- финовой смеси Теоретическое число моле- кул парафино-воздушной смеси, приходящейся на одну к олекулу антидетонатора
Бензол Йодистый эгил Ксилидин Тетраэтил олова .... Дву этиловый селен . . .- » теллур . . . Тетраэтиловый свинец . . 25 1,6 2.0 1,2 0.4 0,1 0,4 15о 2 150 2 600 7 100 11 750 50 000 215 000
Фиг. 37. Прибор Мидглея
(Midgley) для исследова-
ния детонации в двига-
телях.
А—электрический элемент д-я
замера количества электриче-
ства, Прошедшего через него;
В — электроны; С — аккумуля-
тор; D— регулировочный винт;
В— клеммы; F— контактные точ-
ки; футляр; К~ прыга* щая
игла, Z—нагрузочняя пружи а;
Л—камера с.оргш-я.
Кроме упомянутых имеются
еще другие антидетонационные
агенты; например, азот, анилин,
первичные и вторичные амины,
а также некоторые нитраты (nit-
rate), например, изопронил, одна
грам моле кула,
которого эквива-
лентна одной де-
сятойграмм олеку-
лы тетраэтилово-
го свинца.
Прибор Мид-
глея и установка
для испытания по-
казаны на фиг. 37
и 38. Одноцилинд-
ровый двигатель
тормозился дина-
мо. Двигатель во-
дяного охлажде-
ния с подвесными
клапанами. Обо-
роты двигателя
поддерж ивались
постоянным изме-
нением нагрузки.
В голойку ци-
линдра, как вы-
ше упоминалось,
ввинчивалась
игла, свободная
от вибраций во
время работы дви-
гателя. При дето-
национных стуках
47
в цилиндре стерженек внутри иглы прыгает вверх и вниз. Движе-
ние стерженька едва видно простым глазом и путь его очень ко-
роток. При своем движении стерженек замыкает электрическую
цепь. Ток тратился на свечение маленькой лампочки и его количе-
ство измерялось специальным при-
бором.
Карбюратор имел две отдельные
поплавковые камеры; в одной из
них находилось стандартное топ-
ливо, а в другой испытуемое. Ве-
дущий испытание попеременно ра-
ботал на том и другом по 1 мин.
Жиклер у обеих поплавковых ка-
мер был общим. Сжатие применя-
лось настолько высокое, что дви-
гатель детонировал па любом топ-
ливе. Интенсивность детонации
измерялась количеством тока, про-
шедшего в цепи. Таким образом
в этих опытах исключалась воз-
можность ошибок при субъектив-
ной оценке детонации на слух на-
блюдателя.
Американское бюро стандартов
применило другой метод опреде-
ления детонации, так называемый
метод „разрывания диска".
В цилиндр двигателя вместо све-
чи ввинчивалось приспособление,
показанное на фиг. 39, и наблюда-
лось время разрыва металлической
диафрагмы определенной толщины,
заключенной
Фиг. 38. Установка Мидглея для
исследования детонации. между двумя
шайбами. Тол-
щина диафрагмы подбиралась такой, что в срав-
нительно короткое время происходил разрыв
в месте, подверженном давлению взрыва.
Диски или диафрагмы применялись алюми-
ниевые, толщиной от 0,25 до 1 мм.
Кроме описанных применялся еще один
метод сравнительной оценки детонационных
свойств различных топлив. Испытания велись
на двигателе, имеющем настолько высокую
степень сжатия, что на любой смеси двигатель
не мог работать на полном дросселе без де-
Фиг. 39. Прибор для
исследования детона-
ции метедом разрыва
металлической диаф-
рагмы.
/—металлическая диафраг-
ма; 2— свечная гильза; 3—за-
жимные втулки.
тонации.
Для каждого топлива определялось максимально возможное от-
крытие дросселя, при котором дригатель работал без детонации.
При этом замерялась индикаторная мощность.
Результаты исследования Мидглея и Бойда показывают, что те-
48
траэгиловый свинец является прекрасным антидетонатором и до-
статочно прибавить очень малое количество его к бензину, чтобы
уничтожить детонацию.
Так, например, при добавлении одной части тетраэтилового свинца
к 1500 частям бензина, т. е. около 5 см9 на 4,5 кг, можно увеличить
степень сжатия до 6, в результате чего мощность увеличивается
на Ю%.
На фиг. 40 показано влияние примеси тетраэтилового свинца на
увеличение наивысшей допустимой степени сжатия. Эти резуль-
таты были получены при испытании двигателя Рикардо с пере-
менной степенью сжатия.
Из кривых на фиг. 40 видно, что добавление меньше 5% тет-
раэтилового свинца к бензину повышает HUCR с 4,9 до 7,3.
Ниже приводим две индика-
торных диаграммы, снятые с того
же двигателя при детонирующей
работе на чистом бензине и при
добавлении к нему тетраэтило-
вого свинца, прекращающего де-
тонацию.
В Нью-Йорке были произве-
дены в пути и на станке испы-
тания автомобильного двигателя,
работающего на следующих че-
тырех топливах:
1) Бензин с тетраэтиловым
свинцом—бесцветная жидкость,
подобная бензину, но вдвэе тя-
желее его; состоит из свинца и
спирта.
2) Бензин с двубромистым эти-
леном (бром и спирт) — тоже
бесцветная жидкость, плотность
которой почти в два раза больше
бензина.
доцент добавки этилового свинца к бензину
Фиг. 40. Влияние добавления к топливу
этилового свинца на наивысшую допу-
стимую степень сжатия HUCR.
В первом случае при сгорании образуется окись свинца и отла-
гается в твердом виде на стенках цилиндра, что исключается при
применении двубромистого этилена.
3) Бензин с нефтяными галоидами (Halowaxoil), назначение кото-
рых состоит в смазывании штоков выхлопных клапанов с целью
не допустить заедания их в своих направляющих.
4) Красящее (красное) вещество, добавленное к бензино-этиловой
смеси. Красящее вещество дает возможность отличить эту смесь
от обыкновенного бензина. В сгорании участия оно не при-
нимает.
Применявшаяся тетраэтиловая смесь состояла из одной части
(по объему) тетраэтилового свинца и 1300 частей бензина, или
•3 г тетраэтилового свинца на 34 л бензина.
И лабораторные и рабочие испытания показали лучшую работу
двигателя на этиловой смеси, как в отношении детонации, так
наименьшего расхода топлива и плавной работы. Кроме того дви-
-4 Дж о дж
49
гатель работал без детонации при высоких нагрузках и полней
опережении зажигания.
После довольно длительных испытаний автомобильных двигате-
лей не было обнаружено увеличения износа цилиндров, поршней
и царапин на подшипниках при применении тетраэтилового свинпа.
Лишь в одном из цилиндров обнаружено было разъедание клапа-
нов благодаря возможному оседанию на штоках и направляющих
клапанов вязких отложений тетраэтилового свинца. На свечах также
обнаруживалось отложение свинцовых солей (главным образом
хлорной) и разъедание слюды. ,
Твердые отложения были в выхлопной трубе и слегка серые
отложения в головке цилиндра (повидимому отложения свинца).
Время одного оборота
Фиг. 41. Индикаторная диаграмма, сня-
тая с детонирующего двигателя.
Фиг. 42. Влияние добавления тетраэтило-
вого свинца на индикаторнуюдиаграмму..
После испытаний автомобильного двигателя, сделавшего 8000 км
на смеси бензина с тетраэтиловым свинцом, было исследовано
картерное масло и в нем был обнаружен свинец в количестве
около 3% от всего свинпа, введенного в топливо на весь период
работы двигателя. В целом, повидимому, около 11 % от всего
введенного свинца было отложено в двигателе (картере, выхлопной
трубе, глушителе и пр.); остальные 89%‘ выбрасывались в атмос-
феру с выхлопными газами.
В мотоциклетном двигателе, благодаря более высоким рабочим
температурам, этот процент увеличивался до 20%. В местах со-
единения бензиновой трубы с карбюратором имелось красное
отложение (благодаря окраске топлива); это—один из удачных
способов определения утечки.
Таким образом отложение свинца в различных частях двигателя
и коррозия свечей и клапанов являются основными недостаткам
применения тетраэтилового свинца как антидетонатора.
Необходимо отметить, что применение этих новых смесей вредно'
отражается на здоровье обслуживающего персонала и известны
случаи отравления ими.
ИССЛЕДОВАНИЯ ТИЗАРА ПО ДЕТОНАЦИИ
При сгорании смеси воспламенение распространяется от точки
воспламенения по всей камере сгорания с большой скоростью.
Когда эта скорость достигнет своего предельного, так называе-
50
мого критического, значения (зависящего от нескольких факторов),
тогда процесс сгорания становится более или менее буйным и в
этот момент появляется детонационная волна. Эта волна распро-
страняется в смеси со скоростью, гораздо большей скорости нор-
мального горения и поднимает давление в цилиндре бензинового
двигателя до величины, в два раза большей максимального давле-
ния. Двигаясь с большой скоростью и имея чрезвычайно высокое
давление, детонационная волна ударяется о стенки цилиндра и дает
характерный звон в цилиндрах двигателя.
Сгоревшие продукты снова сжимаются детонационной волной и
температура их еще более возрастает, нагревая местами камеру
сгорания (как, например, в месте расположения свечей) до столь
высокой температуры, что воспламеняется входящая из карбюра-
тора свежая смесь. Это явление в практике известно как прежде-
временная вспышка.
По поводу явления детонации существуют много теорий; из них
заслуживают наибольшего внимания теории Каллендера, Рикардо,
Тизара и Егертона.
Раньше полагали, что детонация возникает от высокого сжатия,
поднимающего температуру смеси до самовоспламенения ее. Теперь
известно, что определенной температуры самовоспламенения смеси
нет и что средние температуры сжатия гораздо выше температуры
воспламенения топлива. Температура головок выхлопных клапа-
нов и тех мест камер сгорания, где расположены свечи, также значи-
тельно выше температур воспламенения обычно применяемых
топлив. Элемент времени, играющий большую роль в воспламене-
нии смеси, в бензиновых и подобных им двигателях крайне мал.
Рикардо считает, что детонация в очень малой степени зависит
от температуры сжатия и в очень большой—от давления сжатия,
которое, главным образом, определяет первоначальную скорость
сгорания и поэтому стремление к детонации.
Результаты исследований Рикардо и Тизара указывают, что де-
тонация возникает тогда, когда скорость выделения тепла сгораю-
щими газами превосходит ту скорость, при которой это тепло
может рассеяться через лучеиспускание, теплопроводность и пр.;
это зависит от природы топлива, размеров цилиндра, оборотов
двшателя и т. д.
На основании опытов Тизара можно сделать следующие краткие
выводы:
1) Детонация первоначально зависит от скорости ci орания пер-
вой части заряда. Это положение совпадает с общепринятой тео-
рией.
2) Скорость сгорания возрастает очень быстро с небольшим
увеличением температуры пламени.
3) Скорость сгорания, вызывающая детонацию, скорее зависит от
максимальной температуры пламени, чем от давления или темпе-
ратуры сжатия.
4) При данном составе смеси максимальная температура пламени
зависит, прежде всего, от количества остаточных газов и, в мень-
шей степени, от температуры сжатия. Количество остаточных га-
зов влияет на повышение или понижение температуры пламени.
Так, например, изменение остаточных газов на ± 1/6 по весу по-
понижает температуру пламени примерно на 25° С,
---------------------------------------- изменению степени
вышет или --------
что эквивалентно, в отношении детонации,
сжатия от 4 до 5.
5) Если температура пламени уменьшается обеднением смеси, то
при этом надо давать очень высокое сжатие. В практике, однако,
не применяется таксе
применяется такое
обеднение смеси, кото-
рое могло бы значи-
тельно уменьшить тем-
пературу пламени.
На фиг. 43 изображены
результаты опытов Ри-
кардо на двигателе с пе-
ременной степенью сжа-
тия. Во время опытов
двигатель работал на
полном открытом дрос-
селе при постоянных обо-
ротах Для каждого со-
става смеси степень сжа-
тия подбиралась такой,
при которой была замет-
на детонация.
прежнюю теорию Рикардо о за-
сжатия и указывают на то, что
Эти результаты подтверждают
висимости детонации от степени
давление сжатия определяет ко-
личество остаточных газов.
Когда остаточные газы выбра-
сывались наружу поджатой све-
жей смесью или воздухом, сей-
час же наступала резкая детона-
ция, даже при малых степенях
сжатия.
Были проведены также испы-
тания с добавлением к смеси
холодных продуктов сгорания,
вводимых через карбюратор. Ре-
зультаты этих испытаний пред-
ставлены на фиг. 44, которая по-
казывает возрастание допусти-
мой степени сжатия в зависимо- Л .. о
фиг. 44. Зависимость среднего индика-
СТИ ОТ прибавления К смеси ХО- торного дав <ения и удельного расхода
ЛОДНЫХ ВЫХЛОПНЫХ газов. Для Ct ОТ степени сжатия при работе двига-
каждого случая степень сжатия теля на детонирующем топливе,
принималась такой, при которой
появлялась детонация. Добавл-ние к смеси таких инертных газов,
как азот N2 и углекислота СО2, давало те же результаты, что
при добавлении выхлопных газов. Эффект этих инертных газов,
повидимому, следует отнести к их теплоемкости и прямому влия-
нию их на температуру пламени.
52
Суммируя результаты тизаровских и рикардовских исследований,
можно сказать, что определяющими факторами для детонации
являются:
1) температура воспламенения топливо-воздушной смеси и
2) „быстрота*1 ускорения сгорания смеси, при которой темпера-
тура несгоревшей смеси превышает температуру воспламенения.
На первый взгляд может казаться, что степень завихрения в ци-
линдре двигателя имеет важное влияние на стремление к детона-
ции. Быстрое завихрение смеси в момент сгорания должно как
будто бы еще более ускорять волну давления и тем самым увели-
чивать детонацию. На самом деле, однако, еше не имеется дока-
зательств того, что завихрение влияет каким-либо образом на де-
тонацию^
В специально сконструированной камере сгорания, дающей вы-
сокую степень завихрения, Рикардо нашел, что-в цилиндре с такой
камерой было заметное уменьшение детонации. Испытание двух
многоклапанных двигателей, в которых завихрение изменялось вы-
ключением из работы одного или многих впускных клапанов,хне
показало различий в детонации.
ДЕТОНАЦИЯ И КОНСТРУКЦИЯ ЦИЛИНДРА
Конструкции цилиндров в современных высокоэффективных и
мощных карбюраторных двигателях в значительной степени опре-
деляются соображениями завихрения, детонации и наименьшими
тепловыми потерями. Кроме степени сжатия применяемого топлива
детонация зависит от нескольких конструктивных факторов. Осо-
бенно важными из них являются: 1) форма и размеры камеры
сгорания, 2) расположение клапанов и 3) число и расположение
свечей.
При оценке конструкций наилучшей оказывается та, которая
допускает возможность применения более высокой степени сжатия
для данного топлива при бездетонационной работе.
Известны случаи, когда некоторые двигатели, благодаря непра-
вильной конструк! ии головки цилиндра и неправильному располо-
жению свечей по отношению к клапанам, детонировали при полной
нагрузке, тогда как другие, подобные им, двигатели давали луч-
шую бездетонационную работу. 3
Одним из наиболее важных факторов в конструировании головки
цилиндра является расположение свечей по отношению к клапа-
нам. Расположение свечей определяет длину пути пламени от
точки воспламенения до наиболее удаленной части камеры сгорания.
Камера сгорания должна быть наиболее компактной и свечи
расположены по возможности ближе к центру камеры. Если зажига-
ние производится от одной свечи, то ее желательно устанавли-
вать ближе к выхлопному клапану, так как здесь наиболее нагретая
часть камеры сгорания и для уничтожения детонации в этой зоне
пламя должно проходить наименьший путь в этом направлении.
•Наибольшим приближением к идеальной форме камеры сгорания
является сферическая форма. Наилучшим компромиссом в практике
будет, невидимому, форма камеры сгорания, показанная на фиг. 45,А.
53
В практике такая конструкция дает прекрасные результаты, хотя
она дорогая и несколько тяжелая.
Рикардо провел многочисленные опыты с различными конструк:
днями камер сгорания и различным расположением клапанов и све-
Фиг. 45- Формы камер сгорания.
чей, причем лучшие результаты получал с упомянутой выше формой
камеры сгорания, имеющей наклонное расположение клапанов
(приводимых в действие двуМа распределительными валиками) и
со свечей, установленной в центре.
Эта форма камеры сгорания при работе на бензине допускала
возможным применять HUCR до
Фиг. 46. Поперечный разре 225-сильного
танкового двигателя Рикардо с формой
камеры сгорания, хорошо препятствую-
щей возникновению детонации.
Для формы камеры сгорания
выпускным клапаном, HUCR был
6. Во многих конструкциях авиа-
ционных и автомобильных дви-
гателей клапаны приводятся в
действие от одного распредели-
тельного валика. В этом случае
свечи приходится располагать
так, как указано на фиг. 45,В, и
для этого случая HUCR быта
равна 5,ч.
Зажигание от двух свечей не-
обходимо всегда давать одно-
временно. Одним из преимуществ
зажигания от двух свечей, явля-
ется надежность действия. Эта
система зажигания от двух маг-
нето применяется в авиацион-
ных двигателях.
Последние опыты показали,
что при работе на одной свече
получаются худшие результаты,
в смысле сгорания, развиваемой
двигателем мощности, наивыс-
шей допустимой степени сжатия
и завихрения. Так, например, для
форм камер сгорания С и D
(фиг. 45) HUCR была 5,3 и 5,6
соответственно. Для камеры сго-
рания F HUCR равна 5,2.
F со свечей, расположенной над
1 от 4,3 до 4 6.
Наихудшие результаты получились с головкой G, для которой
54
j-HJCR = 3,6. В этой последней конструкции пламя проходит самый
длинный путь, равный более чем двум диаметрам цилиндра. Кон-
струкция камеры сгорания с боковым расположением клапанов,
(показанная на фиг., 46, представляет значительные усовершенство-
вания по сравнению с ранее применявшимися, в смысле большей эф-
фективности и бездетонационной работы. Тонкий слой газа, находя-
щийся между самой верхней частью цилиндра и днищем поршня,
довольно интенсивно здесь охлаждался сравнительно холодными
поверхностями поршня и цилиндра, вследствие чего исключалась
детонация в этой зоне. Кроме того при такой конструкции можно
получить желаемую степень завихрения. Расположение свечи здесь
уменьшает путь пламени. Эта камера приближается к идеальной
форме.
Опытами устанозлено, что конструкция цилиндра имеет опреде-
ленное влияние на детонацию при работе на данном топливе.
Французский . ученый Дюмануа (М. Р. Dumanous) докладывал в
Парижской академии наук о результатах испытания двигателей,
снабженных специально сконструированными поршнями для уни-
чтожения детонации. В основу этой конструкции
поршня (фиг. 47) была положена уже известная
теория о том, что детонация обязана чрезвы-
чайно быстрому распространению волны сгора-
ния и что аптидетонационные смеси не умень-
шают температуры сгорания, но увеличивают
время, необходимое для полного сгорания топ-
лива в цилиндре.
Дюмануа пытался уменьшить силу взрывной
волны созданием препятствия на ее пути в форме
устройства ступенчатого поршня. Расположение
свечи в цилиндре устраивалось против самой
низкой ступени, так что волна сгорания шла
снизу вверх. При таком устройстве поршня Дюма-
нуа применял степень сжатия 6,7 и при этом
не было детонации, причем топливо, на котором
Фиг. 47. Антиде-
тонационный пор-
шень.
велось испыта-
ние, допускало меныпио степень сжатия.
Рикардо провел ряд опытов на золотниковых двигателях по оп-
ределению влияния размеров цилиндра на детонацию. Четыре ис-
пытуемых двигателя имели почти одинаковое отношение хода
поршня к его диаметру, а диаметры цилиндров были: 70, 90, 140
и 226 мм. Форма камер сгорания у всех цилиндров была одина-
ковая, с неглубоким конусом, свеча—в центре наверху. В каждом
случае максимальная длина пути пламени была примерно на 25%
больше радиуса цилиндра. Для каждого из этих четырех двигате-
лей определялась наивысшая допустимая степень сжатия, причем
все двигатели работали на одном и том же топливе, при одинако-
вых рабочих температурах и оборотах коленчатого вала, соответ-
ствующих максимальному крутящему моменту. При этих условиях
HUCR сответствовали следующим значениям согласно диаметрам
цилиндров: 70 мм — 7,9; 90 мм — 7,3; 40 мм — 6,2 и 226 мм — 5,4.
Если эти данные построить в виде графика, то получится плав-
кая кривая; одна точка, соответствующая диаметру цилиндра
55
140 мм, выпадает вниз благодаря, вероятно, незаметной разности
в степени или характере завихрения.
Эти опыты показали, что золотниковые двигатели могут рабо-
тать с более высокими степенями сжатия, чем клапанные. Это об-
стоятельство объяснялось отчасти тем, что в камере сгорания не
имелось нагретого выхлопного клапана и кроме того отсутствие
клапанов допускало возможность сделать головку цилиндра более
компактной и симметричной, чем в двигателе с подвесными тарель-
чатыми клапанами, даже наклонно расположенными, как показано
на фиг. 45.
ГЛАВА ТРЕТЬЯ
АВТОМОБИЛЬНЫЕ И АВИАЦИОННЫЕ ТОПЛИВА
Все топлива, применяемые в двигателях внутреннего сгорания,
состоят из углерода и водорода; в некоторых имеется и кислород.
В дальнейшем будем рассматривать только те из них, которые-
применяются в авиационных и автомобильных двигателях, а именно:
продукты перегонки угля и сырой нефти, а также спирты, являю-
щиеся растительным продуктом.
Главными топливами в авиационных и автомобильных двигателях
являются: бензин, парафин, бензол, нафтены и спирты различных
видов. В большинстве случаев применяются смеси из этих топлив.
Применение в карбюраторных двигателях иных топлив кроме
бензина часто вызывает необходимость производить изменение
в конструкции карбюратора, подогреве его или устройстве испа-
ряющего приспособления, изменение в степени сжатия двигателя
и т. д. Так, например, при применении почти чистого спирта необ-
ходимо ввести в двигатель 9 кг воздуха на 1 кг топлива, чтобы
получить максимальный к. п. д., в то время как для 1 кг бен-
зина требуется около 15 кг воздуха.
Границами для давлений сжатия будут: для спирта—около 14 кг см\
а для обычных бензинов — 10 кг'1см2.
Рассмотрим первоначально общие свойства продуктов перегонки
нефти и угля и затем уже физические свойства более важных лег-
ких составляющих.
Сырая нефть в естественном виде представляет собой вязкую,
как патока, жидкость, изменяющуюся в цвете от желтого или зе-
леновото-коричневого до черного в зависимости от чистоты ее.
Если сырую нефть нагревать в реторте до температуры 140—150°С,
то будут испаряться легкие фракции, а при нагреве от 150 до-
30С°С — средние фракции. Выше этой температуры будут выде-
ляться тяжелые фракции, годные для дизельмоторов, и, наконец,
невыкипающие тяжелые остатки используются как топливо в топ-
ках паровых котлов.
Состав нефти—различный в различных местах добычи. Так, напри-
мер, американская нефть состоит, главным образом, из углеводо-
родов, принадлежащих к серии парафинов и имеющих общую фор-
мулу С„Н,п_|-2,в то время как нефть в СССР содержит, главным
образом, олефины. Эти олефины представляют собой модифика-
цию формулы С„Н2п_в и называются нафтенами, которые по своей
формуле похожи на парафины.
57
Самой легкой частью в серии парафинов является газ метан СН4
и самой тяжелой — пентадекан С]5Н32. В сырой нефти находятся
также соединения олефинов с парафинами.
При перегонке сырой пенсильванской нефти можно получить
больше 12 отдельных жидких углеводородов парафиновой серии.
Температура разгонки этих углеводородов от 0 до 260° С и удель-
ные веса от 0,63 до 0,79. Полученные продукты перегонки при
-чтих темпера iypax содержат в себе бутан, пентан, бензин и пара-
финовые масла. Все они имеют общую формулу СиН2п + 2 и содер-
жат в себе примерно водорода 14,3% и углерода 85,7%.
Ниже в таблице приведены некоторые свойства углеводородов
парафиновой серии пенсильванской нефти.
Наименования ’Симичгсг не □бознлч J- ни* Удельный вес (нормаль- ный) °C Температура кипения (нормальная) °C Примечание
Бутан Пентан .... Гексан Гептан Октан .... -... Нонан Декан Ендикан Додекан Три декан Тетрадекан Пентадекан . • . . . С, 1 2 С н16 СКН]8 С8Н20 б-ю Н22 СцН24 612Н.;6 С]зН28 биНэд С15Н3, 0,645(a) при 0 0,645 „ 0 0,63 „ 17 0,712 „ 16 0,726 „ 16 0,710 „ 15 0,757 _ 15 0,765 . 16 0,766 „ 20 0,792 „ 20 0,792 „ 20 0,792 „ 20 0 38 69 98 124 136—13-1 160—162 180—184 196-200 236—218 236—240 255—260 Газ | Бензин Светящиеся масла
Данные этой таблицы, как уже упоминалось, относятся к аме-
риканской нефти, содержащей в малом количестве углеводороды
олефиновой серии.
Для сравнения приводим ниже таблицу некоторых свойств уг-
леводородов олефиновой серии нефти СССР.
Название углеводорода Химические обозначения Удельный вес Температура кипения °C
Этилен . С,Н4 Газ
Пропилен с3н6 —
Битилен — 4
Амилен . С5НЮ — 73
Гексилен — 90
Гептилен ... с-н14 0,714 при 0° С 84
Октилен с8н1В — 119
Днмелен ^10^20 0,777 при 0 ‘С 165
Тримелен ... О15Н30 — 248
Тетрамилен С2оГЦо — Выше 390
Тяжелые углеводороды парафинового ряда при нагревании до
температуры выше точки кипения разлагаются на парафины низ-
кого ряда и на олефины. Более легкие и летучие продукты пере-
58
ГОНКИ нефти делятся на две группы: Г) нефтяные эфиры и 2) неф-
тяные спирты. Первые—самые легкие и летучие, вторые—более
тяжелые и менее летучие.
Приводим таблицу летучих продуктов перегонки американской
нефти.
Наименование группы Наименование фракции Удельный вес Температура кипения °C
- Нефтяные эфиры ( Симоген . . . • < Ризолин ( Бензин 0,590 0,625 - 0,631 0,635—0,666 0 15 45—50
Нефтяные спирты / Напта (бензольная напта) . Нлпта ( Напта (бензольная) .... 0,678—0,700 0,714-0 718 0,741—0,745 70
Симоген состоит, главным образом, из бутана С4Н10, пентана С5Н.2
и гексилена С6Н12—очень летучих жидкостей, кипящих при 0°С.
После перегонки сырой американской нефти (уд. в. 0,80) полу-
чаются следующие продукты:
Наименование фракций Температура перегонки ‘С Остаток % Удельный вес Температура воспламе- нения
Chymogene Rhigolene Бензин Бензол 1, Напта С (бензолин) Бензол, Напта В Бензол, Напта А Парафин или керосин . . . Смазочные масла Тяжелые остатки 45 45—60 60—70 70-120 120—175 174 и выше 250 - 1 г- < Следы 1,5 10 2,5 2,0 50 15 0,590—0,625 0,636—0,657 0,680—0,657 0,714—0,718 0,725 - 0,737 0,802-0,820 0,850—0,915 1 II 1 1 II 1
Ниже приводим таблицу химического состава американской и
русской нефы! и каменного угля.
О □S ° Элементарн. состав • X
Название топлива Удельны вес при С Углерод С Водород И Кислор. ° J Теплотво ная спосо кал1к1
Пенсильванская тяжелая сырая нефть .... 0,886 84,9 13,7 1,4
Легкая кавказская нефть 0,884 86.3 13,6 0,1 —
Тяжелая кавказская нефть 0,938 86,6 12,3 1,1 —
0,928 87,1 11,8 1,2 —
1 Этот бензол не следует смешивать с продуктами перегонки каменноугольной
смолы, применяемыми в автомобильных двигателях.
59
Продуктами перегонки каменного угля являются: газ, кокс н
жидкость, которая конденсируется при охлаждении летучих про-
дуктов перегонки. Жидкость состоит из двух слоев: верхнего водя-
нистого, содержащего аммиак, и нижнего, представляющего собой
густую жидкость, известную под названием каменноугольной смолы.
Эта смола является смесью многочисленных органических соста-
вляющих, которые извлекаются из нее посредством перегонки и
кислотной или щелочной обработки.
Состав каменноугольной смолы зависит от качества угля и типа
применяемой печи, вообще же она состоит из следующих соста-
вляющих:
1) Нейтральные углеводороды: бензол, толуол, нафталин и
антрацен.
2) Кислые фенолы, так, например: фенол (карболовая кислота) и
Cresols.
3) Небольшое количество анилина, пиридина и др.
При первоначальной перегонке каменноугольной смолы получа-
ются следующие продукты:
Легкие масла до температуры................170°С
Средние масла при температуре ... от 170 до 230° С
Тяжелые масла „ „ . . . „ 230 „ 270°С
Антраценовые масла при температуре . свыше 270°С
Остатки
Эти составляющие подвергаются дальнейшему процессу перегонки
и кислотной или щелочной обработке.
Бензин состоит из легких фракций перегонки сырой нефти, а
именно: пентана, гексана, гептана и октана. Качество топлива
определяется пропорциями этих перечисленных составляющих
жидких углеводородов.
Для большинства технических целей с достаточной точностью
можно считать хорошим бензин, состоящий почти из чистого ге-
ксана CBHJ4.
Анализ бензина уд. в. 0,68 показал следующие его составляющие:
Гексан .... •........80%
Гептан...................18%
Пентан....................2%
Пропорции углерода и водорода в бензине приблизительно 84
и 16% соответственно.
Основными свойствами, определяющими свойства топлив, явля-
ются следующие:
а) плотность (или удельный вес) при различных температурах;
Ь) коэфициенг объемного расширения;
с) упруго, ть паров топлива;
d) температура воспламенения паров топлива и разгонка топлива;
е) вязкость;
1) теплопроизводительность (теплотворная способность в кал}кг);
g) количество воздуха, потребного для полного сгорания, и ра-
бочий диапазон составов смеси;
69
h) наивысшая допустимая степень сжатия для получения макси-
мальных мощностей и к. п. д.
Рассмотрим коротко перечисленные свойства.
а) Плотность, или удельный вес, авиационных и автомобиль-
ных б нзинов при обычных рабочих температурах изменяется от
0,68 до 0,74.
С увеличением температуры удельный вес бензина уменьшается.
Зависимость удельного веса от температуры почти линейна '. При
изменении температуры от 0 до 20° С удельный вес изменяется
на 2—3%.
Зависимость удельного веса от температуры в общем виде вы-
ражается следующей формулой:
(<°—15) Ь
где
ft — удельный вес бензина при t°C;
Yis—удельный вес бензина при 15°С:
Ь) а — средний коэфициент объемного расширения от
15 до t°, который в пределах этих температур равен 0,00130.
Тогда:
т< =Т1Б{1-0,00130 (i°—15) }•
с) Запуск двига-
теля в холодном состо-
янии опр оделяется давле-
нием паров топлива. Если
в воздухе не будет до-
статочного количества па-
ров топлива, то невоз-
можно получить взрыв-
ную смесь.
При том же давлении
воздуха давление паров
топлива увеличивается с
увеличением температу-
ры, так что для некото-
рых топлив, имеющих
низкое давление паров,
необходимо применять
нагрев, чтобы получить
взрывную смесь.
Авиационные бензины
Фиг. 48.
j _ Бензол; II — Бензин (Пратт № 1); III — Смесь 75»; бензин
Поатт + 25W бенз- л; IV — Смесь: 50% бензин Пратт + 5 %
бензол; V—Смесь; 25% бензи i Пр тт-|-75% бензол; VI —Бен-
зин (Боулея спец, сорт)
достаточно летучи, т. е.
они имеют достаточно
высокое давление паров
при нормальных темпе-
ратурах и даже в холодные дни дают достаточное давление паров
для образования взрывной смеси.
Другие топлива, как спирты и парафины, недостаточно летучи
и запуск в холодном состоянии на них очень труден; такие топлива
61
Температура 6 °C
Фиг. 49.
I — Бензол; VJ1 Метиловый спирт; VIII — Гмесь: 75% бензол4-
-j- 25% метиловый спирт; IX — ( месь: 50% бензол -4- 50% мети-
ловый спирт; X— Смесь: 25% бензола75% метилов, спирт
требуют испарения от внешнего тепла и, следовательно, нужна-
ются в подогреве.
Когда двигатель нагрет, давление паров большинства обычно
применяемых .топлив может изменяться в широких пределах, не
оказывая влияния на работу двигателя.
На фиг. 48 и 49 представлены' ватсоновские кривые давлений
паров различных топлив в зависимости от их температуры. Из
фиг. 48 видно, что легкий бензин является более летучим при
всех температурах, в то время как бензол менее всех летуч. Кри-
вые бензино-бензольных смесей лежат между этими двумя край-
ними кривыми. Любопытно отметить, что давление паров бензольно-
спиртовых смесей значительно выше давлений, составляющих их,
как это видно из фиг. 49.
Давление паров горюче-
го является важным фак-
тором в образовании нуж-
' ных пропорций топливо-
воздушной смеси для сго-
рания. Для определения
требуемых пропорций
воздух । с приведенными
в фиг. 48 и 49 топливами
были проделаны следую-
щие опыты.
В стальной сосуд вво-
. дилось топливо и помпой
накачивался воздух. В со-
суд вставлялся манометр,
который давал возмож-
ность экспериментатору
определять момент вос-
пламенения смеси; в нем
имелась водяная рубашка
и поддерживалась тре-
буемая температура. Со-
суд взбалтывался для на-
сыщения воздуха парами топлива и затем поджигался искрой; если
воспламенения не происходило, тогда уменьшали давление воз-
духа, снова взбалтывали сосуд и снова поджигали смесь искрой.
Эта процедура продолжалась до тех пор, пока ! е появлялось
воспламенение смеси, при котором измерялись давление и темпера-
тура. Результаты этих опытов представлены на фиг. 50.
Из кривых видно, что бойлевский специальный бензин воспла-
менялся даже при температуре воздушно-бензиновой смеси, равной
0°С и при давлении 7,8 кг/гл2. Бензол воспламенялся только при
температуре выше 1°С, при атмосферном давлении. Спирты воспла-
меняются при температурах не ниже 2.0сС. Бензольно-спиртовые
смеси, повидимому, будут давать лучшие результаты в смысле
сгорания, чем каждое из этих топлив в отдельности.
Бензольно-бензиновая кривая III идентична кривой для бензина II.
Бензино-бензольная кривая V (одна часть бензина плюс три части
62
бензола) похожа на чистобензольную кривую 1 за исключением
низких температур, где заметно влияние бензина на характер кривой..
d) Температура воспламенения паров топлива и
разгонка топлива. Температурой воспламенения топлива мы
называем температуру, при которой оно выделяет достаточное
количество паров, чтобы при приближении пламени получилось
воспламенение.
Так как топливо содержит как более легкие, так и более тяже-
лые пары, то температура воспламенения будет соответствовать
температуре воспламене-
ния более легкой и более
летучей части топлива.
Таким образом темпера-
тура воспламенения не
определяет характера
топлива.
Бензиновые пары вос-
пламеняются на воздухе
при обычных температу-
рах воздуха вплоть до
ючки замерзания воды.
С другой стороны, осве-
тительные масла имеют
минимальную точку вос-
пламенения: в Англии—
23°, во Франции—35°, в
Германии — 21°, в Кана-
те—30°С. В Америке эти
пределы различны для
различных штатов.
Установление темпера-
туры воспламенения пре-
следует меры предосто-
рожности против пожара,
но не определяет, как мы
указали выше, состава
Фиг. 50. Кривые зависимости температуг ы вос-
пламенения от давления паров для топлив пока-
занных на фиг. 48 и 49.
топлива.
Более полная характе-
ристика топлива с точки
зрения мощности полу-
чается в результате испытаний на разгонку. Испытания на раз-
гонку заключаются в постепенном нагревании топлива и в учете
процента перегнанного в приемник топлива при каждой температуре.
Чем летучей топливо, тем большая часть его перегоняется при
данной температуре.
При испытаниях на разгонку со стандартным авигционным бен-
зином, применявшимся во время империалистич. войны, были полу-
чены следующие результаты:
Свыше 50сС.......перегоняется 5%
Ниже 70°С............ . 8%
90°С........... „ 50%
„ 150 С .... , 97%
63-
'Следовательно, при 150° С остаток и потери составляли 3%.
Спецификации разгонки для авиационного бензина
Процент выхода цри разгонке Сорта топлива
Местный Экспортный Боевой
5 50 90 96 Не свыше 75° С „ ниже 50° С „ свыше 105" С .1 „ 155° С J „ 175° С Не свыше 65° С „ ниже 50° С , свыше 95° С . „ 125° С Л „ 150° С Не свыше 70° С „ ниже 60° С „ свыше 95° С „ . пз° С л » 125° С
Приведенная таблица является краткой сводкой спецификаций
для авиационного бензина, выработанных Американским бюро авиа-
ционной промышленности в 1918 г.
Нужно отметить, что бензин, перегоняющийся на протяжении
всего ряда температур, превышающих 50°С, и на протяжении ряда
температур, более низких, чем специфицированные, будет удо-
влетворять требованиям и условиям для бензина—местного и экс-
портного; а бензин, в котором все частицы дестиллируют при
температуре свыше 6О°С и при температурах ниже специфициро-
ванных, будет соответствовать спецификациям для боевого бен-
.зина.
Коммерческий бензии высших сортов обладает приблизител но
следующими дестилляционными свойствами:
При температуре ниже 105°С и выше 50°С... перегоняется 20%
„ я 140°С „ „ 50°С... „ 60%
„ 177°С „ „ 50°С... „ 90%
, 210°С „ „ 50°С... „ 100%
Ниже приводится спецификация ВР автомобильного топлива,
исследованного RAC (Report of Trial № 718, окт. 1929):
Удельный вес при 15° С — 0,783.
Перегоняется 97%, остаток —потери—Р/г%.
Ароматические углеводороды составляют 15,4%.
Разгонка; начальная точка кипения 30°С.
7% при 50°С
25% „ 75°С
44% , 100°С
62% при 125°G
78% „ 150сС
93% „ 175°С
Конечная точка кипения была 187°С. На фиг. 51 приведены со-
отве гс. вующие результаты перегонки для бензина с уд. в. 0,72,
коммерческого бензола и почти чистого спирта. Из этих данных
видно, что бензин начинает п регоняться при 0°С; но ни спирт,
ни бензол не начинают перегоняться, прежде чем не будут достиг-
нуты температуры в 77°С и 82°С соответственно. При температуре
же в 100 С почти весь бензол и большая часть спирта уже дестил-
лируются, тогда как в бензине испаряется всего лишь 60%.
64
е) Вязкостью жидкости называется ее свойство оказывать
сопротивление при истечении при определенном давлении. Если
мы имеем дело с бензином, то вязкость изменяется в зависимости
оТ плотности; она бывает выше для более тяжелых сортов бензина
и ниже для более легких сортов, а именно — для авиационного
бензина. Вязкость также уменьшается по мере повышения темпе-
ратуры; так, например,
от 5 до 25°С вязкость
уменьшается прибли-
зительно на 13%.
Величины вязкости,
приведенные ниже в
таблице, относятся к ве-
личинам, вычисленным
на основании экспери-
ментальных данных при
помощи следующего
уравнения:
Фиг. 51. Кривые разгонки бензина / = 0,72, бензола
и спирта.
~8Trt
в котором W—вес топлива в г, вытекающего за Т секунд через
капиллярную трубку, радиусом г см и длиной 7 (7 должна быть
велика по сравнению с г) под давлением в h см\ у — плотность
жидкости; 7] — вязкость; g—9,81 м[сек2 — ускорение силы тя-
жести.
fj Теплопроизводительность бензина. Теплопройзво-
дительность различных топлив для двигателей внутреннего сго-
рания рассматривалась нами в начале книги. Здесь приведены бо-
лее подробные данные о различных сортах бензина и других топлив,
пригодных для двигателей внутреннего сгорания.
Вязкость различных топлив
1 Наименование топлива Плотность при 15° С или уд. вес Вязкость в единицах CGS
5° С 15° С 25° С
Бойли . . . 0,684 0,00380 0,00352 0,00332
Карлесс 0,704 0,00406 0,00380 0,00359
Экспресс ... 0,707 0,00445 0,00420 0,00398
Росс 0,714 0,00431 0,00445 0,00404 0,00385
Пратт 0.719 0,00420 0,00398
Карбюрин .... 0,720 0,00450 0,00421 0,00400
Шелл (обыкновенный) 0,721 0,00454 0,00486 0,00421 0,00400
Динол . 0,725 . 0,00454 0,00430
Симкар бензол . . . . . 0,762 0,00520 0,00482 0,00454
0,760 Бойли 0,767 0,00518 0,00485 0,00457
0,760 Шелл 0,767 0,00534 0,00498 0,00472
Каолин .... 0,846 0,00609 0,00572 0,00539
Гексан . 0,680 0,00376 0,00342 0,00319
5 Л ж о дж
65
Теплопроизводительности различных топлив (высшая) в калориях на 1 къ
(по данным Орман а и)
Наименование топлива Химическая формул а Молекуляр- ный вес топлива Тепл отвори, способность (теплопро- изволит.) в кал[кг Объем горю- чей сме<и на грам- ме леку л 1 Объем проа, ci орания на грамм — моле к.
Гексан .... СвН14 86 11 600 48,5 51,0
Гептан . . . СЛе 100 11 500 56,0 59,0
Октан .... CgHjg 114 11 400 63,5 67,0’
Бензол . . . С6Н6 78 10 000 38,5 39,0
Толу ол . . . . С7Н8 92 10 100 46,0 47,0
Ксилол .... С Н]0 106 10 250 53.5 55,0
Метилов, спирт СН4О 32 5 300 8,5 9,0
Этилов, спирт . CSH6O 46 7000 16,0 17,0
В таблице дана теплопроизводительность топлив, выраженная
в калориях на килограмм топлива; в ней также указаны объемы
рабочей смеси и продуктов сгорания.
Количества, помещенные в предпоследнем столбце, обозначают
также приблизительно объем воздуха, приходящийся на один объем
топлива (пара), необходимый для образования наилучшей взрыв-
чатой смеси, тогда как цифры, помещенные в последнем столбце,
относятся к объему продуктов сгорания, образующихся на еди-
ницу объема топлива.
Так, например, для бензола химическое уравнение сгорания рабо-
чей смеси будет следующим:
бензол -|-кислород-{-азот-j-углекислота -{-водаазот
С6Н6 + 71/„-О, 4-30N2= 6СО, -P3H,O+33N„
J 71/,30 6 3 ' 30'
Объемы 38,5 39
Следовательно, на каждый объем бензола нужно 37,5 объемов
воздуха, что дает 38,5 объемов взрывчатой смеси.
После сгорания образуется 39 объемов углекислотных и водяных
паров и азота; или, если мы не будем принимать во внимание воду,
которая обычно конденсируется, образуется 36 объемов про-
дуктов сгорания. Также легко вычислить количество воздуха, по-
требное для сгорания. Молекулярный вес бензола:
С(;Н6 = 6 12 4-6 = 78
и молекулярный вес 7,5 кислорода
О, = 7,5 • 32 - 240.
„ . 240
таким образом нужно 7g кг кислорода на 1 кг бензола..
66
Так как в 4,31 кг воздуха содержится 1 кг кислорода, то вес
потребного^ количества воздуха на 1 кг бензола будет:
4,31 . Л!? — 13,26 кг.
/О
Таким же способом можно вычислить объемы и вес воздуха на
единицу веса любого топлива.
Теплопроизводительность различных топлив по данным Ватсона
1 Род топлива Наименование топлива Удельный вес при 15’С Низшая теплотв. способность кал/кг
Бензин Бойлевский бензин (специальн) . . . Карлесс . . . • . . Экспресс Росс • Пратт (а) Карбюрин Шелл (обыкновенный) Динол Симкар-бензол 0,760 (Бойли) 0,760 (Шелл) Каолин 0,684 ,0,704 0,707 1,714 0,716 0,720 0,720 0,721 0,725 0,762 0,767 0,767 0,846 10 660 10 420 10 020 10 370 10 340 10 330 10 380 10 40b 10 290 9 490 10 300 10 140 9 270
Ароматики Бензол СвН6 (химич. чистый) Толуол С.Н8 Ксилол—С8Н10 • 0,876 0,865 0,863 10 030 10 150 10 229
Парафины Пентан • Гептан Октан С8Н18 0,630 0,680 0,736 0,718 (при 0° С) 10 230 10 430 10 400 11497
Олефины Амилен CgHjo’’ Гексилен CDrI10 Гептилен С7Н14 Октилен С8Н1Й 0,660 0,682 0,703 11 491 11 413
Тяжелые масла Парафиновое масло .Royal Daylighif" . „ „ „Rusolene".... „ ‘ ,, „Broxburne" . . . Сырая американская нефть „ кавказская нефть 0,794 (при 16° С) 0,825 (при 16v С) 0,810 0,886 0,938 11 920 11750 10 936 11500 11200
Таблица Ватсона показывает нам, как изменяется теплопроизво-
дительность различных сортов топлив в зависимости от плотности
(удельного веса). Из таблицы видно, что в теплопроизводитель-
ности бензина с удельным весом от 0,700 до 0,725 не имеется боль-
ших различий и что средняя теплопроизводительность в ЮЗООкал/кг
может считаться низшей для бензина указанной плотности.
5*
67
Более тяжелые сорта’бензина обладают более высокой тепло
производительностью на единицу веса; еще более тяжелые сорта
топлив, как, например, осветительные масла и топлива для ди-
зелей, обладают значительно более высокой теплопроизводитель-
ностыо.
С точки зрения двигателей внутреннего сгорания только одна
теплопроизводительность еще не определяет получаемой мощно-
сти. Количество воздуха, потребное для сгорания, и к. п. д. явля-
ются факторами, имеющими большее значение, чем теплопроизво-
дительность.
Лучшее представление об отдаче мощности двигателя при ра-
боте на данном топливе можно получить из рассмотоения тепло-
производительности данного объема рабочей смеси. Двигатель оп-
ределенного рабочего объема (если другие факторы остаются
неизменными) даст максимальную мощность при работе на таком
топливе, которое выделяет при сгорании наибольшее количество
тепла на 1 мя рабочей смеси, т. е. топливовоздушных паров.
В виде примера можно привести противоположные случаи—спирт
и бензин. Удельные веса: 0,805 для 95% чистого спирта и 0,720
для бензина. Теплопроизводительность: 6000 кал', кг для спирта и
10 300 кал'кг для бензина.
Объем воздуха настолько больше объема топлива, что этот по-
следний можно в каждом данном случае не принимать во вни-
мание.
Вес 1 воздуха при 0°С и нормальном атмосферном давлении
будет 1,29 кг; соответствующие же веса спирта и бензина в 1 м9
i 99 1 25
смеси 1 будут: и ’ п-
с,О 1Э,и
Соответственная производительность на 1 ms будет:
1 29 1 99
’ - -6000 = 910 кал)мя и 4^- • 10 300 = 885 кал\м\
8,э 15,0 '
Следовательно, несмотря на различные свойства данных топлив,
они обладают приблизительно такой же теплопроизводительностью
единицы объема смеси.
Точно так же большинство других более легких углеводородных
топлив, пригодных для бензиновых двигателей, дает приблизи-
тельно такое же количество тепла на единицу объема взрывчатой
смеси.
Д-р Орманди приводит следующие цифры теплопроизводитель-
ности единицы объема идеальной или наилучшей смеси для сле-
дующих видов .топлива.
1 В пропорциях, потребных для полного сгорания.
68
Теплопроизводительность различных смесей, отнесенная к единице объема (Ms\
рабочей смеси ’
Наименование топлива Химическая формула Объемная теплопроизво- дительность кал!м$ Теплолроизводи- тельиость объем, для теоретических смесей кал/мя
Гексан QH14 3280 918
Гептан • . . . . СтН16 3300 918
Бензол .... Сенс 3260 918
Толуол • С7Н8 3260 918
Ксилол CgHio 3260 918
Метиловый спирт СН4О 3200 918
Этиловый спирт С2н0о 3270 918
Результаты, приведенные в этой таблице, показывают, что все
топлива обладают приблизительно той же теплопроизводитель-
ностью на единицу объема рабочей смеси.
g) Пропорции бензино-воздушных смесей. Смесь па-
ров бензина и воздуха может воспламеняться при определенных
соотношениях паров топлива и воздуха. В зависимости от условий
работы двигатель может работать при соотношении воздуха к бен-
зину от 8 до 20 по весу, т. е. в рабочей смеси на 1 кг топлива
может приходиться от 8 до 20 кг воздуха. Отношение количества
воздуха к топливу для получения полного сгорания изменяется
в зависимости от сорта топлива, но для обыкновенного коммерче-
ского бензина оно приблизительно равняется 15,0.
Очень богатые (бензином) смеси дают нагары в виде мелкой
сажи или порошка и сопровождаются большими потерями топлива,
' как это видно из присутствия углерода и окиси углерода в вых-
лопных газах. Очень бедные смеси дают неравномерную работу
двигателя, сопровождающуюся взрывами во всасывающем трубо-
проводе и обратными выхлопами в карбюратор благодаря малой
скорости пламени.
Объемные соотношения воздуха и бензина легко вычисляются
на основании соотношений, приведенных в начале этой книги.
Таким образом для полного сгорания в примере, приведенном
в первой книге, отношение воздуха к бензину по весу будет:
15,2:1,0; тогда как по объему отношение воздуха к парам бензина
будет 45,4:1,0.
69
В наиболее богатой (бензином) смеси отношение воздуха к па-
рам бензина по объему будет примерно в два раза меньше, тогда
как в наиболее бедной смеси оно будет еще выше приведенного.
Это можно выразить иначе: процентное содержание паров бен-
зина в смесях бензина и воздуха, соответствующее наиболее бо-
гатым смесям, полному сгоранию и наиболее бедным смесям, будет:
4,0; 2,2; 1,8 соответственно.
h) Наивысшая допустимая степень сжатия. Размеры
давления сжатия в современных бензиновых двигателях (без над-
дува) изменяются от 5,3 до 9,1 кг'^см* для обыкновенных сортов
коммерческого бензина.
Температура самовоспламенения
Свойства топлив определятся более ясно, если мы обратимся
к сравнению температур их самовоспламенения, при одинаковых
условиях. Температурами самовоспламенения называются такие
Фиг. 52. Кривая температуры самовоспла-
менения бензино-б^нзольиых смесей раз-
личного состава.
самовоспламенения одного
температуры, при которых топ-
лива, окруженные кислородом
или воздухом, произвольно вос-
пламеняются без применения
искр или других способов за-
жигания. Моор исследовал темпе-
ратуры самопроизвольного вос-
пламенения различных топлив и
смесей топлив.
На фиг. 52 показаны резуль-
таты испытаний с бензино-бен-
зольными смесями. Из всех под-
вергавшихся испытанию смесей
топлив эти смеси наиболее ха-
рактерны, и на основании испы-
таний можно считать, что темпе-
ратура самовоспламенения смеси
почти одинакова с температурой
обладающего
из компонентов смеси,
наиболее низкой температурой воспламенения, за исключением тех
случаев, когда процент содержания такого составляющего в. смеси
очень низок. В этих случаях температура самовоспламенения ста-
новится почти одинаковой с температурой составляющего веще-
ства, обладающего более высокой температурой воспламенения.
БЕНЗОЛ (технический)
Ввиду того что в настоящее время это топливо применяется в
бензиновых двигателях вместо бензина или смешанное с бензином,
необходимо хотя бы вкратце остановиться на особенностях этого
топлива.
Бензол является одним из продуктов перегонки каменноуголь-
ной смолы, получаемых при выработке коксового газа. Часть
бензола, перегоняющаяся в пределах температур 80°С, соответ-
70
ствует так называемому 90% бензолу, тогда как толуол пере-
гоняется при 110’С, а ксилол при 140’С.
Установлено, чго одна тонна среднего ланкаширского угля
дает приблизительно 285 лг3 светильного газа и около 545 л камен-
ноугольной смолы, из которой вырабатывается в среднем 0;5 кг
бензола и 0,4 кг толуола; так что из 4550 л каменноугольной
смолы можно получить около 28 л бензола из общего количества
примерно в 128 л легких масел.
Химически чистый бензол (benzene) обычно считается соответ-
ствующим дестиллату, перегоняющемуся при 80?С. Коммерческий
бензол обыкновенно содержит другие углеводороды, как толуол
и ксилол и прочие гомологи бензольного ряда.
Бензол как топливо для бензиновых двигателей
Коммерческий бензол, как эго упоминалось выше, состоит из
химически чистого бензола, смешанного с толуолом, ксилолом и
др-
При охлаждении до — 4°С коммерческий бензол выделяет кри-
сталлы химически чистого бензола1, при — 8° С он образует те-
стообразную массу, а при — 12°С жидкость затвердевает.
Обычный 90% бензол, употребляемый для бензиновых двигате-
лей, кипит при температурах от 80 до 100°С, как химически чи-
стый бензол кипит при 80Q С.
Удельный вес коммерческого бензола изменяется в среднем от
0,87 до 0,89 при 15°С и уменьшается по мере возрастания темпе-
ратуры.
В приведенной ниже таблице указан удельный вес среднего
коммерческого бензола, а также сравнительная вязкость его по
сравнению с коммерческим бензином уд. в. 0,72. Эти вязкости,
как видно из приводимых данных, однородны при 20?С; выше этой
температуры бензол менее вязок, а ниже — более вязок.
Плотность и относительная вязкость бензола
Темпера- тура в °C Удельный вес или плотность Относительная вязкость
Бензол Бензин
0 0,896 1,24 1,14
5 0,891 1,13 1.06 1,08
10 0,886 1,04
15 0,882 1,00 1,00
20 0,877 0,96 0,97
25 0,872 091 0.94
Во избежение замерзания бензола при низких температурах воз-
духа, как нами упоминалось выше, а также для уменьшения срав-
нительно большого колебания вязкости топливо это можно
смешивать с бензином. Например, смесь в 75% бензола и 25% бен-
1 Химнчески чистый бензол затвердевает приблизительно при — 5,4°С.
71
зина не будет выделять кристаллов до достижения температуры
в—14 °C, а смесь одинаковых объемов бензина и бензола не будет
замерзать даже при — 21°С.
Теплопроизводительность коммерческого бензола изменяется в
пределах от 9270 до 9720 кал1кг (низшая теплопроизводитель-
ность \ что на 10% ниже теплопроизводительности бензина.
Для определенного данного объема фактически нет разницы в
содержании тепла ввиду большей плотности бензола.
Если мы возьмем смесь, состоящую, главным образом, из бензола
С6Н6 с примесью меньших количеств толуола и ксилола, то
количество воздуха, потребное для полного сгорания, будет при-
близительно 13,3 кг на 1 кг топлива или, выражая это в объемах,—
на один объем паров бензола требуется для полного сгорания
38 объемов воздуха.
Однако, как указывалось выше, практически нет разницы между
теплопроизводительностью данного объема горючей смеси, состоя-
щей из таких легких топлив, как бензол, бензин и алкоголь.
С практической точки зрения приведенные выше факты пока-
зывают, что при применении бензола в ка рбюраторах бензиновых
двигателей потребуется меньшее количество воздуха, чем при
бензине; результаты произведенных испытаний подтверждают
сделанный нами вывод.
Благодаря большей плотности бензола (приблизительно на 15%)
по сравнению с коммерческим бензином, поплавок в карбюраторе
при данном уровне топлива будет менее погружен при работе на
бензоле, чем на бензине, и поэтому прекращение подачи топлива
будет происходить при более низком уровне его в жиклере.
В этом случае поплавок должен делаться тяжелее, с тем чтобы
получить тот же уровень.
Эффективный к. п. д. при применении бензола в бензиновых
двигателях будет значительно выше, чем для бензина при всех
составах смеси, состоящих из 10—19 частей воздуха на одну
часть бензола по весу.
При испытаниях, произведенных с бензолом и бензином на
автомобильном бензиновом двигателе при 900 об/мин, были полу-
чены следующие результаты (таблица на стр. 73):
Из этих результатов видно, что при работе двигателя на более
богатых смесях бензол дает более высокие средние индикаторные
давления и индикаторный к. п. д. При работе на бедных смесях
средние давления получаются ниже, чем при работе на бензине.
Однако увеличение индикаторного к. п. д. с избытком компенси-
рует падение давления при работе на бензине.
Результаты путевых и станочных испытаний показывают, что
при применении бензола и надлежащей регулировке карбюраюра
расход топлива значительно меньше, чем при работе на бензине.
Очень важно не применять слишком богатых смесей бензола
и воздуха, так как при этом осаждается много углерода на стен-
ках цилиндра. Так, например, в золотниковом двигателе, работа-
ющем на смесях, более богатых, чем 11:1, проходные отверстия ока-
1 Высшая теплопроизводительность колеблется от 10 000 до 18 200 кая/лг.
72
Эффективный н.п. л. и среднее индикаторное давление при работе на бензоле*
и бензине
Отношение воз >уха к топливу по весу Индикаторный к. п. д. Среднее индикаторное давле- ние В KZjCM2
Б:нзол Бензин Бензол Бензин
11 21,4 17,4 ' 7,21 7,01
12 23,0 19,8 7,20 7,01
13 24,8 26,2 21,9 7,06 7,01
14 23,7 6,94 6,94
15 27,3 25,2 6,77 6,87
16 78,2 26,3 6,52 6,73
17 28 9 27,2 6,23 6,52
18 29.3 27,8 5,^8 6,16
19 29,5 28,0 5,54 5,80
зались частично забитыми и засоренными угольными осадками7
после использования 18 л топлива и мощность упала на 18%
благодаря засорению выхлопного отверстия. Если бы состав смеси
был правильно отрегулирован и давал полное сгорание, то нагар'
должен был быть примерно таким же, как и при работе на бен-
зине.
Испытания, произведенные на станке и в пути, показали, что*
если двига«ель работает на бензоле, то во многих случаях он дает
большую мощность, особенно в пути в гористой местности. Это
происходит отчасти благодаря лучшим термическим условиям, а
отчасти вследствие того, что двигатель начинает детонировать
много позже при работе на бензоле, чем на бензине. В последнем
случае потребуется большее опережение.
Было установлено, что при смешении бензола с бензином крити-
ческая температура смеси, вызывающая детонацию, значительно
повышается, так что двигатель, сильно детонирующий при работе
на чистом бензине, работает совершенно мягко на смеси из равных
частей бензола и бензина.
Некоторые опыты были проделаны д-ром Ватсоном, приме-
нявшим раскаленную платиновую проволоку в головке цилиндра'
бензинового двигателя. Искра задерживалась, ток пропускался по
проволоке и усиливался до тех пор, пока индикатор не показывал,
что рабочая смесь воспламеняется от раскаленной проволоки. При
этих условиях более сильный ток (т. е. более высокая темпера-
тура) требовался при применении бензола, чем при применении
бензина. Затем при работе на бензине сила тока легко регулиро-
валась, так что двигатель продолжал спокойно и равномерно'
работать при выключении зажигания.
Однако с бензолом было труднее добиться регулярной работы
и кроме того требовался ток большей силы.
Благодаря более высокой критической температуре бензола и
его смесей при работе возможно применение более высоких
степеней сжатия, а также возможно получение большей мощности
и более высокого эффективного к. п. д.
73
Испытания бензола в пути
Коммерческий бензол вполне применим к автомобильным двига-
•телям, что доказывается результатами испытаний, произведенных
в Англии на пробеге автомобиля в 16 000 км с мощностью дви-
гателя в 40—50 л. с. Вес нагруженного автомобиля был прибли-
зительно 2,43 т и во время испытаний муфта сцепления и шестерня
не разъединялись при спусках под гору. Условия пути были:
вполне хорошие—-66%, хорошие — 23% и плохие — 11%; дождь
шел в течение 24 дней из 61 дня испытания.
Общее количество израсходованного бензола равнялось 2,55 т\
среднее количество пройденных километров на 1 дна протяжении
всего пути исчислялось в 6,7 км. На этом двигателе был поставлен
.стандартный карбюратор с двумя жиклерами, с водяным подогре-
вом и с автоматическим воздушным клапаном. Регулировать при-
ходилось только жиклер и уровень бензола в поплавковой камере.
Средняя скорость испытаний была 21 км!час. В холодном состоя-
нии двигатель запускался гораздо труднее, чем в подогретом.
После испытаний двигатель снимался, разбирался и осматривался;
причем было установлено, что количество нагара не больше, чем
при бензине.
Не было также обнаружено чрезмерного износа в направляющих
втулках клапанов, цилиндрах или поршнях, и кольца были В хоро-
шем состоянии, но на двух поршнях верхние кольца заедали в
.своих канавках благодаря значительным отложениям нагара в них.
Свечи во время испытаний не прочищались и не сменялись и по
.окончании испытаний оказались в хорошем состоянии.
Химический анализ смазывающего масла перед пробегом и после
прохождения 1100 км показал, что в использованном масле не
было обнаружено следов бензола.
Моторный бензол
Одним из наиболее известных в САСШ топлив, применяемых на
двигателях с высоким сжатием, является так называемый „моторный
бензол", в состав которого входит не только бензол, но также
ксилол и толуол. В этом топливе содержится определенный ми-
нимальный процент толуола, вследствие чего точка замерзания
топлива держится ниже температур, встречающихся на самых
больших высотах.
На фиг. 53 представлены результаты испытаний, произведенных
на одноцилиндровом двигателе, работавшем на бензольной и бен-
зиновой смесях. В большинстве случаев данные, приведенные на
4>иг. 53, были получены со смесями, содержащими минимальное
количество бензола и дающими удовлетворительную работу без
детонации при определенной степени сжатия.
Кривые, помещенные на фиг. 53 справа, построены на основании
.кривых, помещенных слева. Верхняя кривая удельного расхода
топлива соответствует постоянному составу смеси, при которой
двигатель развивает максимальную мощность. Нижняя кривая
построена для смеси, соответствующей 99% максимальной мощности.
74
На фиг. 54 показано процентное содержание химически чистого
бензола-,в моторном бензоле, требующееся при различных степенях
сжатиями вычисленное на основании результатов испытаний.
Фиг. 53. Данные испытаний бензино-бензольных смесей.
А — газолин е= 5,4
Е - 40 °/0 бензола 4- 60 °/0 газолина 6,1
С — 65% „ + 35% е= 7,2
1) — 85% „ + 15% ,, F = 9,2
Е — 100% ,, — ,, 8= 1,5
F — 100% — •• е = 14
./ — часовой расход топлива 6—8 кг/ч«с; 2 — для смеси топлива состава, соответствующего 99 ° о
мощности от максимальной.
Развиваемая мощность при работе на бензоле, бензине или смеси
из них почти одинакова при условии, что ни в одном случае не
’наблюдается значительной детонации.
На основании произве-
денных испытаний был
сделан вывод, что смеси
из моторного бензола и
бензина дают достаточно
удовлетворительные ре-
зультаты в отношении
кривых разгонок, скрытой
теплоты испарения, вяз-
кости и скорости распро-
странения пламени.
Максимальная мощ-
ность была получена при-
близительно с тем же
опережением зажигания
на всех топливах и их
Фиг. 54. Зависимость HUCR от состава бензино-
бензольной смеси.
смесях.
Необходимо специфицировать, и достаточно точно, сорт мотор-
ного бензола, употребляющегося для авиационных целей, так как
некоторые сорта коммерческого бензола могут оказаться непри-
75
годными ввиду вызываемой ими коррозии топливных баков, кар-
бюраторов и отдельных частей двигателя.
Главное возражение против применения моторного бензола или
смесей его с бензином заключается в том, что температура замер-
зания его. при которой происходит выпадение кристаллов, слишком
высока. Например, смесь из 40% бензола и 60% бензина слегка
мутнеет при—11° С и выделяет твердые частицы при—35° С. С
другой стороны, бензольно-бензиновая смесь состава 20; 80 мутнеет
при —20° С и выделяет кристаллы при —45° С.
НАФТАЛИНО-БЕНЗОЛЬНАЯ СМЕСЬ
Испытания, произведенные Пальмером со смесью, состоящей из
15% по весу нафталина и 85% бензола, показали, что такая смесь
является удовлетворительным топливом для обыкновенных бензи-
новых двигателей. Она несколько дешевле коммерческого бензола и
дает меньший расход на 1 км пути.
При этих испытаниях пришли к заключению, что предпочти-
тельнее пользоваться растворами, чем механическими смесями, так
как раствор представляет наиболее эффективный способ использо-
вания твердых или тяжелых жидких топлив в обыкновенных
двигателях внутреннего сгорания.
Топливо для авиационных гоночных двигателей
Вполне удовлетворительное топливо, применявшееся для двига-
теля гоночного аэроплана на гонках на кубок Шнейдера,состояло
из равных частей бензина и бензола с примесью 10 см3 тетраэти-
лового свинца на 4,5 л бензола. Это топливо может быть исполь-
зовано для двигателей со степенью сжатия, доходящей до 10 и
не вызывающей детонации.
Топливные смеси
При рассмотрении топлив, обладающих антидетонационными
свойствами, нами особенно выделен вопрос о топливах, могущих
выдерживать без детонации высокие степени сжатия. Там же ука-
зано, что обычно эти топлива представляют собой смесь двух или
больше различных топлив. Например, из углеводородных топлив
наилучшими являются те, которые содержат минимальный процент
парафинов и максимальный — ароматических веществ.
Далее указывалась, что в таких смесях наклонность к детонации
обычно бывает прямолинейной функцией количества содержащих-
ся в топливах углеводородов различных классов.
Сорта бензина, содержащие сравнительно большой процент то-
луола, наиболее эффективны с точки зрения предотвращения дето-
нации. Автотопливо, содержащее значительное количество хими-
чески чистого бензола и его гомологов, пригоднее с точки зрейия
более высокого сжатия, чем обыкновенный малоароматический
бензин.
Влияние бензола на уменьшение детонационных свойств бензина
76
вызвало применение смеси бензола и бензина. Очень хорошо из-
вестна так называемая „бензольная смесь", состоящая из одинако-
вых объемов бензина и бензола. Испытания этой смеси вполне
ясно показали, что двигатели, детонирующие при работе на одном
бензине, работают более гладко, даже при большей нагрузке, на
этой смеси топлива. Было обнаружено также увеличение макси-
мальной мощности, а также увеличение проходимого расстояния
на 4—5°/о на 1 л топлива.
Антидетонационные характеристики спирта, т. е. его способно-
сти выдерживать значительно более высокие степени сжатия,
по сравнению с бензином, оказали влияние на выработку смесей
топлив, содержащих спирт.
Вообще говоря, при выработке специальных топлив или „патен-
тованных" моторных топлив, появляющихся иногда на рынке, ру-
ководствовались обычно принципом смешения обычных сортов
бензина с другими топливами, обладающими лучшими антидето-
национными качествами. В число таких топлив входят: бензол,
спирт, тетралин и эфир.
Эти смеси топлив могут быть подразделены на три главных
класса
1) Одни углеводороды. Типичными примерами являются: бензол
плюс бензин, тетралин плюс бензин и бензол плюс тетралин.
2) Углеводороды и спирт. Типичными примерами являются: бен-
зин плюс спирт, бензол плюс спирт и бензол плюс бензин плюс
спирт.
3) Спирт без примеси углеводородов. Топливная смесь, широко
распространенная в Германии, состоит из смеси тетралина (тетра-
гидронафталин) и бензина. Она продается под названием „тетра-
линбензин" (тетрагидронафталин). Другая смесь, также применяе-
мая в Германии и известная под названием „национальное моторное
топливо", состоит из 50% бензола, 25% спирта и 25% тетралина.
Смеси бензола или бензина со спиртом вызывают возражения
потому, что при низких температурах составляющие этих смесей
стремятся отделиться. При применении химически чистого бензола
обычно в топливе бывает вода, хотя и в очень небольшом коли-
честве, которая может начать выделяться после смешения, вызы-
вая недочеты в работе карбюратора вследствие скопления водяных
шариков в жиклере.
Коммерческий спирт обычно содержит минимум 5% волы и до-
бавление ею к бензолу или бензину, ввиду опасности расслоения,
возможно в ограниченных пределах. Так, например, 90% спирт будет
растворять количество чистого бензола, примерно в четыре раза
превышающее его по весу, а гексана — всего одну треть.
На фиг. 55 показаны результаты влияния добавления спирта к
бензолу и толуола к бенз ну „ВР № 1“ на максимально допусти-
мую степень сжатия. Результаты выражены в виде процента
увеличения HUCR по отношению к процентам добавления других
топлив.
Два вида топлив, применяемые Американским бюро стандартов,
Для двигателей с высокими степенями сжатия, давшие хорошие
результаты, известны под названием „Alcogas" и „Hecter". На этих
77
топливах авиционный двигатель мог работать со степенью сжатия
в 7,2, не давая детонации. .
Топливо, известное под названием „Discolu, является смесью
спирта, бензина и бензола; оно было рекомендовано для двигате-
лей с высокой степенью сжатия, а
также для двигателей, склон-
ных детонировать при ра-
боте на бензине. „Natalite11
есть смесь спирта и эфира,
очень распространенная в
Южной Африке.
Спиртовые смеси были
исследованы с точки зрения
их пригодности для авиа-
ционных двигателей; испы-
Фиг. 55. Влияние бензино-спиртовых, бензино-
бензольных и бензино-толуольных смесей на
HUCR.
Для спирта HUCR изменяв: ся от 4,9 до 7,7
, бензола . „ . 4,9 . 7,’5
„ толуола , . „ 4,9 „ 6,7
тания производились в учре-
ждениях воздушного флота
в САСШ.
При этих испытаниях было
установлено, что см есь спир-
та и бензина давала помут-
нение при температурах
от —16 до —60°С. Наличие
0,5% воды повышало точку
помутнения до —10°С. Гиг-
роскопические свойства чи-
стых спиртовых смесей под-
вергались исследованию и
в одном случае оказалось
достаточно воздействия
влажного воздуха в тече-
ние 10 час., чтобы вызвать
достаточное поглощение во-
ды, вызвавшее, в свою оче-
редь, расслаивание топлива.
Бензол является продук-
том, стабилизирующим спир-
товые смеси от расслаивания. Так, например, при добавлении к
смеси (из 67% 95-процентного спирта и 33% бензина) и 15% бен-
зола получалась смесь, не расслаивающаяся до—5QC.
СПИРТ КАК МОТОРНОЕ ТОПЛИВО
Спирт в разнообразных видах может быть использован в виде
топлива в бензиновых двигателях, хотя для получения лучших
результатов требуется в этом случае применение более высокой
степени сжатия.
Спирт применяется не в чистом виде, а в виде этилового спирта
с каким-либо денатурирующим веществом, делающим спирт непри-
годным для питья. В число денатурирующих веществ входят:
неочищенный древесный спирт, лигроин, пиридин, бензол и др.
Обычное спиртовое топливо, применяемое при испытании бен-
78
зиновых двигателей,—это метиловый спирт, типичный состав кото-
рого следующий:
Этиловый спирт.................80%
Древесный „ ................10%
Лигроин...................... 0,5%
Вода....................• ... . 9,5%,
В Америке установлена следующая спецификация для спиртового*
топлива, предназначенного для авиационных и автоматических,
двигателей. Во-первых, на каждые 450 л этилового или хлебного
спирта (крепостью не менее 180%) должно добавляться 45 л ме-
тилового или древесного спирта и 2,3 л чистого бензола. Во-вторых,,
на каждые 450 л этилового спирта должно добавляться 9 л мети-
лового спирта установленного образца и 2,3 л стандартного пири--
дина.
Теплопроизводительность
Этиловый спирт С.2Н6О имеет молекулярный вес, равный 46,.
и теплопроизводительность 6600 кал)кг.
Теплопроизводительность этилового спирта, вычисленная на
основании его химической формулы, приблизительно равняется
7200 кал)кг. Разница между
этой величиной и предыду-
щей получилась в результате
плохой очистки коммерческо-
го спирта, зачастую содержа-
щего воду и другие примеси.
Теплопро изводительность
метиловых спиртов зависит,
конечно, от их состава; так,
низшая теплопроизводитель-
ность топлива, применявше-
гося д-ром Ватсоном при испы-
таниях, равнялась 5400 кал^г,
тогда как д-р Орманди указы-
вает высшую теплопроизводи-
тельность для этого топлива, равную 6440 кал! кг.
Использование бензола в качестве денатурурующего вещества
увеличивает теплопроизводительность спирта; так, например, если
спирт содержит X- % чистого алгоколя и У % бензола с тепло-
производительностью в 9900 кал]кг, то теплопроизводительность
такой смеси выразится следующим образом:
Ни= (6440-26+9900 У) кал)кг.
Утвержают также, что использование бензола в качестве дена-
турирующего вещества предотвращает образование уксусной кис-
лоты при недостаточном количестве воздуха для полного сгорания.
Для характеристики спирта как моторного топлива ниже при-
водим ряд таблиц.
79
Теплопроизводительность различного рода спиртов
Процентное содержание алкоголя Удельный вес при 15° С Процентное содержание алкоголя по весу Низшая тепло- •троизводитель- ность в кал/кг
100 0,795 100 6440
95 0,805 94,8 6040
90 0,815 87,7 5600
85 0,820 81,8 5200
80 0,836 76,1 4780
75 0,846 70,5 4400
70 0,856 65,0 4000

Физические постоянные (константы)
Для чистого спирта физическими константами являются:
1. Теплоемкость: при 0°С — 0,600; при 40°С — 0,648 и при
•30°С — 0,769.
2. Коэфициент расширения: от0эСдо30°С—0,0011.
3. Температура кипения 78° С.
4. Температура затвердевания—130°С (превращается
'в тестообразную массу).
5. Температура воспламенения: для 95% спирта 12°С,
для 90% спирта 18°С.
6. Вязкость 90% спирта при 15°С примерно в четыре раза
превышает вязкость чистой воды; причем вязкость эта при повы-
шении температуры не уменьшается так быстро, как вязкость
воды.
Вязкость спирта
Темпера- тура ЭС Относительные веса жидкостей, протекающих в данный промежуток времени под постоянным давлением, в г
Дестиллирован- ная вода 90% спирт Денатурирован- ный спирт
10 52,2 21,0 29,7
15 10i» 26,5 33,7
20 115,0 29,7 37,7
30 144,0 36,5 45,5
40 175,0 50.0 54,5
50 211,0 69,5 67,0
60 — 94,5 81,5
В приведенной таблице даны вязкости 90% и денатурированного
спиртов, по сравнению с вязкостью дестиллированной воды, и их
изменение по мере повышения температуры. Эти величины отно-
сятся к относительным весам жидкостей, протекающих через ка-
пиллярную трубку в то же самое время и под тем же давлением.
80
Действительная вязкость жидкостей обратно пропорциональна
их весу.
В вышеупомянутых .опытах, произведенных Сорелем, соотноше-
ние длины трубки и размера диаметра входного отверстия было
очень высоко. Результаты же, помещенные ниже в таблице, полу-
чены при значительно более низком соотношении длины и диаметра
отверстия трубки.
Темпера- тура °C Вес в г на единицу времени для данного давления
Вода 90% спирт Денатури- рованный спирт Чистый бензол
10 42 14,6 19,7 56
15 НО 17," 22,3 62,1
20 | 91 20,2 25,3 68,6
25 101,5 21,5 25 28,3 75,6
30 115 30,2 82,0
35 129,5 28 33.3 87,6
40 140 33 36.5 92,5
7. Упругость пара. Ранее нами указывалось, что давление
пара имеет весьма существенное значение при определении взрыв-
чатости смесей воздуха и паров топлива при низкой температу-
ре. Указывалось также, что в условиях атмосферного давления
। оздух, насыщенный парами спирта, не воспламенялся вплоть до
температур, превышающих 20°.
Ниже приведены давления паров 80%, 90% и чистого спирта
при различных температурах.
Объем 1 кг пара равняется 0,487 ж3.
Давление паров'спирта
Темпера- тура СС Давлени- гмров в мм ртутного столба
100% спирт 90% спирт 80% спирт
0 12,24 12,70 —
10 23,77 24,00 —
20 44,00 . 39,00 —
30 78,06 75,50 73,00
40 140,00 134,60 133,00
50 221,50 221,00 221,00
60 350,20 349,00 348,00
70 544,90 539,00 529,00
80 811,80 783,00 760,00
90 1186,50 — —
10" 1692.3’1 — —
Из опыта известно, что при пользовании спиртом в бензиновых
двигателях для получения того же испарения топлива нужно зна-
чительно больше нагревать карбюратор, чем это нужно при рабо-
6 Джодж
81
те двигателя на бензине или бензоле. Камера, в которой проис-
ходит смешение, должна нагреваться одинаковой подачей отрабо-
танных газов или же посредством электрического приспособления.
8. Скрытая теплота испарения. Скрытая теплота испа-
рения, т. е. количество тепловых единиц, потребных для превра-
щения 1 кг чистого спирта от точки его кипения (78°С) в пар при
той же температуре, будет равняться 205 кал.
Данные по сгоранию
f
Количество воздуха, необходимое для полного сгорания на еди-
ницу веса или объема спирта, зависит от ею состава. Если это»
этиловый спирт С2Н6О, то химическая формула полного сгорания
' будет:
2СаН6О-Н 6О2 = 4СО, + 6Н2О ia’
2 объема-}-6 объемов =4 объема-)-б объемов ?
а) Вычисления по объему. Как видно из приведенной
форму ты, на 1 объем спирта требуется 3 объема кислорода; так-
как в воздухе (атмосферном) на 4,78 объемов воздуха приходится
1 объем кислорода, то следовательно, на 1 объем спирта для пол-
ного сгорания потребуется воздуха: 3-4, 78 =-14,34 объемов, или
около 7,36 Л48 воздуха на 1 кг. топлива.
в) По весу. Умножив элементы на их атомный вес по преды-
дущему уравнению, получим следующее:
2 •«С.НбО -4- 6 • О, = 4-СО, + 6 Н,0
92 4- 192 = 176 4- 108"
Отсюда видно, что на 1 кг спирта требуется:
192
92^ = 2,087 кг кислорода.
Так как в 4,31 кг воздуха содержится 1 кг кислорода, то отсюда
следует, что для полного сгорания 1 кг этилового спирта потре-
буется воздуха:
2,087-4,31 =9,00 кг.
Из приведенных уравнений ясно, что в данном случае для пол-
ного сгорания требуется количество воздуха (по весу), равное
лишь 6Q9£ количества, требующегося при работе на бензине; сле-
довательно, t если бензиновые двигатели будут работать на спирте,
то потребуется жиклер, значительно большого размера. Также
выгодно устанавливать наибольшую скорость воздуха после жик-
лера, так как без предварительного нагрева получается лучшее
распыление.
При пользовании метиловыми спиртами или денатурированным
спиртом, согласно опытам д-ра Ватсона, образование взрывчатых
смесей колебалось от 6 частей воздуха на одну часть топлива (по
весу), доходя почти до 12 частей воздуха на одну часть топлива.
82
По опытам Эйтнера (Eitner) пределы воспламенения смесей топ-
лива и воздуха (по объему) находятся в промежутке между 8 и
12% пара.
Бензин соответственно имеет пределы от 2,0 до 5,0%, тогда как
для бензола имеем от 2,65 до 6,50%.
Развиваемая двигателем мощность
Если метиловый спирт употребляется в качестве рабочей смеси
для бензинового двигателя без всяких изменений, кроме указан-
ных изменений в карбюраторе, то сретние эффективные давления
несколько выше получаемых при работе на бензине или бензо-
ле, как это выяснилось в результате опытов д-ра Ватсона.
Среднее давление возрастает по мере увеличения обогащения
смеси быстрее, чем это имеет место при работе на бензине или
бензоле.
Так, при указанных выше испытаниях средние эффективные да-
вления возрастали: от 5,75 кг/смг—при отношении воздуха к топ-
ливу 11:1; до 7,16 кг\смг— при отношении 6 (для полною сго-
рания необходимо ртношение, равное 8,0).
Для наиболее богато <, применявшейся при испытаниях, смеси,
а именно — 6,0 при наличии 6% окиси углерода в отходящих га-
зах, среднее эффективное давление все же давало повышение по
мере обогащения смеси. Практически эти результаты показывают,
что если’карбюратор, как и в случае применения спирта, отрегу-
лирован на максимальную мощность, то получится значительный
перерасход топлива на 1 л. с. вследствие неполного сгорания.
При испытаниях, произведенных в пути, было установлено, что
денатурированный спирт или спирто-бензольные смеси дают по
меньшей мере такую же мощность в современных автомобильных
двигателях, как бензол или бензин при надлежащих регулировках
карбюратора.
Как и при работе на бензоле, критическая температура спирто-
воздушных смесей лежит намного выше, чем для бензина.
Давление конца сжатия рабочей смеси
Давление конца сжатия для спирта может быть значительно
выше, чем для бензина. Результаты испытаний указывают на пре-
дельную величину в 14 kz'jcm2 (без заметного преждевременного
зажигания), т. е. приблизительно на 60% превышающую величину,
возможную при работе на бензине.
Максимально допустимая степень сжатия для спирта —примерно
10 и средняя—9. Конечно большей степени сжатия двигатель не дает
такой мягкой работы, как на более низкой, но зато в первом слу-
чае получается большая экономичность.
Эффективный к. п. д.
Замена бензина в бензиновых двигателях на спирт и спирто-бен-
зиновые смеси дает большие значения эффективного к. п. д.
Увеличение эффективного к. п. д. в этом случае зависит от низ-
6*
83
ких рабочих температур, от уменьшения количества инертных газов,
вследствие меньшего количества воздуха относительно топлива.
Как и в случаях с бензолом и бензином, эффективный к. п. д.
будет максимальным при бедных смесях и падать по мере обога-
щения смеси.
Весьма вероятно, что в случае специальной конструкции двига-
телей высокой степени сжатия, предназначенных для работы на
спиртах, эффективный к. п. д. будет значительно выше, чем в бен-
зиновых двигателях, и может приблизиться к двигателям Дизеля,
хотя результаты современных опытов показывают, что к увеличе-
нию степени сжатия имеются довольно жесткие пределы.
Бюро стандартных испытаний спирта
Результаты испытаний, произведенных Американским бюро стан-
дартов1 с этиловым спиртом и со спирто-бензиновыми смесями,
приведены на фиг. 57 и 58.
Фиг. 57 и 58. Свойства бензино-спиртовых смесей, применяемых в двигателях
внутреннего сгорания. Обозначения те же, что и на фиг. 53.
Примешивание бензина к спирту было сделано с целью улуч-
шения пусковых свойств спирта в холодном состоянии.
Если спирт смешивается с бензином, то содержание воды в
нем должно быть очень мало при условии, что не будет какой-
либо другой дополнительной примеси.
Означенные испытания производились на одноцилиндровом
двигателе, в котором степень сжатия могла повышаться до 14.
Обычно количество спирта в смеси было как раз достаточно,
чтобы избежать значительной детонации. Применялся также в
ряде испытаний и один спирт, причем степень сжатия была 5,4.
Из фиг. 58, построенной на данных, приведенных на фиг. 57,
^.Friels for High Compression Engines" Sparrow Amer. Nat. Advis. Comm. Report»
84
видно, что минимальный удельный расход топлива получается при
степени сждтия около 7.
При более высоких степенях сжатия количество спирта, которое
нужно было добавлять к смеси для получения удовлетворитель-
ной работы двигателя, становилось настолько велико, что его низ-
кая теплопроизводительность превышала уменьшенный расход топ-
лива при более высоких степенях сжатия. Надо отметить, что
среднее эффективное давление увеличивалось по мере увеличения
степени сжатия до максимального значения ее. По этой причине
для некоторых целей, как, например, для небольших воздушных
полетов, предлагалось применять высокую степень сжатия и стан-
дартизировать спирт как топливо.
На фиг. 59 даны процентные количества спирта, добавляемого
при различных степенях сжатия. Выше упоминалось, что пдин
спирт вызвал затрудне-
ния при пуске двигателя,
что вызывалось отсутст-
вием составляющих с низ-
кой точкой кипения; точ-
ка кипения спирта около
78° С. При использовании
бензино-спиртовых сме-
сей эти затруднения были
устранены.
Изложенное подтвер-
ждает выводы, к кото-
рым пришел Рикардо при
изучении влияния высо-
кой скрытой теплоты
испарения на коэфициент
наполнения двигателя. Он
нашел, что с прибавлением спирта уве-
личивался предел обогащения смеси, при котором можно было бы
ожидать получения максимальной мощности. Кроме того и мощ-
ность получалась большей.
Повышение мощности объяснялось понижением температуры и,
следовательно, увеличением веса рабочей смеси, поступавшей за
ход всасывания в двигатель.
Некоторые практические результаты исследований
В испытаниях, результаты которых приведены на фиг. 57 и 58,
не было указаний на явление коррозии. При испытаниях со
спиртом он, подобно бензолу, действовал растворяюще на неко-
торые вещества, не поддававшиеся влиянию бензина. Если система
ранее использовалась для бензина, то посторонние вещества могли,
благодаря очищающему действию спирта, быть вытесненными и
засорлть трубопровод для топлива или фильтр.
При применении спирта как топлива требовалось несколько-
большее опережение зажигания, чем при работе на авиационном
бензине.
85
Устойчивость (стабильность) спирто-бензиновых топлив
Стремление спирта поглощать бензин из окружающей среды и
легкость его смешивания с бензином уменьшаются по мере на-
сыщения его.
В результате изучения факторов, относящихся к устойчивости
спирто-бензино-водяных смесей, Спарроу пришел к выводу, что
минимальная температура полной растворяемости увеличивалась
с увеличением: 1) содержания в смеси воды, 2) содержания бен-
зина и 3) удельного веса бензина.
Некоторые исследователи нашли возможным значительно умень-
шить минимальную температуру полного растворения добавлением
небольшого процента бензола, эфира и прочих стабилизирующих
вещёств. Испытания степени поглощения воды спирто-бензино-во-
дяными смесями показывают, что поглощение увеличивается по
мере увеличения содержания спирта и влажности.
Необходимость принимать специальные меры, чтобы спиртовые
топлива не содержали воды, считается недостатком этих топлив.
Разделение отдельных составляющих смеси может случиться на
очень большой высоте вследствие очень низких температур.
Производство спирта как топлива’!
Ввиду ежегодно растущей потребности ₽ моторных топливах и
устойчивого повышения цен на них, необходимо учесть возмож-
ность получения в будущем других видов топлива и' изучить их
применение в двигателях внутреннего сгорания.
Как бензол, так и бензин (и парафин) получаются из минераль-
ных продуктов, а именно: из каменного угля и нефти, естествен-
ные запасы которых не смогут в будущем удовлетворять все рас-
тущие потребности.
С этой точки зрения спирт обладает значительными преимуще-
ствами, так как его можно получать из различных растений и
отбросов.
ПАРАФИН
Парафин может употребляться в карбюраторных двигателях
вместо бензина, но для его применения нужны условия хорошего
испарения, а следовательно, приспособления для нагревания сме-
сей; кроме того для запуска двигателя необходимо более легкое
топливо: как, например, бензин.
Опытом установлено, что парафин лучше испарять при помощи
подогрева выхлопными газации всасывающего трубопровода. Таким
образом можно дополнительно добавлять воздух к этой правиль-
но испаряемой смеси, не вызывая образования осадка.
Давление конца сжатия во многих бензиновых двигателях слиш-
ком высоко для парафина, так что зачастую получаются перегрев
и преждевременное зажигание.
Поэтому лучше пользоваться смесями парафина и бензина.
86
Помещенные в приводимой ниже таблице данные определяют
некоторые свойства нескольких coproj обычного парафина или
осветительных и промежуточных масел.
Свойства парафиновых- масел
Наименование Течка вос- пламенения Точка кипе- ния в °C Удель- ный вэс При 15° С Коэфици- ент рас- ширения на Iе F Объем, перегнан- ный при 213° С В »/о
*F °C
American Royal Daylight . . . 76 21,5 144 0,811 0,00084 23
Америк, обыкновенный . . . 75 :4 145 0,791 — 29
Water White .... 108 42 150 0,780 — 35
Tea Rose 83 28,3 150 0,797 ~— 22
Русский обыкновенный . . 82- 27,8 151 0.824 0,00068 30
— — — 0,82а 0,00072 —
Broxburne Lighthous 152 66,7 165 0,810 0,-00072 —
American Miner. Sperm. . . — — 195 0,883 0410068 —
Scotch Inter. Shale — — 195 0,846 0,00068 —
Light. Lubricat Oil 225 107 195 0,853 0,00068
Точка воспламенения
Здесь необходимо снова подчеркнуть, что измерение точки вос-
пламенения для нефтяных продуктов не определяет еще характера
и свойства топлива, так как наличие хотя бы небольшого коли-
чества более легкого топлива оказывает- решающее влияние нт
точку воспламенения.
Анализ шотландского парафинового масла (Broxburne), получа-
емого из сланца (shale), дал следующие результаты:
Углерод
Водород
Остаток
86,01 %
13,96%
0,09 °/о
Высшая теплопроизводительность 10 100 кал! кг.
Удельный вес 0,81. Точка воспламенения 67° С.
В помещаемой ниже таблице приведены типичные результаты,
получаемые при работе двигателей на парафиновых топливах.
Результаты опытов с двигателями, работающими на парафиновых топливах
Тип илн сорт масла Давление в кг1 см2 Об/мин Расход топлива кг/э. л. с. ч
Степень сжатия Максималь- ное давление вспышки Среднее давление
Обыкновенное русское . . 3,50 7,85 2,04 240 0,444
5,60 16,8 5,05 210 0,372
4,20 13,3 3,30 235 0,568
3,50 11,2 2,80 165 0,422
Шотлаи аское Broxburne . . 2,45 - 10,6 1,62 240 —
87
ВОДОРОД КАК ТОПЛИВО
С точки зрения исследования процесса сгорания интересно изу-
чить возможность использования водорода как топлива для дви-
гателей внутреннего сгорания, особенно в условиях их работы на
дирижаблях.
В настоящее гремя есть возможность ознакомиться с некоторы-
ми экспериментальными данными в результате исследований,
произведенных Рикардо и Берстеллем.
Испытания проводились на двигателе с переменной степенью
сжатия. Они показали что: 1) возможно получение целого ряда
топливых смесей водорода с воздухом, 2) двигатель может рабо-
Фиг. 60. Значение индикаторного к. п. д. при ра-
боте на водороде при г — 5,45 и п = 1500 об/мин.
тать при полностью от-
крытом дросселе и 3) сни-
маемая с двигателя мощ-
ность может изменяться
от нуля при холостом
ходе' до полной нагрузки
путем регулировки по-
дачи водорода.
При этих испытаниях
были получены высокие
значения индикаторного
к. п. д., на что указывает
кривая фиг. 60. Приведен-
ные величины были полу-
чены при степени сжатия
5,45:1, при 1Е00 об/мин
при полном дросселе и
без подогрева всасываю-
щего воздуха; для срав-
нения на фиг. 60 (справа)
показан аналогичный
опыт с бензиновым дви-
гателем.
Максимальный индика-
торный к. п. д., полученный в этих опытах, был равен 37,5%, при
среднем индикаторном давлении 4,2 кг/см1 и при коэфициенте
избытка воздуха а ^2,0, в то время как- на бензиновом дви-
гателе максимальный индикаторный к. п. д. был равен 32% при
а=1,07—1,15.
При более низких мощностях индикаторный к. п. д. быстро па-
дает вследствие более медленного сгорания, хотя и в этом слу-
чае работа продолжает быть нормальной.
Попытки заставить работать двигатель на богатой водородо-
воздушной смеси приводили к резко выраженным преждевремен-
ным вспышкам, даже со степенью сжатия, сниженной до 3,8.
Со степенью сжатия 7:1 и бедной смесью двигатель работал
мягко на малых нагрузках и давал исключительно высокий инди
каторный к. п. д., равный 43% при среднем индикаторном давле-
нии 5,2 кг/см2.
88
Другое интересное свойство водорода заключается в том, что>
малое количество его действует как „заправка" на очень бедную
смесь бензина и воздуха или парафина и воздуха.
Например, двигатель с переменной степенью сжатия работал на
смеси водорода и воздуха, вполне достаточной для того, чтобы
он мог работать без нагрузки при открытом дросселе. Мощность
регулировалась исключительно посредством расхода бензина.
При этих условиях удалось добиться высоких значений индика-
торного к. п. д., обычно получаемых при работе на одном водоро-
де. Также удалое! получить максимальную мощность на богатых
смесях 'без преждевременных .вспышек и выхлопов в карбюратор.
Со степенью сжатия 5,45 и 1500 об/мин индикаторный к. п. д.
был равен 37% и среднее эффективное давление 5,6 кг'юм-.
Фиг. 61. Индикаторные диаграммы, полученные на водородном топливе
при девяти различных стептях сжатия.
При работе на парафине максимальный ^ = 36,5% и среднее
эффективное давление 4,55 kzIcm2.
В этих опытах можно было получить среднее эффективное да-
вление, равное 6,3 кг/см2 при степени сжатия 5,5 и при 1500 об/мин,
чему должен соответствовать 7^ = 35,5%. Однако при работе на
нормальной смеси парафина и воздуха получалась сильная дето-
нация даже при степени сжатия 3,8:1 и индикаторный к. п. д
равнялся 24,5°/р.
На основании этих испытаний был сделан вывод, что водород
не является легко детонирующим топливом и что он способствует
полному сгоранию парафина.
Эта особенность водорода, отличающая его от других видов
топлива, вероятно, обязана большой скорости распространения
пламени.
Берстелл произвел несколько опытов на быстроходном двигателе,
работающем на водороде, применяя различный состав смеси.
89
.Результаты этих испытаний подтвердили полученные ранее выво-
ды Рикардо в отношении стремления топлив к детонации при
высоких степенях сжатия и при работе на богатых смесях.
Также было доказано, что чем богаче смесь, тем больше ско-
рость возрастания давления.
Характер кривой нарастания скорости сгорания не обнаруживал
большой скорости возрастания давления в последние моменты
сгорания.
На фиг. 61 приведен ряд наложенных друг на друга диаграмм,
снятых с быстроходного двигателя для девяти различных степеней
сжатия.
Нужно отметить, что повышение степени сжатия дает более
крутой наклон линий сгорания, а также более короткие проме-
жутки между прохождением искры и моментом максимального
давления. Опережение зажигания оставалось неизменным на про-
тяжении всех этих испытаний.
Ниже приводится таблица, в которой приведены соответствен-
ные степени сжатия, давления, к. п. д. и теплопроизводитель-
ность водородных смесей, обозначенных на кривых фиг- 61.
А В 1 с D Е F G !*
Степень сжатия 4.0 4,5 5,0 5,5 6,0 6,5 7,0 7,5 7,95
Теплотворная способность в кал1м'- смеси 450 450 450 450 459 450 450 450 450
Соотношение воздуха и водо- рода смеси (по объему)' . . 4,53 4,53 4,65 4,83 4,74 4,69 4,74 4,72 4,81
Среднее индикаторное давле- ние В KZtCAfi 5,02 5,5 5,01 5,85 6,14 6,26 6,40 6,55 6,61
Индикаторный к. и. д. в % . . . 29,7 32,4 34,1 36,4 37,7 39,9 39,5 40,3 41,3
Максимальное давление сгора- ния в кг/см2 17,6 21,5 23,8 27,0 29,0 32,4 34,2 38,9 43,4
Число об/мин 1018 1009 1036 948 975 1012 967 970 999
Механический к. п. д. в % 77,0 78,1 78.0 78,6 79,1 79,3 78,4 78,8 78,0
ИСПОЛЬЗОВАНИЕ УГОЛЬНОГО ГАЗА В БЕНЗИНОВЫХ
ДВИГАТЕЛЯХ
Вследствие очень высоких цен и сокращения потребления бен-
зина во время войны 1914 — 1918 гг. особое внимание было обра-
щено на использование угольного, газа в бензиновых двигате-
лях. Было установленно, что не только возможно использование
угольного газа для обыкновенных бензиновых двигателей, но что
почти во всех случаях он обходится дешевле.
Мы не можем здесь посвятить много места подробному освеще-
нию этого вопроса, но приведем ришь главные выводы, получен-
ные в результате произведенных испытаний по применению
^угольного газа в бензиновых двигателях. Выводы эти следующие:
1) Средний эквивалентный расход газа равнялся 1,55 по отноше-
нию к 1 л бензина. Это дает значительную экономию в стоимости
топлива.
90
2) Соответственные мощности, снимаемые с обычного бензино-
вого двигателя без производства в нем каких-либо изменений, в
среднем получались:
При работе на бензине............................100%
При работе на свитильном газе с теплотворной
способностью, равной 4000 кал/м? ....... 91%
При работе на генераторном газе с теплотворной
способностью, равной 1875 кал)м3 . . . • ... 89°/0
При работе на генераторном газе с теплотворной
способностью, равной 1240 кал/м3................ 82%
3) Наибольшие значения индикаторного и механического к. п.д.
получались при постоянном составе смеси и неизменной поверх-
ности камеры смешения, за которой объем смеси определялся
скоростью поршня. Поступление газа должно контролироваться и
регулироваться заранее установленными сигналами, давая двига-
телю возможность работать на возможно минимальном потоке газа.
При применении в этих опытах газовых труб диаметром: 30 мм
для двигателя в 30 л. с. и 36 мм для двигателя в 50 л. с. с не-
контролируемым поступлением воздуха получались лучшие резуль-
таты, когда один конец газовой трубы вводился в середину кону-
сообразной, всасывающей трубы и когда во всей всасывающей си-
стеме колебания давления сведены были к минимуму.
4) Подогревая засасываемый воздух, можно добиться увеличе-
ния мощности примерно на 5%, но пуск двигателя в этом случае
не делается легче.
5) Гибкие баки (обычно перевозимые на крышах автомобилей)
хуже жестких или полужестких ввиду их большей сопротивляе-
мости во время движения, возможного отрыва их при больших
скоростях движения и резкого ветра. Кроме того они занимают
место, которое может быть использованным для других целей, не
говоря уже о том, что они портят внешний вид автомобиля.
6) Полужесткие баки, сделанные из гута перчи или холста, также
неудовлетворительны; но полужесткие баки, <остоящие из внутрен-
него резинового мешка, соответственно защищенного верхней по-
крышкой из плетеной проволоки, с металлическими — дном и крыш-
кой вполне пригодны для давления до 45 ат.
7) Металлические цилиндры, обмотанные проволокой со съем-
ными концами (дном и крышкой), держащимися на болтах, значи-
тельно тяжелее и менее пригодны, чем простые стальные цилиндры.
Эти последние могут применяться при рабочих давлениях до 158 ат,
если они сделаны из хорошего металла. Такие баки оказываются
наиболее пригодными для хранения газа на автомобилях.,
8) При работе на светильном газе нет риска взрыва (этот сорт
газа требует лишь очень простых мер предосторожности) во время
сжатия его в цилиндрах или выпуска его оттуда.
9) Можно поставить хорошо действующие редукционные кла-
паны автоматического регулирования давления газа в баках в со-
ответствии с условиями пути и транспортирования как на легковых,
так и на грузовых автомобилях.
91
10) Стоимость наполнения баллонов или баков светильным газом,
включая все амортизационные расходы, связанные с этим,— не-
большая.
11) Газовая тяга вполне безопасна, как и всякий другой вид
механической тяги, даже при использовании незащищенных и под-
верженных внешним влияниям гибких баков (газовых мешков).
ГАЗООБРАЗНЫЕ ТОПЛИВА ДЛЯ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Очень интересные исследования1 * были проведены г целью опре-
деления свойств газообразных топлив, пригодных для-употребления
на дирижаблях. Одной из задач предпринятого исследования было
нахождение газообразного топлива приблизительно той же плот-
ности, что и воздух.
С этой целью были исследованы различные газы, получающиеся
при перегонке нефти. Этот частный источник газообразного топ-
лива был выбран, во-первых, ввиду низкой стоимости его произ-
водства, а во-вторых, потому, что удельный вес получающегося
при этом газа наиболее близок к удельному весу воздуха и во
время выработки может изменяться в определенных пределах по
желанию.
Из доступных, недорогих „газовых топлив“, так называемых га-
зойлей („gas, oils“), удовлетворительными оказались scothc shale oil
и русское соляровое масло, которые представляют собой нечто
среднее между маслом и керосином.
В настоящих испытаниях применялось крекингованное топливо
марки „Scotch shale oil", которое имело следующую характеристику:
удельный вес — 0,838; точка кипения — 65°С; 90% фракции, выки-
пающие при температурах разгонкщот 250 до 350° С; остающиеся
10% остатки имеют удельный вес 0,9.
Состав полученного газа был следующий:
Метан 49,1е/»
Азот............• . 6,4%
Этилен........... 35,6%
Водород...............6,2%
Углекислота СО2 . . 2,7%
Такой газ имел удельный вес, равный 0,723 и низшую тепло-
творную способность 9600 кал м3. Теоретически необходимое коли-
чество воздуха для полного сгорания этого газа требовалось в со-
отношениях 10:1 (по объему).
Порядок исследования
В задачи исследования входило: 1) определение методов полу-
чения газа из масла; 2) установление количества газа, получаемо! о
из га ас л а при различных температурах перегонки; 3) изыскание
1 Eng'y16 Performance With Gaseous fuels; W. Helmore Aeronautical Res. Comm. R.
and M. № 1265, 1930 r.
92
способов определения плотности газа относительно плотности воз-
духа и установление пределов, в которых это свойство может
подвергаться изменениям; 4) изыскание способов очистки масляных
газов; 5) определение их устойчивости при низких температурах;
6) определение стоимости их производства.
Испытания производились на одноцилиндровом двигателе Ри-
кардо „Е-35“ с переменной степенью сжатия. Двигатель работал на
легких газовых маслах, удельный'вес которых был 0,723—0,774, и
на тяжелых с удельным весом 1,05. »
Специальные исследования были проведены для определения са-
мовоспламеняемости этих топлив.
Проводились также опыты на смесях этих топлив с водородом
при добавлении последнего в количестве 10, 50 и 90%.
Опыты с работой двигателя на газовых топливах велись также
на авиационном 3-50-сильном двигателе Рольс-Ройс „Ягл-УПГ1 со
степенью сжатия 7,0.
Результаты испытаний
Двигатель Рикардо „Е-35“ с переменной степенью сжатия спе-
циально был приспособлен для этих целей. При испытании этого
двигателя при степени сжа-
тия 5 и « = 1155 об/мин были
получены следующие данные:
среднее индикаторное давле-
ние Рг = 9,66 кг'слг2; среднее
эффективное давление Ре = 8,5
кг/сж2; коэфициент наполне-
ния т1о и механический к. п. д.
r(m были 83,7% и 86,8% соот-
ветственно; состав рабочей
смеси был W:1 (по объему);
удельный расход газа был
равен Се — 0,238 л? э. л. с. ч.
Эффективный к. п. д. был ра-
вен vfe = 27,2%.
Опережение зажигания было
установлено таким образом,
что максимальное давление
вспышки получалось при по-
ложении поршня по прохо-
ждении верхней мертвой точ-
ки на 12° поворота криво-
шипа. Это соответствовало
опережению зажигания в 26°.
Другая серия испытаний
была проведена при степени
сжатия 7,0 со смесью такого
Фиг. 62. Зависимость (теоретическая)
P/i 7 е, Чг» Чт' Чп' Ч/ И “Че
же состава и при тех же числах
оборотов коленчатого вала.
93
В этих испытаниях были получены следующий данные:
Рг=11,2 кг[см2,
Ре — 9,8 кгрм2,
•/;„== 84,2 %,
7]m = 88,2%, .
• Се = 0,222 м31э. л. с. ч.,
7^ = 32,25%.
В результате этих и других испытаний пришли к'выводу, что
газовое масло с удельным' весом 0,774 (относительно воздуха) наи-
более экономное и наиболее эффективное из всех подвергавшихся
испытанию топлив. Тогда не предполагали возможности получе-
ния указанным способом газового масла удельного веса больше
1,05 (относительно воздуха) без значительйого увеличения его сто-
имости и уменьшения устойчивости. Получение обратной вспышки
во всасывающей газовой трубе с этим газом было признано не-
возможным. Пытались вызвать вспышку, изменяя состав смеси и
число оборотов двигателя; двигатель был даже остановлен посред-
ством доведения смеси до обоих крайних пределов, но признаков
детонации или преждевременною зажигания не наблюдалось даже
при степени сжатия 7,0.
Испытания этого топлива на 350-сильном авиационном двигателе
„Рольс-Ройс“ подтвердили результаты, полученные на одноцилинд-
ровом двигателе, причем подтвердилось также отсутствие дето-
наций и стремления к обратной вспышке.
Наблюдались очень мягкая, ровная работа двигателя и хорошее
распределение смеси по цилиндрам, в результате же применения
принципа карбюрации газа получались легкий пуск и гибкий конт-
роль на всем диапазоне состава смеси.
А
КЕРОСИНО-ГАЗОВЫЕ СМЕСИ
(Kerosene Oil-Gas)
Специальными опытами была исследована возможность исполь-
зования керосина в качестве дополнительного вспомогательного
топлива вместе с масляным газом на обыкновенных дирижабель-
ных двигателях внутреннего сгорания. Испытания производились
на том же двигателе Рикардо „Е-35“ с системой двойной подачи
топлива, причем пользовались смесями керосина и газа. Степень
сжатия была 7,0. Полные испытания были также проведены и на
авиационном двигателе „Рольс-Ройс“ со степенью сжатия 7,0.
В результате испытания выяснено, что высокие значения эффек-
тивного к. п. д. могут быть получены от сгорания нелетучего то-
плива, например керосина, посредством добавления его к легко
сгорающему газообразному топливу, как масляный газ, которым
и пользовались в данном случае. В то же время стремление к де-
тонации, присущее керосину, здесь в значительной степени умень-
шается. В результате испытаний двигателя с переменной степенью
сжатия была установлена связь между степенью сжатия и макси-
мальным содержанием керосина в заряде смеси, допускавшем ра-
94
боту двигателя без детонации. Признаков ослабления картера npw
этих испытаниях не наблюдалось, и вязкость смазывающего масла
оставалась неизменной после восьмичасовой работы. Высокое зна-
чение к. п. д., полученное при этих испытаниях, указывает на более
совершенное сгорание по сравнению с тем, которое наблюдается
при работе на жидких топливах.
Всесторонние испытания, произведенные на авиационном двига-
теле „Рольс-Ройс“, показали также вполне благоприятные резуль-
таты. С распределением смеси по цилиндрам здесь не встречалось
затруднений и даже было признано возможным работать на более
широком диапазоне газово-керосиновых пропорций в топливо-воз-
душных смесях, чем применявшиеся при испытании двигателя
Рикардо „Е-35“. .
Расход топлива при максимальной отдаче мощности и при рабо-
те на газово-керосиновых смесях в среднем равнялся 207 г/э.л. с. ч.
против 235 г/э. л. с. ч., получающихся у обычных бензиновых дви-
гателей.
ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ
БЫСТРОХОДНЫЕ ДВИГАТЕЛИ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ
ОТ СЖАТИЯ
В течение последних лет уделяется большое внимание развитию
двигателей типа Дизеля в связи с тем, что эти двигатели начи-
нают находить себе широкое применение в автомобильном транс-
порте.и авиации-. Дадим краткое описание путей развития этого
типа двигателей.
Начало развития этого типа двигателей положил английский дви-
гатель Стюарта (Stuart), который появился раньше двигателя Ди-
зеля.
Основные преимущества этих двигателей 1 2 по сравнвнию с бен-
зиновыми двигателями таковы:
1) значительно меньший удельный расход топлива;
2) работа на относительно дешевых топливах с высокой темпе-
ратурой самовоспламенения и, следовательно, меньшая пожарная
опасность;
3) отсутствие электрической системы зажигания.
Тот факт, что двигатели тяжелого топлива расходуют на 25%
меньше топлива на 1 л. с. по сравнению с лучшими бензиновыми
двигателями и что топливо для этих двигателей значительно де-
шевле,— является достаточным основанием для применения этого
типа двигателей в воздушном и автомобильном транспорте, где
вопрос количества (по весу) и стоимости топлива имеет первосте-
пенное значение.
Топлива, обычно применяемые для двигателей тяжелого топлива,
имеют более высокую температуру самовоспламенения и потому
более безопасны при употреблении на самолетах и автомобилях.
Упразднение системы электрозажигания полностью или сохра-
нение ее только для запуска двигателя имеет большое значение
для авиации, так как уменьшает пожарную рпасность и освобо-
ждает радиоаппаратуру от вредного влияния на нее магнето
1 В дальнейшем будем называть двигатели этого типа двигателями тяжелого топ-
лива или сокращенно д. т. т.
2 Кроме Того наличие электрической системы зажигания является’демаскнрую-
шим фактором, позволяющим с земли узнавать точное местопребывание самолета
в воздухе в каждый данный момент. Прим, перев.
96
Принципиальные недостатки двигателей тяжелого топлива, кото-
рые должны быть учтены конструкторами, следующие:
1) Большой вес конструкции на лошадиную силу, получающийся
вследствие более высоких максимальных давлений и суммарных
нагрузок.
2) Меньшая литровая мощность по сравнению с бензиновыми
двигателями.
3) Меньший механический к. п. д.
4) Необходимость подогрева воздуха при работе авиодвигателя
на больших высотах1.
5) Больший объем двигателя при данной мощности.
6) Большие трудности запуска двигателя при отсутствии специ-
ального двигателя или агрегата для запуска.
Вес двигателя тяжелого топлива
При конструировании легких двигателей тяжелого топлива не-
избежно получаются большие веса из-за высоки < максимальных
давлений. Кроме того следует принять во внимание, что в прош-
лом этот тип двигателя применялся только на судах и стационар-
ных установках, где вопрос веса имел второстепенное значение.
Отсюда возникает трудность использования прошлого опыта по
конструированию двигателей тяжелого топлива.
В подтверждение сказанного напомним, что вес судовых и ста-
ционарных двигателей—обычно порядка 20—45 кг[л. с., а автомо-
бильного двигателя обычно 2—5 кг/л. с.
В течение последних 10 лет был построен ряд судовых двигате-
лей с уд. в. 10—15 кг!л. с.
К 1929 г. лучшие результаты в смысле уменьшения удельного
веса дали: авиационный двигатель тяжелого топлива Пакарда (Pac-
kard) и дирижабельный Бердмора (Beardtnore) в 650 л. с., последний
весит приблизительно 3,2—3,7 кг]л. с. 2
Дальнейшие усовершенствования конструкции и материалов, не-
сомненно, приведут к уменьшению веса, как это было у бензино-
вых двигателей.
Хороших показателей в смысле веса можно ожидать от двух-
тактного золотникового двигателя с наддувом.
В вопросе ср авнения двигителей тяжелого топлива с бензиновыми
двигателями по весу можно привести следующее теоретическое
рассуждение: отношение веса двигателя к мощности очень близко
по величине к отношению максимального давления в цилиндре
к среднему эффективному давлению. Последнее утверждение выте-
кает из того, что размеры основных деталей двигателя определя-
ются из их способности противостоять максимальным давлениям
и что в сравниваемых типах двигателей, при прочих равных усло-
виях, мощность изменяется пропорционально средним эффективным
давлениям.
1 Условия работы двигателей тяжелого топлива на высоте до сих пор не изучены,
и утверждение о необходимзстн подо, рева воздуха следует подвергнуть сомнению.
Прим, ре -
2 „Силовая установка на дирижабле „R-10l“.
7 Джодж
97
В большинстве быстроходных двигателей тяжелого топлива, ис-
пытанных к настоящему времени1, среднее эффективное давление
достигает 8 кг 1см2 при максимальном давлении в 53 кг]см2, что
дает отношение, равнее 7.
Лучшие бензиновые двигатели дают на сегодняшний день сред-
нее эффективное давление порядка 10кг/сжа при максимальном да.
влении в 44 кг)см2, что дает отношение порядка 4,5. Итак, к на-
стоящему времени двигатели тяжелого топлива почти вдвое
превосходят по весу лучшие, одинаковые по мощности, бензино-
вые двигатели.
Приведенные выше рассуждения следует признать слабо раз-
витыми.
Так, например, применение двухтактного цикла уменьшает рас-
хождение в указанных двух типах двигателей до 15—30%, а даль-
нейшее развитие двигателей тяжелого топлива может снизить и
последнюю цифру.
Наддув также представляет собой большие возможности в смысле
уменьшения удельного веса двигателя.
Быстроходность двигателей тяжелого топлива
150—300 об/мин до сих пор являются обычной быстроходностью
для судовых и стационарных двигателей.
Опыт бензиновых двигателей говорит, что повышение числа обо-
ротов (до той быстроходности, при которой возможна удовлетво-
рительная работа двигателей тяжелого топлива) позволит значи-
тельно снизить вес на 1 л. с. и уменьшить габарит двигателя.
Специально сконструированные бензиновые двигатели довели
свою быстроходность до 2000 об/мин и выше.
Интересно здесь отметить, что по результатам, полученным опы-
тами Бурсталля (Burstall), повышение мощности и к. п. д. в бен-
зиновых двигателях обязано, главным образом, увеличению числа
оборотов.
Скорость поршня, получаемая при оборотах порядка 2000, до-
стигает 10 м1сек.
Что касается двигателей тяжелого топлива, то ряд конструкций
показал удовлетворительную работу при 2000 об/мин.
Позже будет показано, что процесс сгорания в двигателях тя-
желого топлива не ограничивает быстроходности их.
Двигатель Бердмор-Торнадо (Beardmore-Tornado), установленный
на дирижабле „R-101“, давал максимально 910—1000 об/мин.
Нет сомнений, что в будущих двигателях будет достигнута го-
раздо большая быстроходность.
Механический к. п. д.
Общеизвестно, что большинство двигателей тяжелого топлива,
применявшееся в качестве судовых или стационарных, имели ме-
ханический к. п. д. более низкий, чем бензиновые двигатели.
1 Повторяем, что речь идет о 1929 г. Прим, перса.
98
Значения механического к. п. д. изменяются в пределах 75—80%.
В хороших конструкциях бензиновых двигателей механический
к. п. д. получается порядка 85—90%. С точки зрения механиче-
ского к. п. д. следовало бы как будто заключить, что возможность
развития двигателей тяжелого топлива ограничена.
К счастью повышение быстроходности двигателей тяжелого то-
плива, улучшение конструкции поршней, уменьшение веса трущихся
частей и улучшение смазки ведут к увеличению механического к. п. д.
Приводимая ниже таблица показывает механические потери в
бензиновых двигателях. С некоторой степенью приближения эта
таблица может быть отнесена к тихоходным двигателям тяжелого
топлива.
Механические потери в двигателях тяжелого топлива.
Характер потери Потери л. с. Потери в % к индикаторной мощности
Всасывание 1,4 2,5 3,4
Трения поршня Прочие потери (подъем клапана 6,1
и Др.) 1,1 2,7
Итого 5,0 12,2
Большая доля потери на трение поршня идет на трение порш-
невых колец, в особенности в тяжелых типах двигателей тяжелого
топлива, в которых применяется от 4 до 8 колец на поршень.
Чтобы оценить характер этих потерь на быстроходных двигате-
лях, следует упомянуть о результатах испытаний двигателя тя-
желого топлива, снабженного поршнем с шестью поршневыми коль-
цами, включая в это число два маслосборных; эти испытания по-
казали, что потеря мощности на трение составляет: 11,4 л. с.
при 330 об/мин и 47,8 л. с. при 700 об/мин. В случае применения
поршня с тремя кольцами (из них одно маслосборное) потеря на
трение равнялась: 10,6 л. с, при 325 об/мин и 44,7 л. с. при 720
об/мин.
Эти опыты показывают, что потери на трение значительны и что
применением лучшей конструкции поршня в авиационной и авто-
мобильной практике может быть достигнуто значительное умень-
шение потери на трение; уменьшение веса трущихся деталей уже
уменьшает потери на трение.
Применением смазки под большим давлением в быстроходных
двигателях тяжелого топлива может также быть повышен меха-
нический к. п. д.
Можно предполагать, что, когда большинство достижений в кон-
струкции и качестве материалов обычных авиационных и автомо-
бильных двигателей будет применено к быстроходным двигателям
тяжелого топлива, механический к. п. д. этого типа двигателей
достигнет порядка 85 % Ч
1 По последним данным механический к. п.д., достигнутый английскими авиодвига-
телями, при 1000 об/мин, оценивается в 90%.
7*
99
К. п. д. и расход топлива
Для двигателей внутреннего сгорания практически возможны два
цикла: сгорание при постоянном давлении и при постоянном объеме.
Последний является обычзым циклом для бензиновых двигателей.
Цикл со сгоранием при постоянном объеме получил большое
развитие. Применением наддува высокой степени сжатия, умень-
шением температуры сгорания, применением специальных топлив
и послойным распределением рабочей смеси в цилиндре двигателя
можно существенно увеличить к. п. д. Степень сжатия в бензи-
новых двигателях ограничена величиной порчдка 10, которой со-
ответствует индикаторный к. п. д. в 39—40%.
В двигателях тяжелого топлива возможна гораздо более высо-
кая степень сжатия и, следовательно, к. п. д. будет соответственно
выше, а расход топлива на 1 л. с. ч. соответс! венно ниже.
Тизар и Пай показали, что действительный к. п. д. бывает выше
при повышенных степенях сжатия (действительный к. п. д. при
этом сравнивается с к. п. д. воздушного цикла) и что с повыше-
нием степени сжатия можно ожидать большего приближения ин-
дикаторного к. п. д. к к. п. д воздушного цикла.
Так, при степени сжатия 4 относительный к. п. д. (отношение
индикаторного к. п. д. к идеальному к. п. д.) равен около 83,6%;
при степени сжатия 20 он не меньше 88,7%.
Изменение расхода топлив с изменением степени сжатия
Степень сжатия Кпд. При р 1 з max в % Относитель- ный к. п. д. Удельный расход топлива Се г/э. л с. ч.
Мех а н и ч е с к и й к. п. д.
8^/о I 90% 75% 80% 85% 90%
Удельный расход топ- лива Сг г/u л. с ч. О т н о с и т е л ь н ы й к п. д.
85% 90% 85% 90% 85% 90% 85% 90%
13.25 64,6 115 109 154 145 144 136 136 129 129 122
15 65,3 114 108 153 145 143 135 135 127 127 120
16 65,8 113 107 152 144 142 134 134 126 126 119
17 66,0 ИЗ 107 151 144 142 133 133 126 126 118
По вопросу о к. п. д. и р 1 сходе топлиза приводим следующие
данные: при степени сжатия 13,25 термический к. п. д. равен 64,6%
при максимальном давлении, равном 70 кг/см2, и максимальной тем-
пературе 1500°С.
Этим условиям соответствует теоретический расход, топлива
(при теплотворной способности топлива, равной 10158 кал,!кг]
в 98 г/и. л. с. ч) .
При относи«ельном к. п. д., равном 85%, теоретический расход
топлива равняется 115 г/м. л. с ч.
Сдельный расход топлива на э.л.с.ч. при механическом к. п. д. 0,9
115
получится равным:-^ 128 г/э. л. с. ч.
100
Значения, приведенные в вышепомещенной таблице, разработаны
для различных к. п. д. (относительных и механических) и разных
степеней сжатия.
На основе вышеизложенного можно уже теперь предвидеть,
каких показателей можно достичь от хорошо сконструированных
быстроходных двигателей тяжелого топлива.
Так, принимая относительный к. п. д. равным 85% и механиче-
ский к. п. д. равным 85%, возможный расход топлива может быть
получен в порядке 0,144 кг/л. с. ч. для степени сжатия 13,25.
Дальнейшее улучшение конструкции двигателей тяжелого топ-
лива должно снизить тепловые потери, по крайней мере, процен-
тов на 15 и сделать еще более низким расход топлива.
Скорость сгорания в двигателях тяжелого топлива
До сих пор существовало мнение, что в тихоходных двигателях
тяжелого топлива при условии впрыска тяжелого топлива в сжа-
тый воздух, процесс сгорания протекает медленнее, чем в случае
зажигания смеси бензина и воздуха искрой. Меньшая скорость
сгорания неизбежно ограничила бы развитие быстроходных дви-
гателей тяжелого топлива.
Ошибочность такого взгляда отлично иллюстрируется данными
опытов Рикардо 1929 г. на четырехтактном золотниковом двига-
теле с диаметром в 140 мм и ходом в 178 мм, нормально работав-
шем на 1 500 об/мин.
В бензиновом двигателе со степенью сжатия 6,2 с внешним сме-
сеобразованием при 1500 об/мин время от момента подачи искры
до момента масимального давления соответствует примерно 40°
поворота коленчатого вала, из них 28° до и 12° после в. м. т. При
этих же оборотах двигатель, работавший по циклу дизеля со сте-
пенью сжатия 13,5, имеет период от момента впрыска до момента
максимального давления, равный 28° поворота коленчатого вала
(16 до и 12° после в. м. т.); при этом достигается максимальное
давление в 56 кг)см\
Конструкция камеры сгорания
Вопрос конструкции камер сгорания, в соответствии с принятым
методом впрыска топлива, играет большую роль в двигателях тя-
желого топлива.
Должно быть налицо определенное соответствие между систе-
мой впрыска и формой камеры сгорания, для того чтобы создать
условия, при которых была бы обеспечена максимально возможная
скорость сгорания.
В случае небольших быстроходных двигателей тяжелого топлива
камера сгорания бывает малых размеров и вопросы конструкции
здесь особо трудно разрешаются.
Невозможно в этом кратком изложении уделить достаточно
места вопросу потребных форм головок цилиндра и днища поршня.
Фиг. 63 показывает шесть типов употребительных камер сгораний.
Дизельный тип двигателей ассоциируется с плоским поршнем и
101
плоской головкой цилиндра. В типе „Акро Стюарт" или „Лин-
кольн" (Linkoln), запатентованном за два года до дизеля, приме-
няется сферическая головка.
В некоторых последних типах двигателей тяжелого топлива ка-
мера цилиндра соединена узким каналом с небольшого объема
камерой, имеющей назначение способствовать завихрению в ци-
линдре (форкамера).
При соответствующем завихрении процесс сгорания протекает
быстрее и имеет место полное сгорание топлива.
Фиг. 63. Камера сгорания нескольких типовых двигателей тяжелого топлива-
Одним недостатком форкамерной конструкции является то, что
во время хода расширения имеет место гораздо большая потеря
тепла по сравнению с обычной камерой сгорания, благодаря про-
теканию газов через узкую горловину.
С точки зрения простоты конструкции плоская камера сгорания
при механической системе впрыска топлива наиболее желательна
в быстроходных двигателях тяжелого топлива.
Хорошие конструкции головки цилиндра и днища поршня при
наличии хорошей форсунки дают возможность получать необхо-
димое завихрение воздуха.
Плоская камера является, повидимому, лучшей для быстроход-
ных двигателей тяжелого топлива малого размера, где при другой
конструкции трудно получить высокую степень сжатия.
На фиг. 64 показана форкамера, куда топливо вводится во время
хода сжатия; часть топлива в ней испаряется и воспламеняется.
Благодаря получающемуся от воспламенения топлива давлению
остальное топливо вгоняется в основную камеру цилиндра через
маленькие отверстия, имеющиеся в днище малой камеры.
В двигателях тяжелого топлива больших размеров однокамерного
типа камера сгорания хорошо охлаждается водой, в то время как
102
двигатели небольших размеров и меньших степеней сжатия де-
лают с заведомо плохо охлаждаемыми частями камеры сгорания,
для того чтобы обеспечить воспламе-
нение топлива; плохо охлаж шемые
части камеры сгорания чаще встре-
чаются в двигателях с двойной каме-
рой сгорания.
В Англии для авиации применяют-
ся двигатели с одной камерой сгора-
ния с плоским или выпуклым дни-
щем, с шатровой головкой цилиндра,
выхлопными клапанами, монтирован-
ными в верхней части головки ци-
линдра.
Дизельмотор Бенц-Мерседес
(Benz-Mercedes)
Фиг. 64. Головка цилиндра фор-
камерного двигателя.
Двигатель Бенц-Мерседес—форка-
мерный, шестицилиндровый, с диа-
метром в 105 мм и ходом поршня
в 165. мм, с литражем в 8,572 л. Этот
двигатель развивает 70 л. с. при 1300
об/мин, весит 590 кг. Минимальное
число оборотов—300 в минуту.
На фиг. 65 показаны головка цилиндра и топливная система.
В головке цилиндра видна небольшая овальной формы камера,
Фиг. 65- Поперечный разрез дизельмотора Бенц-Мерседес.
103
расположенная центрально. Поршень подходит вплотную к днищу
цилиндра, где кончается форкамера.
В форкамеру ввинчена небольшая электрическая запальная
свеча, которая состоит из изолированного контакта, соединенного
медной проволокой с батареей.
В центре камеры вверху установлена форсунка, а внизу горелка
или испаритель. Последний представляет собой небольшую круг-
лую чашку, изготовленную из специальной меди, имеющую ряд
небольших отверстий, просверленных на определенном расстоянии
друг от друга; последние сходятся в небольшой впадине в дне
Фиг. 66. Четырехцилиндровый топливный насос Боша (Bosch).
камеры и образуют общее отверстие для прохода горящих газов
и невоспламенившегося топлива из форкамеры в основную'камеру
сгорания.
Форкамера охлаждается водой. Не охлаждается нижняя часть
форкамеры, в которой поддерживается более высокая темпера-
тура. Изолированный от охлаждения узкий канал в нижней части
форкамеры имеет назначение сохранять высокую температуру для
постепенного испарения поступающего топлива.
Испаритель служит одновременно для распыления топлива,
для создания завихрения и, частично, для воспламенения горю-
чего. Качество двигателя в значительной степени зависит от
расположения и размеров сверлений в форкамере.
Запальная свеча служит только для запуска двигателя; после
нескольких оборотов необходимая для воспламенения температура
получается в ходе сжатия сама собой.
104
В самые холодные дни потребность в работе запальных свечей
измеряется периодом в 45—50 сек. от начала пуска двигателя.
Летом указанное время исчисляется в 29 сек. (время, потребное
для запуска грузовика или автобуса). При работе на двигателях
тяжелого топлива (в отличие от бензиновых) не приходится ждать,
пока нагреется вода в радиаторе до определенной температуры^
для перехода на рабочие режимы. Лучшая температура охлаждаю-
щей воды для этих двигателей 70—75°С. Во время хода всасыва-
ния через впускные клапаны проходит чистый воздух.
Ходом поршня создается давление при степени сжатия порядка
16—около 35 ат. Заряд свежего воздуха подогревается до темпе-
ратуры, лежащей выше температуры воспламенения впрыскивае-
мого топлива; смесь воспламеняется в форкамере.
Топливо впрыскивается за 10° до в. м. т.; воспламеняется же оно
не сразу, так как имеет место скрытое горение, продолжающееся
около */10 рабочего хода.
Объем форкамеры равен около 1/4 полного объема цилиндра.
Отмер впрыскиваемого в цилиндр топлива производится на этом
двигателе насосом фирмы Бош (фиг. 66).
В форкамере сгорает около'
50
40
Ре$г!елР 7
6
Ne л.с 70
ВО
50
40
30
го
ю
о
£
Фиг. 6
1/4 впрыскиваемого топлива;,
при этом в форкамере быстро
возрастет давление и выбра-
сывается оставшийся невос-
пламененным заряд в освов-
Фиг. 68. Индикаторная диа-
грамма, снятая с двигателя
Бенц-Мерседес при п-1300
еб/мин.
Ю S00 1000 1700 1400пойман
Характеристика дизельмотора
Бенц-Мерседес.
ную камеру сгорания через отверстия в медном испарителе; топ-
ливо при этом распыляется.
Максимальное давление сгорания около 42 кг)см'1. Среднее
эффективное давление около 7 KzjcM2 и температура воздуха при
максимальном сжатии около 500°С.
Впрыск начинается за 10° до в. м.т. и продолжается до 25° после
в. м. т., что дает период впрыска порядка 35° (поворота колен-
чатого вала).
На фиг. 67 приведена характеристика двигателя Бенц-Мерседес.
Касаясь кривой расхода топлива, следует отметить, что лучший
расход соответствовал 1000—1100 об/мин и получился равным
200 г/л. с. ч.
105
На фиг. 68 воспроизведена индикаторная диаграмма, снятая
4? этого двигателя при 1300 об/мин. Заслуживает внимания прогиб
кривой, имеющий место в период впрыска.
Стоимость километрового пробега при применении дизельного
топлива получается гораздо меньше стоимости при работе на
бензине.
Запускается двигатель электромотором, питаемым двумя мощ-
ными аккумуляторами в 450 А. Двигатель безотказно запускается
в любую погоду и может тронуть при полной нагрузке через
2 ,мин после запуска.
Для облегчения запуска начало впрыска меняется в разгоне 8°.
СПОСОБЫ ВОСПЛАМЕНЕНИЯ ТОПЛИВА
Впрыск определенного количества топлива и его распыление
для обеспечения быстрого и полного сгорания представляет наи-
более трудную проблему конструирования быстроходных двига-
телей тяжелого топлива.
Количество впрыскиваемого за цикл топлива в случае быстро-
ходного двигателя тяжелого топлива небольшого размера очень
незначительно, и система впрыскивания топлива должна точно
отмерять небольшие коддчества топлива.
Требуется хороший распыл, правильный отмер и мгновенная
отсечка топлива. Чтобы обеспечить хорошее сгорание топлива,
капельки его должны быть возможно меньшими и хорошо распре-
деляться во всем объеме сжатого воздуха; другими словами, ка-
ждая частица воздуха должна входить в соприкосновение с капель-
ками топлива.
Необходимо также иметь возможность изменять количество
впрыскиваемого топлива, чтобы менять обороты при разных на-
грузках. При уменьшении нагрузки впрыск должен быть воз-
можно точнее.
В двигателях тяжелого топлива применяются в основном два
способа впрыска, а именно: впрыск сжатым воздухом и механиче-
ский впрыск. Впрыск с помощью сжатого воздуха дает, несом-
ненно, наилучший распыл тбплива и необходимое завихрение, обе-
спечивающее быстрое горение, но этот метод неприменим для
легких быстроходных двигателей тяжелого топлива из-за большого
добавочного веса и объема и крайней сложности компрессоров
сжатого воздуха.
В случае применения сжатого воздуха топливо впрыскивается
при давлениях, превосходящих давление воздуха, сжатого в самом
цилиндре. При этом методе впрыска механически управляемый кла-
пан регулирует подачу топлива.
СИСТЕМА МЕХАНИЧЕСКОГО ВПРЫСКА ТОПЛИВА
В этой системе применяются два принципиально отличных спо-
соба впрыска топлива.
1. С помощью форсунки, в которой имеется игла, нагруженная
пружиной, отмер топлива производится специальным топливным
насосом.
106
«
2. Форсункой с механически управляемой иглой; причем топ-
ливо накапливается и находится под большим давлением в реси-
вере. В этом случае топливный насос снабжен приспособлением
для точного отмера топлива; давление в ресивере меняется в за-
висимости от оборотов. Ставится задача—установить постоянное
давление в ресивере посредством вспомогательного клапана; отмер
топлива производится форсункой.
В случае отрывной подачи насосом давление впрыска относи-
тельно низко в начале и конце подачи, что затрудняет управление
скоростью впрыска.
Система впрыска топлива в двигателе Бердмор
Система впрыска, изобретенная А. Чарльтоном (А. Е. Chorlton)
и примененная на двигателях, установленных на дирижабле „R-101“,
показана на фиг. 69.
При этой системе топливо впрыскивается в каждый цилиндр
в конце сжатия при точно фиксируемых градусах угла поворота
коленчатого вала до в. м.т.
Развиваемая мощность за-
висит от количества впрыс-
киваемого топлива, т. е. в дан-
ной системе от продолжитель-
ности впрыска. Период впрыс-
ка управляется рычагом отсеч-
ки, и следовательно, от уста-
новки последнего зависит мощ-
ность двигателя.
Действие топливной систе-
мы схематически представлено
на фиг. 69.
Впрыск начинается в тот мо-
Фиг. 69. Схема топливной системы дири-
жабельного двигателя Бердмор (Beardmore).
мент, когда выточка на отсеч-
ном клапане закрывает проход от насоса к топливному баку. С одного
края клапан имеет выточку, сделанную центрально по отношению к
оси, и впрыск начинается в соответствующий момент хода плунжера.
Второй край клапана выточен эллиптически. При открытии ниж-
него пояса имеет место только частичная подача топлива к фор-
сунке. Таким образом для регулировки впрыска достаточно пово-
рачивать отсечной клапан около своей оси.
Форсунки—закрытые и действуют под пульсирующим давлением,
создаваемым топливным насосом.
Каждая форсунка смонтирована в центре головки цилиндра
между двумя впускными и выпускными клапанами.
Плунжер приводится в действие эксцентриком и воздействует
на топливо, которое подается плунжеру или течет от цилиндра
по проходу А.
Отсечной клапан двигается с большой скоростью и производит
моментальное прерывание потока топлива. Как нетрудно заме-
тить, колебание в потоке между клапаном и форсункой Д полу-
107
чаемое под действием отраженных волн, пропадает, как только пе-
рекрывной клапан приоткрывает проход А.
Под влиянием колебаний в потоке форсунка несколько припо-
дымается (с места посадки), вследствие чего небольшое количество-
топлива устремляется от цилиндра под большим давлением; отра-
женная же волна возвращает форсунку на свое место и дает рез-
кую отсечку.
Механическая система впрыска по эффективности уступает, хотя
и незначительно, системе впрыска с помощью сжатого воздуха.
Результаты экспериментов с форсунками
Американский национальный авиационный совещательный коми-
тет (NACA) получил ряд интересных данных фотографированием
струй различных форсунок и в результате имел возможность сде-
лать некоторые заключения относительно формы и поведения
струй топлива.
Фиг. 70. Фотографии опытов с форсунками (NACA), сняты через промежутки
времени, равные 0,001 сек., при давлении впрыска, равном 560 ата.
При съемке струй применялся трансформатор высокого напря-
жения, состоящий из батареи лейденских банок высокого вольтажа.
Разрядник этих конденсаторов устанавливается последовательно
по скоростям, порядка нескольких тысяч в секунду; электрические
искры требуемой интенсивности освещают движение струи и поз-
воляют ее фотографировать.
Струи впрыскивались из форсунок разных типов в камеру, на-
полненную газами, под давлением в 4'2 кг!см2. Серия фотографий
дает размеры струй через разные отрезки времени от начала
впрыска.
По фотографии можно определить характеристику струи и влия-
ние на нее давления впрыска, давления в камере, в которую про-
изводится впрыск, удельного веса топлива и конструкции фор-
сунки.
Форсунки изучались с точки зрения трудности механической
обработки и необходимой конструкции автоматически действую-
щих игл при условии работы на быстроходных двигателях. Струи
выходили через круглые отверстия и кольцевые сверления. Спи-
ральные канавки с углем спирали от 23 до 90° применялись для
сообщения струе центробежных усилий.
108
Максимальные центробежные усилия в струе получались при
углах, близких к 23°; при угле в 90° никакой центробежной силы
струя не имела.
Фиг. 70 воспроизводит серию последовательных фотографий, из
которых каждая характеризует струю через Viooo сек- после от-
сечки.
Полная высота струи 152 мм; давление в форсунке равнялось
562 кг'см2, давление в камере 14 кг/см3. Отношение площади свер-
ления к общей поверхности канавки равнялось 0,19; площадь от-
верстия 0,25 мм2. В данном случае струи были центробежные.
При изучении и замерах фотографий можно притти к следую-
щим выводам по отдельным вопросам:
1. Давление впрыска
Глубина проникновения струи прямо пропорциональна давлению
впрыска. Так, при давлении йпрыска в 140 кг!см3 глубина про-
никновения струи равна 89 мм; при 280 кг/см3—114 мм и при
456 кг)см2—150 мм; зависимость глубины проникновения от да-
влений идет по прямой линии.
Имеются пределы, при которых повышения и понижения давле-
ния струи не дают изменения глубины проникновения струи. При
больших давлениях струи капельки топлива становятся настолько
мелкими, что они из-за легкости не могут пробивать плотность
среды и глубина проникновения струи уменьшается.
Давление впрыска влияет также на конус струи. Увеличение
давления впрыска означает уменьшение конуса струи, если фор-
сунка неподвижная, и, наоборот, значительно увеличивается конус
струи при увеличении давления при сильно вращающейся фор-
сунке.
2. Давление в цилиндре
На фиг. 71 показано: 1) влияние давления в цилиндре и плотности
среды, в которую производится впрыск, на проникновение струи
после 0,001, 0,002 и 0,003 сек. 2) кривые, полученные при условии
впрыска их в среду азота, гелия и двуокиси углерода.
Приведенные результаты говорят о влиянии абсолютной плот-
ности газов на глубину проникновения струи. Давление в цилиндре
важно только постольку, поскольку от него зависит плотность
среды, в которую производится впрыск. Вязкость среды, в кото-
рую впрыскивается топливо, никакого влияния не имеет.
3. Влияние плотности, или удельного веса, топлива
Чем больше удельный вес топлива, тем больше глубина проник-
новения стр у и. Кривая проникновения по плотности загибается
кверху (эта кривая на фигуре не приведена), что юворит о том,
что топливо большего удельного веса имеет гораздо большую
глубину проникнов ния и зависимость в данном случае нелиней-
ная. Следует упомянуть, что тяжелое топливо с уд. в. 0,90 после
0,003 сек. обладает глубиной проникновения на 10% большей, чем
обычное дизельное топливо с уд. в. 0,85.
109
Более тяжелое топливо более вязко и менее совершенно распы-
ляется; последнее способствует увеличению глубины проникнове-
ния и приводит к уменьшению конуса струи.
Абсолютная плотность газа д пг/м3
, ? /4 г/ 28 35 42 49 56 63
Абсолютное давление воздуха Л кг[смг
Фиг. 71. Давление заряда в цилиндре и глубина проникновения 'струи
(опыты NACA).
4. Влияние конструкции форсунки
На фиг. 72 показано влияние угла спирали отверстия конуса
струи и отношения величины объема одного впрыска к объему
топлива в системе на глубину проникновения струи при давлении
среды, в которую производится впрыск, в 94 кг/слг.
Как можно видеть по этим кривым, глубина проникновения
струи увеличивается с увеличением угла спирали сверления; при
угле спирали в 90°, т. е. нецентробежном впрыске, получается на
60% большая глубина проникновения после 0,003 сек. по сравне-
нию с высокоцентробежной струей при угле спирали в 23°.
От 53 до 23° конус струи уменьшается ровно настолько, на-
сколько уменьшается угол спирали.
Обнаружено, что глубина проникновения струи сильно возра-
стает при небольшом уменьшении отношения площади выходного
отверстия к поверхности сверления. Это отношение уменьшалось
с уменьшением диаметра отверстия при сохранении постоянным
поверхности сверления. При малых отношениях отверстие получа-
лось очень маленьким и струя в начале впрыска при спиральном
сверлении получалась прерывистой. Энергия, которая при больших
отверстиях завихривает тяжелое топливо, в случае очень малых
отверстий способствует большому проникновению топлива; конус
распыла при этом уменьшается.
110
При отношении поверхности сверления к площади сечения, рав-
ным двум и больше, конус струи не увеличивается. Размеры се-
чения сверлений сильно влияют на распиливание топлива.
Фиг. 72. Влияние винтообразного свер-
ления на характер струй. Давление ,
впрыска равнялось 560 ата. В испы-
туемой камере находился азот с да-
влением 14 ата. Диаметр сверления
в цилиндре был равен 5,5 мм. Опыты
селись на дизельном топливе, / = 0,85-
Фиг. 73. Головка цилиндра опытного-
дизельмотора.
Головка цилиндра NACA
Американский национальный авиационный совещательный коми-
митет провел ряд испытаний 1 для определения данных, характе-
ризующих различные типы камер сгорания для авиационных быст-
роходных двигателей т желого топлива.
Лучшие показатели дал грушеобразный форкамерный тип, пока-
занный на фиг. 73. Канал, соединяющий форкамеру с главной ка-
мерой сгорания, сконструирован с таким расчетом, чтобы обеспе-
чить максимальное завихрение при помощи касательно направлен-
ного потока воздуха как в форкамеру, так и в основную камеру
сгорания. Топливная система состоит из плунжерного топливного
насоса и открытой форсунки.
Двигатали, снабженные этими головками, обладают быстроход-
ностью от 600 до 1800 об/мин в зависимости от нагрузки.
1 NACA, Report № 282. Характеристика ряда конструкций камер сгорания для
авиационных двигателей тяжелого топлива Иоким и Кемпер.
111
На фиг. 74 приведены результаты испытании, проведенных на
двигат.еле, снабженном головкой, показанной на фиг. 73. Через
сверления круглого сечения газы из накаленной форкамеры вы.
талкивались касательно по отношению к половине поверхности
поршня. Среднее индикаторное давление при полной нагрузке воз-
растало до 8,33 кг/см2 и среднее эффективное давление соответст-
венно равнялось 5,32 кг/см2. Механический к. п. д. у двигателя
получается низким, равным 64%. Расход топлива, вычисленный по
индикаторной мощности, изменялся от 125 до 200 г/u. л. с. ч. при
нагрузках от */4 до полной.
Накал форкамеры незначитель-
но повышает к. п. д.; макси-
мальное значение к. п. д. сдви-
гается при накале с J/2 до 2/а
полной нагрузки; коэфициент
избытка воздуха соответственно
меняется с 72 до 132%. Топливо
воспламеняется в форкамере, в
основной же камере цилинидра
получает дополнительную пор-
цию и догорает.
Расход топлива в 125а/ил. с. ч.
при J/4 полной нагрузки полу-
чается при 1600 об/мин.
Благодаря хорошему переме-
шиванию воздуха с топливом
цилиндры с указанными голов-
ками при всех испытаниях дали
лучшие показатели в отношении
расхода топлива и максималь-
ных давлений в цилиндре при
всех нагрузках и на всех обо-
ротах.
В цилиндрах с одной камерой
сгорания получаются несколько
лучшие характеристические дан-
Фиг. 74. Ха, актеристика дизельмит<>ра
при разных нагрузках. Степень сжатия
е = 13,5. Давление впрыска 420 ста.
ные, но максимальные давления
в цилиндре бывают выше, чем в форкамерных двигателях, подоб-
ных показанным на фиг. 73.
Доказано, что при хорошей камере сгорания и хорошо дейст-
вующих топливных агрегатах быстроходность в 1800 об/мин мо-
жет быть реализована без чрезмерных давлений вспышки. При
1600 об/мин и при качественной регулировке смеси, дающей 15%
избытка воздуха в цилиндре, максимально возможное среднее
индикаторное давление равно 8,33 кг!см2 при расходе топлива в
200 г/н. л. с. ч. Максимальное давление в цилиндре было 52 к?[см2.
Минимальный расход топлива в 125 г/н. л. с. ч. со средним эф-
фективным давлением в 3,65 кг/слг2 при 1600 об/мин получается
при грушеобразной камере сгорания. Максимальное давление в ци-
линдре при этом 39 кг/см2.
112
4
Расположение, форсунки
При проведении опытов была определена зависимость характе-
ристики двигателя от глубины посадки форсунки внутри камеры
сгорания при различных дозировках топлива за цикл и при
1600 об/мин. Опыты проводились при углублении форсунки внутрь
камеры сгорания на 6 и на 12 мм.
Они показали, что если форсунка выступает на 6 мм, то дан-
ные получаются несколько лучше чем при 12 мм.
Определение нагарообразования на стенках камеры пссле каж-
дого испытания показало, что при условии, когда форсунка вы-
ступает на 6 мм, часть топлива, вытекая из форсунки, достигает
противоположной стенки форкамеры. При условии, что форсунка
выступает на 12 мм, получается слой нагара по всей внутренней
поверхности форкамеры.
Исследования двигателей, однако, показали, что на процесс сго-
рания в двигателе этот момент (т. е. насколько выступает фор-
сунка в камеру) существенного влияния не оказывает.
ИСПЫТАНИЯ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ТЯЖЕЛОГО
ТОПЛИВА
На фиг. 75 показан агрегат для
для ряда испытаний, проведенных
ния лучшей конструкции системы
для быстроходного двигателя.
впрыска топлива, примененный
на двигателе, с целью выявле-
механического впрыска топлива
Размеры эксперименталь-
ного двигателя: диаметр—
200 мм, ход—260 мм, нор-
мальные обороты—L50 в
мунуту, степень сжатия—12.
Топливо в этой системе
подается в ресивер с по-
мощью плунжерного насоса.
Игла форсунки открывается
с помощью кулачка и за-
крывается под действием
пружины. Отмер топлива в
данном случае осуществля-
ется топливным насосом.
Давление в этой системе
Фиг. 75. Топливная система дизельмотора, на
котором велись опыты RAE.
устанавливалось автомати-
чески в зависимости от ко-
личества подаваемого топ-
лива. Таким образом чем
большее количество его требовалось подать за цикл, тем большее
Давление было в топливной системе.
В этой системе момент начала впрыска менялся с оборотами, а
период впрыска оставался постоянным.
Применялось топливо с удельным весом 0,86. Была проведена
<ерия опытов с форсунками различных сверлений, с различными
8 Джодж
113
посадками их, при различных давлениях впрыска и на разных чис-
лах оборотов. Лучшие результаты были получены при форсунке
с пятью сверлениями диаметром 0,17 мм и длиной 0,51 мм, с уг-
лом распыла в 120° (фиг. 76).
При сверлениях меньшего диа-
метра оруя нужного направле-
ния получалась, но уменьшилась
глубина проникновения. Сверле-
ния больше указанного диаметра
дают худшие показатели, так как
струя не обеспечивает переме-
шивания топлива с воздухом.
Результаты некоторых опытов
на двигателях тяжелого топлива
с разными степенями сжатия
Фиг. 76. Форсунки насоса двигателя RAE. Опыты, проведенные на дви-
гателях со степенями сжатия
105, 11, 12 показали, что лучшие результаты получаются при
степени сжатия, лежащей между 11 и 12.
В то время как максимальное давление при 800 об/мин повы-
силось с 46 до 56 кг) см2, среднее эффективное давление возросло
с 8,2 до 8,65 кг\см\ расход топлива снизился с 204 до 178 г/л. е. ч.-„
термический к. п. д. повысился с 33,5 до 35,4%, механический
к. п. д.—с 91,1 до 91,6%. Давление впрыска в первом случае рав-
нялось 300 кг[см2, во втором — 320 кг] см2.
Влияние быстроходности в двигателях тяжелого топлива
Повышение оборотов с 800 до 1200, при условии сохранения по-
стоянным максимального давления в цилиндре, дает падение сред-
него эффективного давления, эффективного и механического к. п. д.
и увеличение удельного расхода топлива.
Испытуемый двигатель при 800 об/мин и максимальном давле-
нии в цилиндре в 56 кг]см2 развивал 69 л. с.; при 1200 об/мин и
том же максимальном давлении этот двигатель развивал 96 л. с.
Среднее эффективное давление получалось равным 8,65 кг]см2
в первом случае и 8,06 кг/см3 — во втором.
Расход топлива соответственно —178 и 191 г/л. с.,Эффектив-
ный к. п. д.—35,4 и 33% и механический к. п. д. — 91,6 и 88,8%.
Давление впрыска в первом случае равнялось 316 кг]см2 и во
втором — 590. Опережение впрыска соответственно было устано-
влено в 19,5 и 17°.
Опыты показали, что при максимальном давлении в цилиндре., в
46 кг/см2 и 800 об/мин впрыск должен производиться за 13° до
в. м. т.; при том же давлении в цилиндре и 1200 об/мин — за 10,5°
до в. м. т.
Если в цилиндре получаются более высокие максимальные- да-
вления, то опережение впрыска должно быть увеличено. Так, при
максимальном давлении в цилиндре в 60 кг/слг2 наивыгоднейшее
114
Объем впрыскиваемого топлива 6 литра.
Фиг. 77. Данные испытаний двигателя R А Е.
135 г.\л. с. Ч.
Такой же j
опережение впрыска при 800 об/мин получилось равным 19,5° и
при 1200 об/мин — 17°.
Выгодно увеличивать опережение впрыска и соответственно
уменьшать количество впрыскиваемого топлива и, таким образом,
сохранять постоянным максимальное давление в цилиндре.
Коэфициент избытка воздуха в среднем в двигателе тяжелого
топлива равен 1,3 (по отношению к максимальному заряду топ-
лива), что означает, что количество поступающего воздуха про-
центов на 30 превышает количество воздуха, потребного для пол-
ного сгорания топлива. Изучение влияния коэфициента избытка
воздуха показало, что индикаторный к. п. д. повышается соот-
ветственно увеличение коэфициента избытка воздуха. Так, при
1000 об/мин и максимальном
давлении в цилиндре 56 «г/слс2
к. п. д. возрос с 38,4% при
а = 1,3 до 46,5% при а = 2,75.
Экспериментальный двига-
тель тяжелого топлива дал
максимальный эффективный
к. п. д. 38®/о "при 1000 об/мин,
среднем эффективном давле-
нии 5,5 кг/см2 и расходе топ-
лива 162/г. л./с. ч. и максималь-
ный индикаторный к. п. д.
46,7% при 1000 об/мин, сред-
нем эффективном давлении
5.2 кг/см2 и расходе топлива
при ра-
боте на бензине дал бы при
1000 об/мин и среднем эффективном давлении 9,4 кг/см2 удельный
расход топлва 222 г. л./с. ч.
Таким образой наряду с увеличением мощности на величину
порядка 10% бензиновый двигатель по сравнению с двигателем
тяжелого топлива дает увеличение удельного расхода топлива на
18%. Следовательно, несмотря на то, что двигатели тяжелою топ-
лива превосходят по удельному весу бензиновые, преимущества
все же остаются за первыми благодаря меньшему удельному рас-
ходу топлива. Так, двигатель тяжелого топлива, весящий на
0,45 кг/л. с. больше бензинового, но расходующий на 9 г/л. с.
меньше топлива даст экономию в 0,45 кг/л. с. в общем весе (мо-
тор плюс топливо) при 10-часовом полете и в 1,25 кг1л. с. при
20-часовом полете. При продолжительности полета в 50 час.—эконо-
мия не меньше 4,05 кг/л. с.
При превышении веса конструкции двигателя тяжелого топлива
по отошению к бензиновому на 0,45 кг/л. с. и меньшем расходе
горюче о только на 4,5 г/л. с. ч. заметную экономию можно по-
лучитьтолько при продолжительности полета больше 10 час.
При конструировании двигателей тяжелого топлива следует до-
биваться того, чтобы они были тяжелее соответственных бензино-
вых двигателей не больше, чем на 0,5 —0,7 кг/л. с.
8
115
Некоторые недостатки непосредственного впрыска
Опыты RAE показали, что механический способ впрыска топ-
лива дает хорошие результаты при условии применения форсунок,
обеспечивающих нужное направление струи топлива, и при давле-
нии впрыска, много превосходящего давление в цилиндре. Однако
механический способ впрыска имеет ряд следующих недостатков:
1) Требуются очень высокие давления впрыска. Так, в опытах
RAE давление впрыска достигало 590 кг)см'. При очень высоких
давлениях чрезвычайно трудно достичь требуемых уплотнений в
топливном насосе.
2) Необходимо применять форсунки с сверлениями, обеспечи-
вающими хорошее распиливание топлива, причем должна быть
исключена возможность искажения потока топлива и разъедание
отверстий форсунок, что часто наблюдается в практике. При диа-
метре цилиндра 200 мм и меньше производство форсунок чрезвы-
чайно затрудняется, так как требуются сверления очень малого
диаметра, и опасность частичной закупорки сверлений и искаже-
ние струи топлива при этом очень велика. Тр буется особо тща-
тельная очистка топлива от механичесьих примесей.
При диаметре цилиндра в 150 мм диаметр сверлений получается
0,2 мм. Применение столь точных сверлений представляет чрез-
вычайную трудность в производстве, а при работе двигателя не-
избежно получается изменение направления потока топлива.
3) Приходится работать при высоких давлениях впрыска и на
скоростях подачи топлива, близких к критическим.
При условии, что скорость подачи топлива близка или равна кри-
тической, дальнейшее повышение числа оборотов двигателя осуще-
ствляется увеличением времени впрыска. Последнее требование
усложняет конструкцию топливной системы.
Впрыск топлива в завихренный воздух
Рикардо предложил метод впрыска топлива, при котором впрыск
производится в сильно сжатый завихренный воздух. Струя топ-
лива поступает вблизи стенки параллельно оси цилиндра (фиг. 78).
Поступление струи топлива в завихренный воздух обеспечивает
требуемую скорость сгорания.
Камера сгорания имеет вверху цилиндрическую часть, диаметр
которой вдвое меньше диаметра цилин тра (фиг. 78).
Преимущества этого метода следующие:
1) Топливо распыляется сгорающим воздухом и хорошо с ним
смешивается.
2) Применяется однодырчатая форсунка со сверлением сравни-
тельно большого диаметра, которое во время работы не заби-
вается.
3) Применяется относительно низкое давление впрыска.
4) Скорость струи тошива не име т существенного значения, и
момент начало впрыска может быть установлен для всех чисел
оборотов двигателя один и тот же, так как скорость завихрения
воздуха изменяется пропорционально числу оборотов двига1еля.
116
5) Может быть применена простая форсунка с регулирующим
клапаном, так как работа двигателя не зависит ог направления и
величины струи топлива; камера сгорания также может быть
очень проста.
На фиг. 80 показана ин-
дикаторная диаграмма, сня-
тая с двухтактного золотни-
кового двигателя Рикардо
с диаметром цилиндра в
140 мм и ходом 178 мм; на
этом двигателе применяется
описанная выше система
Фиг. 78. Схема впрыска в зави-
хренный воздух.
впрыска топлива. Двигатель развивал 1200 об/мин и давал сред-
нее эффективное давление в 6,3 кг/см2.
На этой фигуре показана также диаграмма давлений в топлив-
ной системе. Последняя начерчена в масштабе 1:10 по отношению
к шкале диаграммы давле-
ний в цилиндре.
Следует отметить, что
при применении непосред-
ственного впрыска топлива
или впрыска в завихренный
воздух оказывается вотмож-
ным использовать 80% воз-
духа, поступившего в ци-
линдр, т. е. может быть
получено среднее эффектив-
ное давление, равное 0,8
давления бензинового дви-
гателя с такой же степенью
сжатия.
Рикардо в своих опытах
С ПОМОЩЬЮ анемометра за- фиг so. Индикаторная диаграмма, снятая с
мерял скорость вихрей воз- двухтактного дизельмотора с впрыском топ-
духа в камере сгорания и лива в завихренный воздух,
обнаружил, что она (ско-
рость вихрей) существенно влияет на мощность и удельный рас-
Фиг. 79. Головка цилиндра дизельмотора Ри-
кардо с впрыском топлива в завихренный
воздух.
ход двигателя.
117
Испытуемый дизель размерами 140 X 178 мм, при 1300 об/мин
во время испытания дал следующие результаты:
Интенсивность завихрения Максимальная мощность (при- близительно) Максимальный удельный расход (приблизительно) г/л. с. ч.
Число обор, воздушн. вихря
число оборотов колеич. вала

4 17,7 244
6 24,8 204
8 30,Оз 172
10 32,4 163
12 29,0 177.
Как показывают результаты испытаний, лучшая мощность и мень-
ший расход получаются тогда, когда скорость завихрения воздуха
раз в 9—10 превосходит скорость вращения коленчатого вала.
Три фазы процесса сгорания
Анализ индикаторной диаграммы показывает наличие следующих,
вполне определенных, трех фаз в процессе сгорания в двигателях
Фиг. 82. Типичная индикаторная диа-
грамма дизельмотора.
Фиг. 81. Три фазы процесса сгорания.
1. Период запаздывания, называемый также периодом
скрытого горения (на фиг. 81 обозначен /).
Период запаздывания, постоянный по времени, зависит от ка-
чества топлива, температуры и давления сжатого воздуха и
степени распыла топлива.
2. Период распространения пламени (на фиг. 81 обо-
значен 2).
В течение этого периода пламя распространяется от начального
ядра к основной порции смеси в камере сгорания. 5та фаза строго
определяется количеством топлива и степенью смешения топлива
с воздухом. Давление, получившиеся в периоде запаздывания в
118
данной фазе, зависит от быстроходности двигателя, скорости
впрыска топлива, температуры и давления в момент максималь-
ного сжатия воздуха.
3. Период собственного сгорания (на фиг. 81 обозна-
чен 3).
В этой периоде топливо по мере поступления из форсунки в
камеру сгорания непосредственно сгорает. В этом периоде давле-
ние меняется в зависимости от скорости впрыска топлива. -
На фиг. 81 эти три фазы в процессе сгорания показаны, как
три различных ступени. В действительности эти фазы сливаются;
как показывает индикаторная диаграмма фиг. 82, снятая с быстро-
ходного дизеля при 1500 об/мин.
БЫСТРОХОДНЫЙ ЗОЛОТНИКОВЫЙ ДВИГАТЕЛЬ ТЯЖЕЛОГО
ТОПЛИВА
На основе длительных исследовательских работ Рикардо фирма
Бротерхуд (Peter Brotherhood) впервые поставила производства дви-
гателей тяжелого топлива с золотниковым распределением.
Эта фирма производит двух-трех-и шестицилиндровые двигатели
со стандартной мощностью 50 л. с. в цилиндре. Диаметр цилиндра
190 мм, код поршня 305 мм. Обороты, соответствующие макси-
мальной мощности, 900 в минуту и скорость поршня, соответст-
вующая этим оборотам, равна 9,15 м[сек.
Среднее эффективное давление 5,8 кг/см2, давление сжатия около
34 кг/см2 и максимальное давление около 53 кг)см2.
Цилиндр имеет один золотник; камера сгорания — цилиндриче-
ская, с плоскодонным поршнем (фиг. 83, 84 и 85).
Впрыск топлива производится в завихренный воздух; эта си-
стема подачи топлива достигается тем, что воздух поступает в ка-
меру сгорания тангенциально, а форсунка установлена параллельно
оси цилиндра.
Каждый цилиндр обслуживается отдельным топливным насосом.
Давление впрыска—порядка 350 кг]см2. Начало подачи топлива нор-
мально при 15° до в. м. т.; продолжается подача топлива в течение
10° поворота коленчатого вала.
Шестицилиндровый двигатель в 300 л. с. весит около 18 кг]л. с.,
включая все агрегаты.
Расход топлива при испытанияхполучался равным 172—182г'л. с.ч.
В этом двигателе конструктивный интерес представляют сле-
дующие детали: алюминиевые поршни с шестью поршневыми коль-
цами; шатуны из никелевой стали, сидящие на чугунных втулках;
между последними и шейками вала имеются бронзовые плаваю-
щие вкладыши; стальные цилиндровые головки с предохранитель-
ными клапанами на случай получения чрезмерно высоких давле-
ний в цилиндре; двойные масляные насосы, подающие смазку под
давлением в 1,76 кг/см2, и компрессор для запуска двигателя с
максимальным давлением в 28 кг'см-.
Заслуживает быть отмеченным новый тип двигателя „Юнкере"
с поршнями, движущимися во взаимопротивоположные стороны,
119
Фиг. 83. Быстроходный золотниковый дизельмотор Рикардо-Бротерхуд (Ricardo-
Brotherhood).
I — перепускной клапан; 2 — форсунка; 3 — всасывающая тпуба; 4 — топливный насос; 5 — выхлопная
труба; С —стальной золотник; 7 —.алюминиевый поршень; 8—привод к топливному насосу; 9 — ры-
чаг привода золотника
Фиг. 84. Восьмицилиндровый дизельмотор Бердмора, стоявший на погибшем дири-
жабле R-101.
применяемый в авиации и автотранспорте. Принцип работы этого
двигателя показан на фиг. 86.
Пунктиром показано положение второго цилиндра; двухцилинд-
ровый двигатель имеет пять подшипников, из них два шатунных
и три коренных.
Для этого типа конструкции характерным является уменьшение
числа подшипников, что делает
Фиг. 85- Поперечный разрез дизельмотора
• Бердмор
многоцилиндровую машину ко-
роче.
Эта конструкция обладает
также лучшей уравновешен-
ностью поступательно движу-,
щихся частей. У авиадвигате-
ля два самостоятельных кален-
чатых вала ОТ двух групп
поршней через шестеренча-
тую передачу действуют на
общий вал, на котором сидит
винт.
Фиг. 86. Схема дизельмотора „Юн-
кере" с противоположно движущи-
мися поршнями. Этот тип двигателя
применяется как в автотранспорте^
так и в авиации
Акродвигатель тяжелого топлива
На фиг. 87 показан двигатель с акрокамерой в поршне. Пор-
. шень находится в верхнем мертвом положении; этому положению
соответствует начало впрыска. Камера в поршне имеет цилиндри-
ческую часть и коническую горловину, которая приходится против
места установки форсунки.
Когда поршень находится в в. м. т., камера в поршне наполнена
сжатым воздухом высокой температуры и при впрыске топлива в
ней происходит воспламенение; однако топливо и воздух к этому
моменту не успевают смешаться—смесь образуется постепенно по
121
мере движения поршня от в. м. т. к н. м. т.; сгорание имеет место
в течение половины хода поршня.
При этом быстроходность двигателя не имеет значения, все
впрыскиваемое топливо полностью сгорает.
__________________________Эта конструкция, больше чем ка-
Фиг. 87. Головка цилиндра системы
Акро (Асго) дизельмотора.
1 — водяное пространство; 2 — форсунка;
-3 — конический п оход в акрокямеру;
4 — акрокамера
кая-либо другая, дает процесс по-
степенного сгорания при const,
т. е. ближе к циклу дизеля.
Авиационный дизельмотор Пак-
карда
В 1929 г. в Америке девятицили-
ндровый, звездообразный, воздуш-
ного охлаждения дизель выдержал
50-часовое государственное испы-
тание и дал удовлетворительные
показатели в полете (фиг. 88 и 89).
Данные этого двигателя:
Диаметр цилиндра . 122 мм
Ход поршня ... 152 мм
Мощность при 1900 об/мин. 225 л. с.
Вес............. 232 кг, т. е. 1,03 кг/л. с2
Диаме тр звезды . . 1400 мм
Двигатель давал... до 2010 об/мин
Максимальн. давление в цилиндре... 84 кг)см
Один клапан служит и
упрощает конструкцию.
Необходимое завихре-
ние воздуха для получе-
ния равномерной по со-
ставу смеси достигается
приданием воздуху чрез-
вычайно быстрого круго-
вого движения благодаря ,
выступу на поршне. Воз-
дух поступает тангенци-
ально по отношению к
оси цилиндра.
В дизеле Паккарда сое-
динены в один агрегат
топливный насос и фор-
сунка. причем канал, сое-
диняющий насос и фор-
сунку, получается исклю-
чительно коротким.
Поршень — алюминие-
вый, с двумя газовыми и
•одним маслосборным
кольцами. Днище поршня
как впускной^ и как выхлопной, что
Фиг. 88. Авиационный дизель Паккард. Вид
спереди.
122
фрезеровано с таким расчетом, чтобы струя
вихренный воздух, не ударяясь о дно.
Двигатель снабжен центробежным стартером и
батареей для накала пусковых спиралей
погоду.
топлива попадала в за-
аккумуляторной
при пуске в холодную
Недостатки в двигателях тяже-
лого топлива
Рикардо указывает, на два су-
щественных недостатка, которые
имеют место в двигателях тяже-
лого топлива:
1. Работа двигателя с пере-
грузкой при впрыске большого
количества топлива благодаря
наличию избытка кислорода.
При этом получаются явления,
подобные тем, когда карбюра-
торный двигатель работает на
богатой смеси. Сажа загрязняет
смазку в цилиндре. При продол-
жительной работе получается
прогар поршней. Признаком ра-
боты с перегрузкой является чер-
ный выхлоп.
2. Возможность случайного
раннего впрыска приводит к
чрезвычайно высоким максималь-
ным давлениям (порядка 100 —
110 кг[смъ); при этом давления
возрастают настолько быстро,
Фиг. 89. Продольный разрез авиацион-
ного дизельмотора Паккард.
чго предохранительные клапаны,
благодаря своей инерции, не спасают положения.
К счастью это явление, получающееся вследствие нарушения
правильности регулировки системы впрыска, очень редко имеет
место.
Влияние высотности на работу двигателей тяжелого топлива
До последнего времени, пока не было полетов с двигателями тя-
желого топлива, вопрос влияния высотности освещался на осно-
вании работ, проделанных на двигателе тяжелого топлива Крос-
лея (Cirossley)1; двигатель испытывался при разных нагрузках с
пониженным давлением на всасывании. Испытания проводились при
различных степенях дросселирования воздуха на впуске, с замером
давления в конце хода всасывания индикатором со слабой пру-
жиной. Давления всасывания менялись от 0,14 кг[см2 — для макси-
1 The effect of rcdi ed air pressure etc., on the performance of a solid-injection oil
engine., G. F. Mucklow., Proc. Inst. Autom. Engrs. (1926-^1927).
123
мальной нагрузки до 0,42 кг1см"~ ниже атмосферного — для мини-
мальной нагрузки.
Результаты испытаний приведены на фиг. 91 и 92.
Как показывают кривые, термический к. п. д. при всех нагрузках
падает с уменьшением давления на всасывании и потому удель-
ный расход топлива соответственно повышается.
Фиг. 90. Двухтактный дизель-
мотор Петтера (Petters).
1—всасывающие окна; 2— поступление
воздуха в цилиндр; 3—пусковой кла-
пан; форсунка; б—выхлопное окно.
Фиг. 91. А — Arfl=24,1 л. с.,
В —iVe=38,7 л. с.,
• Nr—53,2 л. с,
I) — Ne—68,1 л. с.
На основании приведенных испытаний можно сделать следую-
щие основные выводы:
1) При постоянных оборотах двигателя и одинаковой мощности
уменьшение давления на всасывании удлиняет период между мо-
ментом впрыска топлива и началом сгорания.
2) Скорость повышения давления после начала сгорания при
данной нагрузке остается почти одинаковой при всех давлениях
на всасывании.
3) При уменьшении давления на всасывании уменьшается макси-
мальное давление в цилиндре, в то же время имеет место боль-
шая потеря тепла из-за догорания в процессе расширения.
4) Повышаются температура выхлопных газов и потери тепла
на охлаждение.
Эти выводы особенно хорошо подтверждаются при условии по-
вышения нагрузки двигателя.
124
Уменьшение термического к. п. д. и соответственное увеличение
удельного расхода топлива при уменьшении давления на всасы-
веНии особенно резко заме-
чаются при повышенных на-
грузках двигателя.
Так, при условии когда
двигатель развивал 68,1 л. с.,
умепьш ние давления на
всасывании на 0,14 кг]см2
приводило к уменьшению
термического к. п. д. на 17%
по отношению к. п. д. при
нормальных условиях.
Такое же уменьшение да-
вления при 24,1 л. с. приво-
дило к уменьшению к. п. д.
на 4,4%.
Высотные условия работы
двигателя в основном со-
Фиг. 92. Влияние высоты на расход топлива
двигателем тяжелого топлива.
ответствуют условиям при
дросселировании воздуха на
всасывании.
На фиг. 93 приведены данные опытов, результаты которых даны
на фиг. 91 и 92, исправленные на уменьшенные давления всасы-
вания.
График фиг. 93 представляет собою высотные характеристики
испытуемых двигателей тяжелого топлива.
фиг. 93. Высотные характеристики двигателя тяжелого топлива.
Топливо для двигателей тяжелого топлива
На двигателях Бердмора, установленных на дирижабле „R-101“,
употреблялось топливо, тщательно отобранное после консультации
со многими фирмами. Это топливо давало лучшие данные в отно-
шении высокой температуры воспламенения и низкой темпера-
туры замерзания.
125
Вязкость топлива обеспечивала хорошее протекание его в тру-
бопроводах при температуре—30° С.
Температура воспламенения у хороших топлив лежит между
82 и 99° С. Топлива, применявшиеся на двигателях Торнадо, не
имели твердых примесей и воды. Вязкость при—17,8° равнялась
0,26 (Poises), это равнозначно 120 сек. по Ридвуду, при уд. в. 0,87,
при 15,5° С (вода при 20° С имеет 0,01—Poise).
Температура воспламенения не ниже 99Q С по показаниям в
аппарате Пенски-Мартина. Содержание серы ниже 0,5%.
Остаток после сгорания не превышал 0.025% по весу.
Содержание асфальта не превышало 1% по весу.
Топливо замерзает в течение часа при температуре
—23,5°С.
Типичная спесификация тяжелых топлив, применяемых для дви-
гателей тяжелого топлива фирмы Мерседес-Бенц следующая:
Уд. в. 0,876.
Температура воспламенения в открытом сосуде 99° С; темпе-
ратура горения 124° С.
Вязкость при 20° С Энглеру—1,4.
Высшая теплотворная способность 11000 кал [кг; низшая теплот-
ворная способность 10 300 кал[кг.
Топлива, обычно применяемые в дизелях, известны под назва-
нием „дизельное топливо" или „газойль". Это—отгоны нефти после
бензина и керосина. Температура кипения этого топлива выше
300° С.
Типичная спецификация дизельного топлива следующая:
Удельный вес при 15,5° С — 0,875.
Температура воспламенения не ниже 66° С.
Содержание воды не выше 0,05%.
Твердые осадки „ „ 0,05%.
Содержание серы „ „ 0,85%.
Теплотворная способность от 10 400 до 10 500 кал[кг.
Вязкость по Редвуду № 1:
116 сек. при 4,5° С 60 сек. при 24° С
75 „ „ 15,5° С 45 „ „ 38° С
Влияние добавления водяных паров к заряду воздуха на работу
двигателя тяжелого топлива
При работе двигателя на дирижабле представляются возмож-
ным эффективно использовать для двигателя часть водорода. Иссле-
дования, произведенные на двигателях тяжелого топлива с доба-
влением небольшого количества водорода, а также и светильного
газа к заряду воздуха, показали, что эти добавления в количестве
3—5% благоприятно влияют на процесс.
Двигатель при добавлении водорода к воздуху работает менее
жестко. Однако эти добавления приводят к уменьшению терми-
ческого к. п. д. и слегка повышают температуру выхлопных газов.
Добавление 3% водорода к воздуху по объему уменьшает терми-
ческий к. п. д. на 5,3°/о—при максимальной нагрузке и на, 10,9% —
при минимальной нагрузке.
126
При добавке водорода термический к. п.д. уменьшается до своего-
минимального значения. Дальнейшее увеличение водорода приво-
дит к возрастанию термического к. п. д. с одновременным возра-
станием тенденции к самовоспламенению смеси при температуре
и давлении сжатия.
Добавление небольших количеств водорода или светильного
газа давало небольшое увеличение тепла, ушедшего с выхлопными
газами, и соответственно повышало температуры последних, при-
чем увеличение температуры выхлопных газов и вытекающих
отсюда тепловых потерь при добавлении означенных газов было
одинаково при всех нагрузках и не зависело от того, добавлялся
ли водород или светильный газ.
Добавление 1% газов к воздуху приводит к повышению темпе-
ратуры выхлопных газов приблизительно на 5°С. Исследования
также показали, что небольшие примеси водорода уменьшают
скорость процесса сгорания и слегка понижают максимальное да-
вление в цилиндре.
Уменьшение максимального давления с увеличением количества
прибавляемого водорода было почти одинаковое при всех нагруз-
ках двигателя и равно приблизительно 0,28 кг[см2 при увеличении
отношения водорода к воздуху на 1% по объему.
Как уже указывалось, прибавление водорода уменьшает ско-
рость возрастания давления во время процесса сгорания; однако-
если эта добавка превзойдет определенную величину, то умень-
шение это прекращается.
ГЛАВА ПЯТАЯ
КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА БЫСТРОХОДНЫХ ДВИГА-
ТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Общие соображения
В предыдущих главах были рассмотрены с теоретической и экс-
периментальной сторон вопросы, касающиеся развиваемой двига-
телем мощности, и факторы, влияющие на нее.
В настоящей главе будут рассмотрены вопросы практического
использования тепловой энергии топлива, а также кинематика и
динамика двигателя. Назначение механизма любого двигателя внут-
реннего сгорания состоит в превращении тепловой энергии топлива
в механическую работу. В обычных нормальных бензиновых дви-
гателях (которые только и будут рассматриваться в этой главе)
это превращение совершается посредством кривошипно-шатунного
механизма.
Перемещение поршня и угол, поворота кривошипа
Для конструктора является весьма важным знать точное поло-
жение поршня при различных положениях кривошипа.
Существует два способа определения положения поршня: ана-
литический и графический. Рассмотрим первый из них.
Введем согласно фиг. 94 следующие обозначения:
г—радиус кривошипа;
I — длина шатуна;
0 — угол поворота' кривошипа, отсчитываемый по направлению
вращения от оси цилиндра АА';
х — перемещение поршня от точки А, т. е. от в. м т.
Тогда согласно принятым обозначениям и фиг. 94 будем иметь
следующие соотношения:
х = АР=А'Е.
(1)
Точка Е является точкой пересечения окружности (описанной
из точки Р как из центра радиусом, равным длине шатуна /) с
осью цилиндра.
А'Е = A'D Д-DE = (А'О — DO)-j-DE = (r—r- cos6)-f-
-)-Z — V P— r-’sin2 6 = r(l —- cos f 1 — 1 —~ sin0 Y (2)
128
Обозначим отношение длили шатуна I к радиусу кривошипа г
через X, т. е.
тогда
1 _ sinIfJ
2Л2
или приблизительно
Л- = Г(1 — cos0) + =4a
(1 — cos 20).
(3)
% = /'('! —cos
Если бы движение поршня было просто гармоничным, т. е.
если бы шатун имел бесконечную длину (фиг. 95), тогда уравне-
ние пути поршня приняло бы следующий вид:
л = г(1—cosO). (4)
Следовательно, второй член ур-ния (3) учитывает конечную дли-
ну шатуна, и пренебрежение им вызывает ошибку, равную
г = -£-(1 — cos 20).
Максимальное значение этой ошибки или погрешности будет, когда
т. е. когда О = 90° или 0 =«= 270°, тогда
Минимум погрешности будет при 6 = 0 и 0 —180°, т. е. в край-
них положениях поршня.
Перемещение поршня с эксцентриситетом
Для исследования вопросовуравновешенности двигателя необхо-
димо уметь находить положение поршня при любом положении
кривошипа. В некоторых двигателях путь поршня смещен по от-
Э Джо дж
124
ношению к оси цилиндра по причинам, которые будут рассмот-
рены позже. Пусть на фиг. 96 соответственно означают: Ъ — экс-
центриситет и а = ОР. Тогда из треугольника РОС (фиг. 96) бу-
дем иметь:
Р — а2-\-г2— 2ar cos 0. (5)
Фиг. 97.
Фиг. 96.
кроме того
Из (6) имеем:
л2 Ъ2 - а2.
(3)
cos6 = cos(3 — a) = cos Р • cos a-f-sin p • sina. (9)
Подставляя в ур-ние (5) значения из формул (7), (8) и (9), по-
лучим:
х2— (2r-cos — 2&-r-sin[3 — /2 = 0. (10)
Решая это уравнение в отношении х, получим:
x=rcos • cos20-t-/2 — b2 — P-]-2br - sin(5-
Совершенно понятно, что в данном случае отрицательное зна-
чение корня неприменимо. Выражая все через cos р и имея sin2P —
= 1 — cos2 р, получим:
х= rcosp-j-V/2— b2 — г2 — г2 cos р 2d • г 1^1 — cos213. (11)
Разлагая в ряд последний член подкоренного выражения, по-
лучим:
/1 2 04— 1 cos3p cos4 Р cos6B
(1 — cos2 0) 2 = 1--_—г-----—г------,с—— • • и т. д.
z о 1Ь
130
Подставляя это значение в ур-ние (11), получим:
д. = г • COS А + ]/ (Z« — г>2-|-26 • Г — -f- (г2 — Ь . r) COS2 ft — COS* ИТ. Д- (12)
Это выражение можно еще упростить, если пренебречь косину-
сом высших степеней.
Произведем следующую замену:
А = Z2 — ЬаЦ-2Ьг— А
к
В = г(Ъ— г).
Подставляя эти значения в ф-лу (12), получим:
1 д 5 Л 9
х = г сойр + Д 2+ 2^22 cos2 2 cos4 0и т.д. (13)
Ф ла (13) в окончательном виде изображает положение поршня
при любом положении кривошипа. Написанная в таком виде она
удобна для целей диференцирования, т. е. для целей нахождения
скорости и ускорения поршня.
Основным назначением устройства эксцентриситета является
стремление уменьшить давление газа на стенки цилиндра во вре-
мя рабочего хода за счет уменьшения наклона шатуна. При таком
устройстве кривошипно-шатунного механизма получается замед-
ленное движение поршня в начале рабочего х^да, что предста-
вляет несомненное преимущество с точки зрения сгорания.
В практике эксцентриситет составляет от ’/в до ’/в диаметра
цилиндра.
Влияние эксцентриситета можно легко изучить, гостроив две
индекаторные диаграммы для нормального двигателя и для двига-
теля с эксцентриситетом. Положение поршня при любом угле по-
ворота кривошипа находим обычным способом. При движении
поршня вниз, т. е. во время ходов всасывания и выхлопа, проис-
ходит отставание поршня с эксцентриситетом по сравнению с нор-
мальным; при движении же поршня вверх, т. е. во время хода
сжатия и выхлопа, происходит опережение.
У двигателя с эксцентричным движением псршня ход послед-
него больше, чем у нормального двигателя, хотя расстояние от
в. м. т. до центра кривошипа у первого немного меньше. Это об-
стоятельство дает возможность делать цилиндры у них немного
короче.
На фиг. 141 показан прерывистой линией путь кривошипа нор-
мального двигателя и сплошной—двигателя с эксцентричным дви-
жением поршня: соответствующие точки пути последнего для
обоих случаев легко определить из этой диаграммы, ная длину
шатуна.
Если для простоты рассуждений считать шатун бесконечной
длины, то выражение для пути поршня примет простой вид:
х = г(1 — cos 0),
9® 131
т. е. ход поршня будет в этом случае выражаться кривой сину-
соидой. Очень удобным методом определения положения поршня,
при любом положении кривошипа, является круги Мюллера, пока-
занные на фиг. 98. Построение этих кругов следующее. Пусть
АВЕ есть линия хода поршня, Ос - радиус кривошипа и cP—длина
шатуна. Из точки О как из центра проводим три окружности
радиусами:
OI — г ...........1с I
ОА = г-\-1.............X
и
ОВ — 1 — r.............Z
Дальше из точки / как
из центра проводим окруж-
ность Y радиусом I. Теперь
если требуется найти поло-
жение поршня, т. е. вели-
чину пройденного им пути
для какого-либо положения
кривошипа (предположим
для случая, показанного на
фиг. 98), достаточно про-
должить длину радиуса кри-
вошипа до пересечения с
последней окружностью.
Расстояние между двумя
последними окружностями
(отрезок аЬ) и будет рав-
но пройденному пути.
Для доказательства этого
Фиг. 98. соединяем точку Ъ с точ-
ками I и Р, а точку / сточ-
кой с. Из построения видно, что треугольники 1сЬ и 1сР равны
между собой во всех отношениях; следовательно;
cb — Р1\ са = IA = I и аЪ = АР.
Для быстрого нахождения положения поршня при любом поло-
жении кривошипа, или наоборот очень удобным способом явля-
ются полярные кривые.
Метод построения этих кривых таков. Из различных точек по-
ложения поршня, соответствующих определенным углам поворота
кривошипа, делаем засечку на линии хода радиусом, равным дли-
не шатуна. Получаем какую-либо точку Е. Дальше из точки О
как из центра проводим окружность до пересечения с линией
радиуса кривошипа ОС, получаем точку R. Отрезок CR в данном
случае будет изображать расстояние, пройденное поршнем от его
крайнего положения. Продолжая подобное построение для раз-
личных углов поворота кривошипа, получим две полярных кри-
вых, подобных показанным на фиг. 99. В случае с шатуном беско-
132
печной длины эти кривые будут двумя окружностями с диа-
метрами, равными радиусу кривошипа, и центрами, находящимися
на продолжении линии хода поршня. Чем больше наклон шатуна,
тем эти кривые дальше удаляются от окружностей. Обычно при-
меняется другой, довольно удобный, метод построения в коорди-
натных осях пути поршня в функции угла поворота кривошипа.
Если требуется найти скорость поршня для какого-либо поло-
жения кривошипа, то поступаем следующим образом. Предполо-
жим для простоты исследования длину шатуна очень большой,
так что движение поршня выражается законом простой гармоники.
Тогда по фиг. 95 перемещение поршня от его центра будет равно:
х—г (1 — cosO).
Скорость поршня будет:
dx . .de
Г-= dt=rs"'e м'
de
но —есть окружная скорость кривошипа, линейная скорость
которого равна:
de.
di’
тогда скорость
равна:
поршня будет
Vp = KsinO.
Фиг. 99.
Таким образом скорость точ-
ки Р (фиг. 95) изменяется по
закону синуса и имеет макси-
мум, когда 6=90°. Скорость этой
точки равна скорости поршня
при бесконечной длине шатуна.
В крайних своих положениях,
т. е. в мертвых точках, скорость поршня
случай с конечной длиной шатуна I. Ранее мы уже
уравнение пути поршня для этого случая (фиг. 94),
имеет вид:
х = г(1 —cos
равна нулю. Рассмотрим
вывели
которое
1
/
— г2 • sin2 6>-
Для получения скорости поршня продиференцируем это выр . е-
ние по времени; получим:
dx rid0 , г- • 2sin6 j_cosO de
dt~r Sin0 +2j</2_ p sin20 ' dt'
Так же как и в предыдущем:
V- = rdt
133
Подставляя эго значение в предыдущую формулу, получим:
IZ=Vcsin6 1
г cos 6
\Л/2— r2sina6
(а)
Таким образом
ражается вторым
видно, что влияние конечной длины шатуна вы-
членом последней формулы:
г sin2 6
2 j/72—r2sin20
Для нахождения максимума
выражение (а) и приравняем
скорости поршня продиференцируем
его к нулю; получим:
dt г
г • Р • cos 20—J—r3sin46 Q
(Z2— г2 sin2О)3
или
Г- /4 /4
sin6 0------—sin4 0------sin2 64- . =0.
г- г4 1 г4
Решая это уравнение, получаем значение угла поворота криво-
шипа, при котором скорость поршня равна нулю.
Как пример применения этого выражения для практических це-
лей, приводим небольшую таблицу зависимости отношения длины
шатуна / к радиусу кривошипа
(от угла поворота кривошипа, при котором скорость поршня
имеет максимум).
г Угол поворота кривошипа от в. м. т., при котором скорость поршня имеет максимум
3 73
4 77
5 79
6 81
Отсюда видно, что чем длиннее шатун, тем больше приближается
к середине хода максимум скорости поршня и, таким образом,
тем ближе движение шатуна приближается к простому гармони-
ческому движению.
ГРАФИЧЕСКИЙ МЕТОД ОПРЕДЕЛЕНИЯ СКОРОСТИ ПОРШНЯ
Пусть, как указано на фиг. 100, будут:
V—скорость поршня в какой-либо точке Р;
К— линейная скорость кривошипа, которая будет постоянной
величиной. В любой точке эта скорость имеет направле-
ние, нормальное радиусу кривошипа.
134
Из фиг. 100 имеем:
Vp • cos у = Vc • cos р,
[И
I/^=_cos3_sinjOC7'_OT_ sin(ср-f- 0)
IZC Coss sin OTC~OC~ cos<f
Таким образом отрезок ОТ (являющийся пересечением линии
шатуна с вертикальным диаметром) изображает, в определен-
ном масштабе, скорость поршня, соответствующую данному поло-
жению кривошипа.
Из последнего выражения видно, что скорость поршня имеет
максимум, когда угол ОСТ равен 90°, т. е. когда кривошип зани-
мает положение, перпендикулярное линии хода поршня.
Выражение скорости поршня в этом случае примет следующий
вид:
1/^-^
р sinOTC
Применяя графический ме-
тод определения скорости
поршня для любых значений
Фиг. 101.
Фиг. 1С0.
углов поворота кривошипа, получим две полярных кривых, как
показано на фиг. 101, построенных в данном случае для
При очень большой длине шатуна эти полярные кривые прев-
ращаются в правильные окружности с диаметром, равным радиусу
кривошипа, и с центрами, лежащими на вертикальном диаметре.
Общий метод построения полярной кривой на линии хода поршня
показан на фиг. 102. В этой фигуре Od=r, dc = l и df= Vc.
Если из точки f пэовести линию, параллельную de, до пересече-
ния с перпендикуляром восставленным из точки с, тогда линия
eg будет в определенном масштабе изображать скорость поршня
в точке с. Таким построением можно определить скорость порш-
ня для всех положений кривошипа.
Если требуется найти угловую скорость шатуна вокруг поршне-
вого пальца, то ее можно определить из выражения скорости тре-
ния поверхности подшипника пальца.
1?5
Исходя из диаграммы фиг. 100, имеем:
/ • sin ср= г • sin 0 = CD,
или
I cos <х> • cfy = г cos 6 - с/0;
отсюда:
г.’cos6___DO СТ
df) L • cos © DP СР
Следовательно, угловая скорость шатуна вокруг поршневого
пальца будет равна нулю, когда С7'=0, т. е. когда кривсшии
перпендикулярен линии хода, и максимуму, — когда СТ=г, т. е.
когда шатун и кривошип будут на одной линии — линии хода
поршня.
Если обозначить через2%( угловую скорость шатуна и через ©,
I
угловую скорость кривошипа, а = Л, то в последнем случае бу-
дем иметь:
Фиг. 102.
пальца, а — угловая скорость
2~ • п
^=’60 “
Действительная макси-
мальная скорость трения
верхней головки шатуна в
поршневом пальце будет:
К,(=ч,.-«= ’ (1)
где о—радиус поршневого
кривошипа. Так как
к • п
30 ’
то
.. __ а • - п
~ 30 ‘
Подобно этому скорость трения шатунной шейки кривошипа бу-
дет равняться:
РТ
^кр ’ юкр СТ ‘
Максимум этой скорости будет, когда СТ = г и равный:
136
Средняя скорость и ускорение поршня
В то время как кривошип пройдет путь, равный 2~г, поршень
сделает два хода и суммарный пройденный им путь будет равен 4г_
Средняя скорость поршня будет равна:
V^'=Q -К— -К.
р 2к г с к “
На полярной кривой эта средняя скорость может быть изобра-
2
жена окружностью • Ц., описанной из точки О как из центра.
ТЕ
Выраженная в прямоугольных координатах, эта скорость выразится
2
прямой линией, высотою _ Vc.
Возвращаясь снова к фиг. 94, будем иметь:
/1 L 1 ( 1 У/2—r2Sin!6\
л' = г(1—cos0) ф-Z I 1— .----1
\ (2 7
Диференцируя это выражение по времени, получим скорость
поршня в точке Р, т. е.
v =dx =
р dt
Vc sin 6 I 1 +
г • cos 6 Л
]/I2—г2 sin5 07 *
(Q
Диференцируя последнее выражение, получим ускорение поршня
в точке Р, т. е.
. бД/„ dxl V2 ( - гР • cos2 0 —73 • sin40\
Д = ,А= =-- I cos6 -------------------1---——
р dt dt1 г V (/2 — Р sin5 Щ /
<2)
Когда поршень находится в своих крайних положениях, его»
ускорение имеет максимальное значение. Так, при 0 = 0°, когда
поршень находится в в. м. т., ускорение его равно
[
Г \ I )
и при 0 —180°, когда поршень находится в н. м. т., ускорение
его равно
В последнем случае получается замедление или отрицательное'
ускорение.
Выражая ускорение поршня в этих крайних точках его путю
через обороты коленчатого вала, получим:
. к5 • Р • п2 ( , , г \ ,
Д Л =------------.-7г--I 1 —1“ ) .и:сек ,
Р : ри 0=0° 900 \ / /
___ тР Р п2 d г \
л при 6 — 1 ‘.о° . 900 у I )
137’
Из общего выражения можно определить ускорение поршня при
.любом положении кривошипа, подставляя в это выражение соот-
ветствующие значения углов 6.
Однако для целей проектирования достаточно знать величину
ускорения в крайних точках и значение угла 6, при котором уско-
рение равно нулю.
Ускорение поршня равно нулю, когда скорость поршня равна
максимуму, чему, как уже упоминалось, соответствует уравнение:
sin6 О — ~ sin4 6 —~ sin2 0 4- --г = 0.
Г1 /Л I
Решив это уравнение и подставив найденное значение угла В в
•ур-ние (2), получим нулевое ускорение.
При 0 = 90° ускорение поршня равно:
А - V'2
р при 6=90^ [2_г2
'Эти уравнения ускорения при различных значениях 0 удобны для
построения диаграммы ускорений.
При бесконечной длине шатуна ускорение поршня для любого по-
ложения кривошипа будет иметь вид:
V2
А = ‘ --cos 6. (3)
Таким образом в ур-нии (2) второй член, стоящий в скобках,
-учитывает наклон шатуна благодаря его конечной длине.
•ГРАФИЧЕСКИЙ МЕТОД ПОСТРОЕНИЯ УСКОРЕНИЯ ПОРШНЯ
Из предыдущего изложения становится ясным, что если извест-
на скорость поршня при различных значениях углов поворота
кривошипа В, то ускорение легко можно найти, так как оно пред-
ставляет собой быстроту изменения скорости по времени.
Здесь будет рассмотрен общий метод построения диаграмм
ускорений. Представим себе окружность, описанную радиусом,
равным длине кривошипа, разбитую на несколько равных частей.
Затем из точки О (фиг. 103) как из центра проводим ряд векто-
ров 0.4, ОВ и ОС на расстояниях, соответствующих равным про-
межуткам времени. Величина этих векторов должна в определен-
ном масштабе соответствовать величине скорости поршня в данный
момент.
Пусть Vj, V2 и Va изображают величину этих скоростей, тогда
среднее ускорение поршня в промежутке между положениями
^кривошипа ОА и ОВ за промежуток времени St будет равно:
.133
Среднее ускорение между положениями кривошипа ОВ и ОС
будет:
Vs V2
St
Если мы будем уменьшать промежуток времени, то в пределе
точки А, В и С будут стремиться слиться в одну и ускорение в
точке В будет изображаться тангенсом угла наклона кривой в этой
точке.
Совершенно аналогичную картину получим, если на линейной
кривой скорости поршня, построенной в функции угла поворота
кривошипа, будем откладывать ординаты на равных промежутках
времени. Разность в высоте любой пары ординат будет выражать
ускорение поршня за данный промежуток времени.
Обращаясь к фиг. 104, в котор й ординаты АВ, А'В' и А"В"
построены на равных промежутках времени, будем иметь среднее
ускорение поршня в промежутке АА1, равное:
Ух — У
iit
Проводя между соседними ординатами линии, пропорциональные
— У, У1—У2 и т- Д-, получим кривую средних ускорений
поршня. С другой стороны, если провести ряд касательных к раз-
личным точкам кривой скорости поршня, то тангенсы углов нак-
лона этих касательных к линии АА" будут пропорциональны
ускорениям в этих точках.
Изложенный выше графический метод определения уско-
рения может быть применим к нахождению ускорения любого
Механизма, если для него построены кривые скоростей. Обычно
«ривые ускорения поршня строят в функции его хода.
Максимальное и нулевое ускорение обычно находится методом,
изложенным ранее, т. е. подсчетом по формуле.
139
Подсчитав по формуле ускорения для одной или двух промежу-
точных точек, можно с достаточной точностью построить кривую
Фиг. 105.
ускорений поршня.
Построенная, таким
образом, кривая уско-
рений показана на
фиг. 105, из которой
видно, что ускорение
имеет максимум, когда
поршень находится в
н. м. т. Затем ускоре-
ние постепенно умень-
шается, доходя до ну-
ля, примерно в сере-
дине хода поршня, по-
сле чего переходит в
отрицательное ускоре-
ние. Максимальная ве-
личина отрицательного ускорения соответствует в. м. т. поршня.
Пунктирной линией на этом графике показано ускорение поршня
для случая, когда шатун имеет бесконечную длину. Чем больше
наклон шатуна (т. е. чем меньше его длина), тем большее значе-
ние имеют максимумы положительного и отрицательного ускоре-
ний. Следует напомнить, что максимальное положительное уско-
рение определяет величину инерционных усилий поступательно
движущихся масс.
Метод Клейна
Графический метод определения ускорения поршня, предложен-
ный Клейном, иллюстрируется фиг. 106. Построение этого графика
производится следующим образом.
Продолжаем длину шатуна PC
до пересечения с вертикальным
диаметром в точке N и радиу-
сом CN строим окружность. Затем
из точки Е, лежащей посредине
длины шатуна, проводим окруж-
ность радиусом ЕС и соединяем
точку Е с G линией до пересече-
ния линии хода поршня в точке Н.
Ускорение поршня в точке Р бу-
дет тогда равно
Ар = ^,;рНО,
где —окружная скорость кривошипа.
Для доказательства справедливости этой формулы поступаем
следующим образом: восставляем из точки О перпендикуляр
к линии CN, затем проводим линию НК, параллельную СМ. Как
уже ранее указывалось, если Vc — линейная скорость кривошипа, а
140
tiJ tUtp — окружные скорости шатуна и кривошипа соответствен-
но, то
( CN\
Ыкр pQ J '
Ускорение точки С вдоль СО равняется ыкр2(СО) и вдоль ша-
туна оно равно ыкр2 (СМ).
Ускорение поршня вдоль длины шатуна PC будет равно:
Ч? (LC-\- CM) = wj L-M = wj HK.
Ускорение поршня в направлении его движения будет равно:
%.2 ^^)-=^но.
ИНЕРЦИОННЫЕ СИЛЫ ПОСТУПАТЕЛЬНО ДВИЖУЩИХСЯ
МАСС
Как уже указывалось ранее, ускорение поршня изменяется за
время его хода по величине и по направлению. Для того чтобы
вызвать ускорение поршня, обладающего определенной массой,
требуется определенная сила.
Если М — Macci поршня в га и А — ускорение в м^ек2, тогда
сила, потребная для того чтобы вызвать это ускорение, будет
равна:
о М-А
г ==---
g
где g — ускорение силы тяжести, равное 9,81 м[сек2.
Так как М и g постоянные величины, то отсюда следует, что
действующая сила будет изменяться прямо пропорционально А и
для нее можно построить в соответствующем масштабе диаграмму
изменений.
Сила инерции в начале
хода поршня, т.е.в в. м. т., будет равна: _М or г . _
и в н. м. т.:
F = г ([ +Х)
<5
коленчатого вала, получим:
Выражая в этих формулах окружную скорость кривошипа через
число оборотов
м
g ' 900

Обращаясь к
как диаграмму^
фиг. 107, которую теперь можно рассматривать,
ускорения силы, можно видеть, что ускорение
141
эквивалентно уменьшению давлению газов на поршень в первой
части его хода во время такта сжатия и увеличению его — во вто-
рой части хода, когда ускорение имеет отрицательную величину.
Влияние ускорения силы на рабочий ход поршня понятно из
рассмотрения индикаторной диаграммы фиг. 107.
Заштрихованная площадь изображает индикаторную диаграмму,
с учетом влияния сил инерции. Для получения величины поправки
на влияние силы инерции в какой-либо точке хода поршня надо
силу инерции /•' в этой точке разделить на площадь поршня.
Таким образом инерционное давление на поршень равно:
вызывающей ускорение поршня,
ж/’
Ход сЖатия Рабочий ход
Фиг. 107. п = 1000 об/мин.
4 F _ 4МА
пО1 g'
где D—диаметр поршня.
В двигателях с вертикальным расположением цилиндров к силе,
должен быть прибавлен вес
поршня при его движении
от в. м. т. к н. м. т. и выч-
тен при обратном движении.
Так как в большинстве
автомобильных и авиацион-
ных двигателей вес поршня
составляет не больше 1 кг,
а площадь поршня около
100 см* и более, то влияние
собственного веса поршня
будет незначительным по
сравнению с давлением га-
зов и инерционным давле-
нием.
Из фиг. 107 видно, что инерционные силы поступательно дви-
жущихся масс стремятся делать постоянными давления взрыва
при сгорании рабочей смеси. Вследствие же замедления движения
поршня в конце хода сжатия уменьшается живая сила, которую
должен давать маховик в одноцилиндровой и двухцилиндровой
машине. Благодаря замедлению движения поршня при ходе сжа-
тия уменьшается давление на поршневой палец.
Для уменьшения инерционных сил надо стремиться к облегче-
нию поступательно движущихся частей двигателя, так как при
данной скорости поршня эти силы изменяются прямо пропорцио-
нально движущимся массам. Здесь надо заметить, что инерцион-
ные силы никакой работы не производят и что энергия, использо-
ванная при ускорении поступательно движущихся масс, возвра-
щается обратно при их замедлении. Это можно подтвердить
исследованием фиг. 107, где приращение площади за одну часть
цикла равно уменьшению за другую часть.
Малый вес поступательно движущихся масс существенным обра-
зом влияет на уменьшение давления на подшипники.
При наличии тяжелых поршней и шатунов эти давления могут
оказаться даже чрезмерными, и так как трение является неизбеж-
ным спутником этого, то потеря мощности увеличивается при
142
увеличении веса поступательно движущихся масс. При наличию
тяжелых поступательно движущихся масс затрудняется нормальная
смазка подшипников, которая в этих случаях и при больших чис-
лах оборотов нередко выдавливается из подшипников. Кроме того
интенсивность вибраций, вследствие неуравновешенности, изме-
няется прямо пропорционально массам поступательно движущихся
частей. Эти вибрации являются основной причиной ненормальных,
взносов и всякого рода неполадок.
В быстроходных двигателях силы инерции часто превышают
давление вспышки и существенным образом изменяют суммарные
давления и крутящий момент. oatf
В автомобильных и мотоциклетных двигателях, делающих
2500 об/мин и больше, давление от сил инерции и вызываемые ими
изнашивания достигают значительно большей величины давле-
и
21 1
'^Индикаторное давление-
Инерционное давление-
Рабочий хаб -
Ход сМтия
-14 -
Фиг. 108. л =2500 об/мин.
Мндикат тлен^
Инерционн даЫен
линии, представляет работу.
ния газов.
На фиг. 108 приведены
кривые давления газов на
поршень, исправленные на
действие сил инерции для
двигателя, делающего 2500
об/мин и имеющего вес
поступательно движущихся
масс 1,36 кг на один ци-
линдр. Как видно из фи-
гуры, давления от сил инер-
ции очень высоки и они
существенным образом из-
меняют характер и форму
индикаторной диаграммы.
В диаграмме фиг. 108 пло-
щадь, лежащая выше н
произведенную поршнем, в то время как площадь, лежащая под
этой линией, изображает работу, которую получает поршень для
ускорения поступательно движущихся масс или для сжатия газов.
Следует заметить, что к концу хода сжатия инерционная энер-
гия отдается обратно и в гораздо большем количестве1, чем это
необходимо для сжатия газов.
Из диаграммы давления газов мы можем определить силу, да-
вящую на поршневой палец. Площадь, лежащая выше нулевой ли-
нии, представляет положительное давление поршня на поршневой
палец, тогда как нижняя площадь преаставляет давление шатуна
на поршневой палец в направлении хода поршня. Внезапная пе-
ремена в конце хода сжатия направления полной силы, давящей
на поршневой палец, на практике приводит к резким стукам при
наличии зазора между поршневым пальцем и верхней головкой
шатуна.
Данные инерционных давлений
Как уже было указано, инерционное давление, выраженное
в яа/сле2 площ щи поршня зависит от веса поступательно движущихся
частей и от сил, вызывающих ускорение или замедление, которые,
-.43
ф свою очередь,- зависят от отношения длины шатуна к радиусу
кривошипа и максимального числа оборотов коленчатого вала.
Совершенно очевидно, насколько важной задачей является
уменьшение веса поршня и шатуна до минимума, в результате
чего инерционные давления (при данном числе оборотов двига-
-теля) будут минимальными. У ш_стицилиндрового авиационного
.двигателя „Мерседес" в 260 л. с. полный вес поршня, отнесенный
>к 1 см- площади поршня, равнялся 0,0242 кг[см2, в tg время как
полный вес поступательно движущихся масс равнялся 0,0298 кг1сма.
При максимальных оборотах, равных 1400 об/мин, получались
у этого двигателя следующие величины инерционных давлений,
«отнесенных к площади поршня:
В в. м. т. . ..........7,50 кг}см2
В н. м. т. ............4,25 „
Среднее давление..............5,87 „
В этом случае среднее давление от сил инерции составляло 0,9
«от среднего эффективного давления.
Двигатель „Мерседес" имел чугунные поршни. Применение в со-
®ременных конструкциях авиационных двигателей алюминиевых
поршней уменьшает их вес до 0,012 кг[см2 площади поршня.
В быстроходном бензиновом двигателе со степенью сжатия 5 и раз-
мерами 100Х150льм среднее индикаторное давление = 9,2 кг/см2
.и максимальное давление вспышки равно 30 кг[с.м2. Вес поступа-
тельно движущихся масс был равен 1,13 кг, или до 0,014 кг[см2
.площади поршня. Среднее давление газов за полный цикл четырех-
тактного двигателя (720°) при 3000 об/мин можно приблизительно
подсчитать по формуле:
(полезное среднее давление-)-2 давления сжатия ф-
। \ 9,2 ф-3,6 ф-0,4 .
ф- давление насосных потерь) =---!—-—1-----= 3,3 кг/см2.
Среднее инерционное давление для этого случая равно 5,36 кг’.см1,
Около одной трети от этого инерционного давления надо отнести
за счет трения поршня, так что чистое инерционное давление бу-
дет равно:
9
Рт = „ -5,36 = 3,58 кг/см2.
О
Как видно, среднее давление газов и сил инерции почти одина-
ковы по величине и действуют совместно в течение отдельных ча-
-стей цикла.
Инерционные силы авиационного двигателя
Для иллюстрации метода нахождения инерционных сил на прак-
тике рассмотрим более подробно случай с авиационным двигате-
лем „Либерти" в 400 л. с.
144
Двигатель этот достаточно хорошо известен; он имеет следую-
щие данные:
Диаметр поршня....................... 127 мм
Ход поршня..................• . . . . 178
Отношение хода поршня к диаметру . . . 1,4
Рабочий объем одного цилиндра ....... 2,7 л
Степень сжатия е..................... 5,0 и 54
Номинальная эффективная мощность . . . ^=400 л. с.
Номинальное число оборотов вала . . • . п=1750 обомни
Приблизительный сухой вес двигателя . . 366 кг
Вес алюминиевого поршня с кольцами . . 1,72 „
Верхний конец шатуна................. 0,555 я
Поршневой палец с замками............ 0,476 „
Вес поступательно движущихся частей . . 2,75 „
Длина шатуна . . •................... 305 мм
Диаметр коренных шеек............... 66,5 „
„ шатунных „ ............. 60 „
Длина „ „ ............. 57
„ промежуточных подшипников . 44,5 „
„ переднего подшипника........ ПО „
„ заднего „ ......... 47,6 „
Число подшипников.................... 7 „
Силы инерции, как уже упоминалось, существенно изменяют
силы давления газов и, следовательно, крутящий момент дви-
гателя.
Для исследования результирующего давления от сил газов и сил
инерции целесообразно построить отдельные диаграммы для этих
сил в зависимости от хода поршня или угла поворота криво-
шипа.
Инерционные силы можно довольно точно подсчитать по основ-
ной формуле, беря только лишь первую гармонику:
FUH=M • г- wa
где М — масса поступательно движущихся частей;
г—радиус кривошипа;
ю — угловая скорость кривошипа;
X — отношение длины шатуна к радиусу кривошипа;
6 —угол поворота кривошипа.
По этой формуле легко определить величины F для различных
У лов поворота кривошипа и построить кривые Н=/(6) для пол-
ного периода.
J На фиг. 109 построены кривые сил инерции по этой формуле.
*ам же построены силы давления газов, полученные из индика-
торной диаграммы. Силы, расположенные ниже нулевой линии,
Действуют в цилиндре снизу вверх, а выше нулевой линии—
вверху вниз. Необходимо также иметь в виду, что во всех слу-
чаях эти силы действуют в направлений оси цилиндра и что
"рафик фиг. 109 построен для одного цилиндра.
10 Джодж.
145
В результате алгебраического сложения сил инерции (кривая М
с силами газовыми (кривая Л) получим результирующую кри,
вую С.
В течение первой части хода поршня до точки, где шатун нахо.
дится под прямым углом к кривошипу, силы давления газов изме-
няюгся силами инерции. За вторую же часть хода, до н. м. т.
поглощенная силами инерции энергия давления газов снова вос-
станавливается, однако, в несколько меньшем количестве за счет
потерь на трение.
После того как .криво-
шип пройдет мертвые
точки, инерционные силы
становятся больше сил
давленияи действуют в об-
ратном направлении до,
тех пор, пока шатун не
встанет подпрямымуглом
к кривошипу по ходу вы-
хлопа. От этого положе-
ния и до в. м. т. силы
инерции как бы возвра-
щают обратно поглощен-
ную ими в предыдущем
энергию газов и помога-
ют движению.
Во время такта всасы-
вания (от 360 до 540')
ствующих по оси цилиндра авиационного двига-
теля Либерти
преобладают инерционные силы; в последующем такте сжатия они
также преобладают, действуя как силы сопротивления крутящему
моменту в первую часть хода от 540 до 630° поворота криво-
шипа. В конце хода сжатия силы инерции и силы газов практи-
чески уравновешивают друг друга.
Максимальное значение силы инерции получается в начальный
период ускорения и равно приблизительно среднему давлению
газов на поршень, т. е. около 16 кг/см1 для данного случая, ил i
равно половине максимального значения результирующего дав-
ления.
Для подсчета давлений на подшипники при каком-либо положе-
нии кривошипа необходимо знать:
а) давление газов вдоль оси цилиндра,
б) силы инерции, действующие по оеи цилиндра,
в) центробежные силы, действующие вдоль радиуса кривошипа.
Совместное действие пп. „а“ и „6“ изображено на фиг. 109.
Центробежную силу находим по формуле:
ДС = 7И • w2 • г,
где все величины известны.
Для нахождения результирующей от совместного действия всех
трех сил обоих цилиндров, действующих на одну общую шейку
коленчатого вала, строим график, как на фиг. 110. Здесь осевые
линии цилиндров, расположенные под углом 45° обозначены со-
146
ответственно LO и А?О. Кривошип находится под углом 60° по
отношению к оси LO В этом положении крутящий момент от ци-
линдра LO близок к максимуму. Как видно из схемы фиг. 110
здесь действуют три силы:
1. Результирующая газовых и инерционных сил, действующая,
по оси LO, которую мы обозначим через Fl.
2. Результирующая другого цилиндра FR и центробежная сила
F действующая по радиусу кривошипа.
Фиг. ПО. Диаграмма результирующего
давления, действующего на шатунную
шейку.
Фиг.111. Диаграмма результирующего
давления, действующего на шатунную
шейку.
Теперь по правилу праллелограма находшм равнодействую-
щую сил FR и Fl, которую обозначим через Fr+l; затем по-
добным образом находим равнодействующую сил Jr+l и Fc, кото-
рую обозначим через Fr+l+c- Эта последняя и будет равнодей-
ствующей всех сил при данном положении кривошипа, угол а ко-
торого непрерывно изменяется в течение полного цикла.
Если теперь найти равнодействующие силы для всех положе-
ний кривошипа и в определенном масштабе по направлению ре-
зультирующей, то* получим полярную диаграмму, как на фиг. 111.
Направление и величина результирующей силы, действующей на
шатунную шейку при любом положении кривошипа, определяется
направлением и длиной линии, идущей из центра кривошипа до
точки, отвечающей данному углу поворота кривошипа.
Исследование этой полярной диаграммы показывает, что макси-
мальные давления на шатанную шейку получаются при следую-
щих углах: от 15 до 30°, от 150 до 180°, от 420 до 450° и от
540 до 585°.
Минимальные значения получаются при 0, 300 и 405°. Фактиче-
ски максимальное суммарное давление на шейку соответствует
10*
147
углу попорота кривошипа 435° и равно 2260 кг. Поверхность
шатунной шейки, подверженная давлению этой силы, равна:
/== d • I == 6 • 5,7 = 34,2 еж2.
Максимальное удельное давление на подшипник равно:
j. 2260 „ . ,
К — 34~2 = 66 кг)см
'Средняя величина результирующей давления на шатунную шейку
равняется 1550 кг и среднее удельное давление
К,:;> = зЖ = 45 кг1см~’
Средняя линейная скорость трения шейки равна 5,4 м\сек.
Средняя величина
Кср V = 45 - 5,4 = 243 кг)см2.
Эта последняя величина определяет состояние поверхности и
ограничивается коэ (.ициентом трения и вязкостью масла.
Интересно отметить, что из фиг. 111 можно определить положе*
ние разъема вкладышей подшипников. Очевидно, это должна быть
та плоскость, где давление наименьшее, т. е. в настоящем при-
мере это соответствует 45° поворота кривошипа. Однако по про-
изводственным соображениям разъем вкладышей делается под
углом 90° от вертикального положения кривошипа.
Для нахождения результирующей силы, действующей по ша-
туну при каком-либо положении кривошипа, надо результирую-
щую силу разложить по кривошипу и под прямым углом к ша-
туну. После этого первые силы можно представить полярной
диаграммой.
Для определения полной силы, действующей на коренные шейки,
надо знать следующие силы;
1) Центробежную силу от двух шеек (по одной с каждой сто-
роны).
2) Центробежную силу от двух половин шатунных шеек.
3) Половину от полной нагрузки на каждую шейку.
На фиг. 112 приведена полярная диаграмма давлений на главный
подшипник за 360° поворота коленчатого вала. Дальше картина
повторяется в том же виде. Из диаграммы ясно виден метод на-
хождения результирующих векторов.
Следует отметить отсутствие непрерывности между 360 и 0°,
а также 0 и 45°, указывающей на резкое изменение давления на
коренной подшипник, когда кривошип проходит между верхними
мертвыми точками двух цилиндров обоих рядов. Это обстоятель-
ство обязано действию инерционных сил поступательно движу-
щихся масс, действующих в этот момент в обратном направлении,
, т. е. действующих как отрицательная нагрузка. Одинаковость по-
лярной диаграммы указывает на то, что давление на коренной
подшипник довольно постоянно в течение всего цикла.
148
Максимальное давление в центре коренного подшипника равно
3480 кг.
Удельное давление на подшипник равно:
34F0
6,65 • 4,45 “ 118 кг1см2'
Средняя нагрузка на подшипник, взятая из той же полярной кри-
вой фиг. 112, равна 2630 кг и среднее давление, следовательно,
равно:
К
2630
6,65 • 4,45
= 89 кг,‘см2.
Скорость трения этого подшипника 1/=6 мсек.2
Следовательно, фактор
/С, V = 89 • 6 = 534 кг/см2. сек.
Фиг. 112. Полярная диаграмма сил, дей-
ствующих на главный подшипник коленча-
того вала.
Зная результирующую да-
вления газов в цилиндре и
сил инерции для любого по-
ложения кривошипа, легко
подсчитать боковое давление
на поршень, а через него и на
стенку цилиндра.
Фиг. 112а. Схема действия сил
в кривошипном механизме.
Из схемы сил фиг. 112а имеем:
л ,, sinj6
N = K- sin₽ = K-—
(1)
так как
_г J
sin 3 sin в ’
149
но
К ~ cos р /1—siirp
Р
(2)
Подставляя (2) в (1), получим:
Р • г sin 6
У Г-— }л • sin2 о
Максимальное значение N будет тогда, когда кривошип с шату-
ном будут составлять прямой угол.
Для рассматриваемого случая будем иметь:
следовательно
♦ г 89
tg 3 —-7— 305
= 0,29,
3 = 16°.
Соответствующее значение 0 получим из соотношения:
Угол поборота кривошипа
Фиг. 113. Диаграмма боковых давлений поршня.
sin 16°,
откуда
О = 73°.
Боковые давления на
поршень для различ-
ных углов кривошипа
можно подсчитать по
фиг. 113; кривая А
изображает равнодей-
ствующую давления на
поршень. Из фиг. 113
видно, что боковое да-
вление на поршень
имеет максимум около
35° поворота кривошипа по рабочему ходу. Во время ходов вы-
хлопа и всасывания боковое давление, благодаря действию сил
инерции, несколько раз меняет свое направление, что отчетливо
видно из кривой А фиг. 113. В этой фигуре пунктирной линией
показана скорость поршня. Максимальное боковое давление на
поршень в данном случае равно 220 кг и удельное давление (от-
несенное к площади поршня, лежащей ниже поршневых колец) равно:
220
9,26 • 127
1,9 кг!см2.
Средняя скорость поршня равна:
s-n 0,0178-1700 ,
~ *— 10 М[СвкЛ
150
Зная действующие силы в различных частях машины, Легко
определить напряжения, испытываемые этими частями.
Ускорение клапанов
В связи с выбором конструкции тарельчатых клапанов для
быстроходных бензиновых двигателей, вопрос о силах инерции
благодаря весу и ускорению (или замедлению) имеет большое зна-
чение. Он определяет выбор клапанных пружин и конструкцию
кУлачка.
"Рассмотрим сперва силы, вызывающие ускорение клапана в пе-
риод его открытия. Очевидно, степень ускорения (при прочих
равных условиях) будет зависеть от конструкции кулачка. Так
например заостренный кулачок будет давать более постоянное
ускорение, чем кулачок с плоским верхом и крутыми боками.
Наиболее употребительная форма кулачка синусоидальная, даю-
щая более постоянное ускорение.
Если обозначить подъем клапана через h мм, а период его
открытия в градусах поворота коленчатого вала через 6°, то вре-
мя открытия клапана определим по формуле:
0 60 0
360 п 6 п
Время, потребное для открытия клапана на высоту h, будет
равно половине только что найденного значения, т. е.
е
12 п '
Если кулачок имеет форму такую, что дает постоянное ускоре-
ние, то его подъем
*=4-ff-.
где f— ускорение. Отсюда
f_2h_2 • 122 • h-n2
0а
288 h п2
м;сек2.
Например, если подъем клапана h = 6,6 мм, « = 2400 об мин и
0 '= 180°, тогда
2 400Y
180 )
/ = 288 • 0,0066
= 338 м\сек2.
Из этого типичного примера, относящегося к быстроходному
двигателю, видно, насколько большим является здесь среднее
хскорение клапанов. Дальше, чем больше подъем клапана, тем
больше будет ускорение при данных числах оборотов, и чем
дольше период открытия, тем меньше ускорение.
Теперь рассмотрим силы, потребные для ускорения клапана.
Которые должен создать кулачок.
151
Пусть: q' — вес клапана с замком и толкателем;
q — вес клапанной пружины.
Тогда вес, вызывающий ускорение, будет равен q-\- $ q' и сред,
няя сила, потребная для подъема клапана, будет равна:
Для рассмотренного выше примера
q -1 q' = 0,363 кг\
О
тогда
F = 12 кг.
Клапанные пружины регулируют ускорение клапанов и пре-
дупреждают их от выпадения. Натяжение пружины должно быть
больше, чем ускоряющая сила. Кроме того они должны давать
гораздо большую силу сжатия в каждой части подъема клапана,
чем сила, вызывающая ускорение в этот момент. В течение периода
замедления клапана пружина должна удерживать клапан в сопри-
косновении с кулачком или с ударником и по этой причине пру-
жина должна иметь большую силу натяжения, чем ускоряющая
(или в данном случае замедляющая) сила клапана.
Степень ускорения во многих конструкциях кулачков непостоян-
ная, так что максимальная величина его может быть значительно
больше того значения, которое получается при кулачке постоян-
ного ускорения. Это обстоятельство говорит о необходимости
применения более прочных пружин.
Для того чтобы уменьшить до минимума силы ускорения и
замедления и, следовательно, уменьшить износ, шум и потерю
мощности, необходимо, насколько возможно, уменьшать вес клапа-
нов и увеличивать период открытия, определяемый углом 0.
В практике невозможно намного изменять угол 0 по соображе-
ниям коэфициента наполнения и отдачи мощности, но вес может
быть сведен до минимума. Подъем клапана можно также умень-
шить, применяя клапаны большего диаметра; коэфициент истече-
ний в этом случае получается лучшим.
КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ
На диаграмме фиг. 114 соответственно обозначено:
Р—полное давление на поршень, когда он находится в по-
ложении Р-,
К— составляющая этого давления, действующая по шатуну;
А — составляющая этого давления, действующая на стенку поршня.
152
Треугольники Апо и Опт подобны; из их подобия имеем:
Р=К-cosp = Z<- = Z<- 0,11 ;
А п On
Md=K-От = Р Оп—Р • r-sinGI 1-1 L ’ coso_______).
V ]//2— г2-sin-О/
По этой формуле лггко подсчитать усилия в кривошипе и лип
крутящий момент для всех положений кривошипа.
Измеряя длину On для различных положений кривошипа и ум-
ножая ее на полное давление газов на поршень в соответствую-
щий момент, получим в определенном масштабе крутящий момент.
Следовательно, крутящий момент
Md=f(P- 6).
Если мы узнали из индикатор-
ной диаграммы давление газов
для какого-либо 6 и исправили
его на влияние сил инерции и
„мертвого11 веса (без учета силы
трения), то определить крутящий
момент не представляет ника-
кого труда.
Если полученный, таким образом, крутящий момент нанести гра-
фиком по углу поворота кривошипа, то площадь диаграммы бу-
дет изображать работу газа за один оборот, равную:
360
f M-db.
о
Крутящий момент мы можем написать в следующем виде:
COS Р
Здесь Р (как и в предыдущем) — суммарная, полная сила газов и
инерции, действующая на поршень и равная:
к • D2 , / л , cos2&
P=Pt 4 ±А1 • IU2- г I cos 9-j-у—
где р—среднее индикаторное давление,
М— масса поступательно движущихся частей и
D — диаметр цилиндра.
Мгновенное значение крутящего момента для какого-либо поло-
жения кривошипа можно написать так:
153-
Стоящий в квадратных скобках знак плюс относится к случаю,
когда инерционные силы имеют одно направление с силами газов.
При противоположных направлениях ставится знак минус.
Средний крутящий момент для какой-либо отдачи мощ-
ности и известном числе оборотов легко подсчитать по известной
формуле:
W=^'716'2
п
Его же можно также определить по формуле:
В дальнейшехм вкратце будут рассмотрены кривые крутящих
моментов нескольких типичных бензиновых двигателей для целей
сравнения их между собой и оценки относительных достоинств.
Позже при рассмотрении вопросов уравновешенности будет при-
ведено бодее полное сравнение их.
Для конструктора весьма важно знать как среднее так и макси-
мальное значение крутящего момента какого-либо двигателя, так
как первым определяется отдача мощности двигателя, при данном
числе оборотов, второй же определяет напряжение в кривошипе.
Кроме того крутящий момент и вызываемые им крутильные ко-
лебания имеют важное влияние на величину допускаемых напря-
жений в коленчатом валу и в деталях передачи.
Во время работы двигателя возникает реактивный крутящий
момент, равный по величине крутящему моменту и действующий
в противоположную сторону последнему.
Неравномерность крутящего момента вызывает вибрации в под-
шипниках, в особенности когда они недостаточно жестки. Эти
колебания являются весьма вредными и опасными в момент сов-
падения собственных периодов колебания вала и крутящего мо-
мента. Интересно рассмотре1ь этот вопрос несколько подробней
и исследовать явление упругих колебаний под действием перио-
дически изменяющегося крутящего момента.
Представим себе тело, могущее вращаться вокруг укрепленной
•оси, проходящей в центре тяжести этого тела. Обозначим момент
•инерции его вокруг оси через J; тогда время колебания его будет:
1ГПР ___ статический момент
*ДС - ~~ - --—
вызываемое им угловое перемещение
Для круглого вала диаметром d, модулем упругости G и стати-
ческим моментом Т угловое перемещение будет равно:
32 - I Т
154
где I — длина вала. Следовательно:
„ _ Т___ r.d' G
е ~ ~32~Г
Подставляя это значение в (а), получим период колебания в сле-
дующем виде: _________
9- . 1 Л32 I J
\ r.d* - Gg
Эта формула справедлива для всех видов крутильных колебаний
и может применяться при рассчетах коленчатых валов, трансмис-
сий и т. д., как для случая действия крутящего момента, так и
реактивного—от боковой силы N—момента, передающегося на
подмоторную раму. Однако применение этого принципа для слу-
чая действия реактивного момента требует знания момента инер-
ции и величины деформации для определения, силы N.
Частота крутильных колебаний, т. е. число колебаний в одну
минуту получится из формулы:
г__ 60 __ 60 -и Г -^d1 • Gg
' ~ t ~ 2к |/ "32^7^J '
наличие щек и зазоров в под-
Система коленчатого вала бензинового двигателя не может рас-
сматриваться как физический маятник, о чем шла речь впереди,
хотя общие выводы, сделанные там, сохранят свою силу. Количе-
ственные результаты, получаемые из приведенной выше формулы,
однако, не могут быть при-
менимы, так как здесь имеют-
ся другие факторы, которые
необходимо учитывать при
рассмотрении действительно-
го коленчатого вала.
Во-первых, коленчатый вал
не прикреплен одним концом
жестко и неподвижно, как
это имеет место в случае с
маятником. Под действием
инерции маховика, трансмис- .
сии 'или пропеллера он при-
водится в движение. Кроме того
шипниках оказывает влияние на жесткость и период колебания
вала.
Учет влияния этих факторов представляет трудное дело. Мы
установили, что ни одна часть коленчатого вала не укреплена
жестко, поэтому вообразим вместо точки крепления некоторую
„узловую" точку, расположенную вдоль оси коленчатого вала,
обычно близко к маховику. Действительное местоположение этой
точки определяется из равенства произведений моментов инерции
двух сечении на угловые скорости размаха.
155
Условное перемещение различных сечений можно считать прямо
пропорциональным расстоянию от этих сечений до „узловой-
точки. Предположим, что масса кривошипа сконцентрирована в
какой-либо точке и имеет полярный момент инерции Jx. Насажен-
ный на валу маховик имеет полярный момент инерции J2 (фиг. 115).
Тогда будем иметь:
Jj --J2^2"
Положение узловой точки можно изменять изменением относи-
тельного расположения вращающихся масс. Иногда располагают
массы маховика на валу так, чтобы изменить значение эквива-
лентной длины I, которая дана в вышеприведенной формуле.
Это делается для того, чтобы получить другое значение часто-
ты колебаний.
В некоторых случаях устанавливают два маховика, по одному
на каждом конце. В других случаях делают щеки коленчатого
вала, уравновешивающие веса которых выполняют роль маховиков.
Критические числа оборотов и колебания крутящего момента
Исходя из вышеприведенных соображений наиболее важным
является тот факт, что весь узел, коленчатый вал и т. д. имеют
определенные периоды собственных колебаний.
Когда частота изменений крутящего момента приближается по
величине к колебаниям узла, то эти колебания, вызванные дей-
ствием резонанса, могут приобрести нежелательные размеры.
Известно, что почти каждый быстроходный двигатель внутрен-
него сгорания имеет свои „критические обороты1*, при которых
имеют место эти колебания. Одной из задач конструктора
является предусмотреть, чтобы „критические обороты** не лежали
в пределах эксплоатационных чисел оборотов двигателя.
Двигатель должен быть уравновешен в отношении сил инерции,
сил давления газов и центробежных сил. Однако действие „кри-
тических" колебаний остается и при этом.
Характерной чертой шестицилиндрового двигателя с верти-
кальным расположением цилиндров является то, что там, на-
сколько возможно, имеется механическое равновесие, за исключе-
нием сил инерции шестого порядка, которые неуравновешены.
Однако при определенных оборотах двигателя встречаются „кри-
тические" колебания (проявляющиеся в виде дрожания автомобиля
или моторной рамы). Как только обороты двигателя уменьшаются
или увеличиваются по отношению к критическим оборотам, коле-
бания затухают и нормальная работа двигателя возобновляется.
Обычно имеются два или три определенных числа оборотов, в
пропорции 1:2:3, в пределах рабочих оборотов четырех- и ше-
стицилиндровых двигателей, при которых наблюдаются эти коле-
бания. Эти обороты соответствуют кратным числам или гармони-
ческим колебаниям нормальной частоты коленчатого вала, вызы-
ваемым крутильными колебаниями.
Шестицилиндровый двигатель более подвержен этим колеба-
ниям, чем обыкновенный четырехцилиндровый, что объясняется
156
большей длиной коленчатого вала. В еще более трудных условиях
работы в отношении крутильных колебаний находится восьми-
рилиндровый двигатель по сравнению с шестицилиндровым.
Известно, что в большинстве случаев невозможно избежать воз-
никновения критического числа оборотов на довольно широком
диапазоне рабочих оборотов, в особенности у автомобильных дви-
гателей. Отсюда следует, что при конструировании должен быть
решен вопрос, в каких точках необходимо предусмотреть критиче-
ские обороты проектируемого двигателя. В некоторых случаях эти
точки лежат выше нормальных рабочих оборотов двигателя. В дру-
гих двигателях, в особенности в авиационных, критические обороты
лежат ниже нормальных рабочих оборотов, так что на малом газу
появляется период „жесткой", неровной работы двигателя.
Во многих случаях было доказано теоретически и подтверждено
торсиографом (прибор для автоматической записи крутильных
колебаний), что кроме главной критической точки оборотов имеются
второстепенные синхронные обороты, соответствующие различным
видам колебаний. Последние не имеют серьезного значения, если
они не лежат близко к рабочим оборотам двигателя.
В связи с конструкцией коленчатого вала собраны очень полез-
ные данные, в результате которых получены некоторые удовлет-
ворительные эмпирические формулы для расчета жесткости колен-
чатого вала любой конструкции. Более того, можно рассчитать
„критическое" число оборотов или обороты, при которых появ-
ляется резонанс, имея вал лишь на чертеже.
Аналитический метод нахождения фактора резонанса
Выше было дано выражение для частоты кр утильных колебани
в котором жесткость, обозначенная через S в кг'м на рздиан
Т
равна •
Для кривошипа звездообразного авиационного двигателя, если
J обозначает фактический момент инерции кривошипа и S<‘—же-
сткость вала от винта до центра шейки колена, нормальная ча-
стота крутильных колебаний массы кривошипа относительно
довольно большого винта будет:
Если допустить, что инерциия винта—конечная величина, а не
бесконечная, то необходимы некоторые изменения в этой фор-
муле. Таким образом если момент инерции винта обозначим через
Л, то частота колебаний системы будет:
На практике принимают во внимание не только нормальную
частоту крутильных колебаний коленчатого вала или подобной
системы, но также вынужденную частоту колебаний.
175
Обычное действие, производимое вынужденными колебаниям^
на систему коленчатого вала, изменяет величину максимальной
крутильной амплитуды и вызывает отставание вращения, хотя ча«
стота та же, что и нормальная.
Под фактором резонанса понимается отношение действительной
амплитуды изменения крутящего момента кривошипного механизма
к максимальной амплитуде вынужденных крутильных колебаний
при условии, что силы инерции в рассматриваемой системе отсут-
ствуют. Этот фактор зависит лишь от отношения частоты вынуж-
денного крутящего момента к нормальной частоте системы криво-
шипа при отсутствии значительного затухания.
Таким образом если отношение действительного крутящего мо-
мента к нормальной частоте обозначим через X, то получим сле-
дующую зависимость: фактор резонанса равен Ч—^нак бе-
рется такой, который дает
положительный результат.
Кривые фиг. 116 показы-
вают зависимость между
фактором резонанса и X
для различных величин этих
количеств.
Нужно отметить, что- фак-
тор резонанса растет от
единицы до бесконечности,
в то время как X увеличи-
вается от нуля до единицы,
а затем асимптотически
уменьшается от бесконеч-
ности до нуля, по мере того
как X увеличивается от еди-
ницы до бесконечности.'
Когда Х=1, частота вы-
нужденных колебаний рав-
на нормальной частоте си-
стемы.
Фиг. 116. Зависимость между фактором ре:
нанса и отношением частоты колебаний.
Таким образом если бы не было затухания, то действие вынуж-
денных крутильных колебаний при частоте, равной нормальной
частоте какой-либо системы, вызвало бы крутильные колебания с
бесконечной амплитудой.
Так как в каждом практическом примере крутильных колебаний
всегда имеется затухающий крутящий момент, то это должно
быть учтено.
Обычно предполагают, что затухающий крутящий момент дол-
жен быть пропорциональным скорости колебания в каждый мо-
мент времени и обычным решением результирующего уравнения
движения можно показать, что новый фактор резонанса (resonance
actor) определяется следующим отношением.
/[(1—Х2)2 + ДгХа]
158
где Д — коэфициент затухания и его величина будет в — раз
меньше для нормально затухающих колебаний системы.
Подсчитаны различные величины для BF и Л и на кривой'
фиг. 116 показаны для величин соответственно Д = 0,1; 0,121; 0,2'
и 0,4. Эта кривая показывает, что чем больше коэфициент зату-
хания А, тем ниже максимальная величина фактора резонанса.
При Д = 0,1 и Х=1 фактор резонанса будет 10. Этот резуль-
тат объясняется тем, что при кратных нормальных и вынужден-
ных частотах с коэфициентом затухания 0,1 напряжения системы
увеличиваются в 10 раз.
Из кривых фиг. 116 видно, что степень затухания мало разнится
при значениях X, лежащих по ту и другую сторону от единицы,,
при условии, что Д>0,2. При меньших значениях фактор резо-
нанса будет равен 2 0 при А'=0,7 и 1,2. Его величина больше
той, которая находится между этими двумя пределами. Кроме-
того 2 из этих результатов можно сделать следующий вывод: при
влияние резонанса полезно, так как напряжения тогда
меньшие, чем в случае действия на систему инерции.
Фактическая величина Д для звездообразных двигателей с одно-
коленным валом находится в пределах между 0,1 и 0,2. Изменение
крутящего момента вала будет, таким образом, кратное от 5 до
10 раз, в соответствии с точкой зажигания или с изменением кру-
тящего момента от давления газов. Если частота воспламенения
та же самая, что и нормальная частота, то при полной отдаче
двигателя напряжения в коленчатом валу могут настолько воз-
расти, что не исключена возможность поломки его.
Указанный выше метод с соответствующими модификациями-
довольно широко применялся для расчета авиационных и автомо-
бильных коленчатых валов. Было указано, что действие резонанса
на практике имеет место в двигателях и скорости резонанса,
можно точно подсчитать. Кроме того соответствующими измене-
ниями в конструкции вредное влияние крутильных колебаний мо-
жет быть превращено в полезное.
Найдено, что посредством диаграмм, заснятых торсиографом во-
время работы двигателя, при различных оборотах можно опреде-
лить обороты, при которых появляется резонанс, и измерением
амплитуд крутильных колебаний можно найти точки для теорети-
ческих вычислений Ч
На фиг. 117 приведены результаты теоретических и опытных
исследований, проведенных на звездообразном двигателе с одно-
коленным валом. Опытные данные были получены посредством
торсиографа, при одновременном замере чисел оборотов двигателя.
На фиг. 117 через начало координат от точки, представляющей
средний крутящий момент при полном числе оборотов двигателя
равным 1640 в минуту, была проведена парабола. Подобные па-
раболы были вычерчены также для максимального и минималь-
1 Для дальнейшего анализа мы будем пользоваться данными статьи под назва-
нием. „Dynamic Forces in Airckraft Engines" В. C. Carter, down. Royl. Aeron. Soc,
(.январь 1927).
159
*ного крутящих моментов при том же числе оборотов, чтобы пока-
зать величины изменения крутящего момента при любых данных
числах оборотов, если бы действие резонанса отсутствовало.
Максимальное отношение действительного изменения крутящего
момента к подсчитанному крутящему моменту от давления газов
равно 8,2 и имеет место при 1400 об/мин. Кратные обороты, таким
образом, равны 1400 в минуту, а коэфициент затухания будет
около 0,12.
Кривая теоретического изменения крутящего момента была под-
считана для А = 0,12 и 1400 об/мин, соответствующих кратным
•оборотам. Изображенные на фиг. 117 результаты показывают
орошее совпадение с наблюденными результатами.
Интересно отметить, что жесткость вала измерялась статически,
при помощи известных крутящих моментов и замеров соответст-
вующих углов скручивания. "
600 800 1000 1200 1400 1600 1800 п и6р<и*
Фиг. 117 Теоретические и действи-
тельные кривые i ннхрониых чисел
оборотов для звездообразных двига-
телей.
Подсчитанная величина жесткости
равняется 19 650 кг. м/радиан.
Другим интересным результа-
том, полученным из этих иссле-
дований, было то, что соответст-
венным изменением жесткости вала
резонирующие обороты могли быть
относительно повышены или пони-
жены посредством изменения экс-
плоатационных чисел оборотов дви-
гателя.
Таким образом на фиг. 117 можно
видеть, что при приближении к
максимальному числу оборотов зна-
чение фактора резонанса довольно
быстро падает и теоретически он
должен быть меньше единицы, если
число оборотов будет около 2003
в минуту. Если сконструировать
двигатель таким образом, чтобы число резонирующих оборотов
равнялось половине полных оборотов (двигатель на этих оборотах
• будет работать при небольшом открытии дросселя), то измене-
ние крутящего момента при полном открытии дросселя сокра-
тится до 1/3 изменения крутящего момента от давления газов.
Фиг. 118 показывает способ, при помощи которого величина
крутящего момента может изменяться в зависимости от следую-
щих условий:
1) когда жесткость вала настолько уменьшается, что синхрон-
ные обороты понижаются до 820 об/мин, или до 1/2 полных обо-
ротов;
2) когда жесткость вала настолько возрастает, что синхронные
обороты увеличиваются до 2760 об/мин, т. е. на 50% выше пол-
ных оборотов.
Кривые крутящегося момента были подсчитаны при коэфициенте
затухания А =0,12.
Изучение этих кривых показывает, что максимальный крутящий
момент при 820 об/мин почти равен среднему крутящему momchtv
160
двигателя при работе его на полных оборотах, так что действи
резонанса при 820 об/мин не имеет значения. Большое изменени
крутящего момента при полных оборотах не дает сравнительны
результатов с первым случаем. Напряжение коленчатого вала н
только выше, но и нагрузка на нижнюю головку шатуна при этом
получается большей.
Фиг. 118. Кривые крутящих моментов для синхронных чисел оборотов, обозначен-
ных нт самих кривых.
Поглотитель колебаний (демпфер)
Критические колебания стремятся вывести мотор из равновесия
благодаря крутильным деформациям, влияющим на углы криво-
шипа. Несмотря на то что углы отклонения малы, действие кру-
тильных колебании может сделаться довольно значительным.
Конструкторами более дорогих автомашин были предприняты
довольно успешные попытки уничтожения этих крутильных коле-
баний при помощи так называемых „поглотителей колебаний1*,
устанавливаемых на коленчатом валу.
^Задача поглотителей (демпферов) состоит в том, чтобы погло-
тить колебания критических оборотов механическим способом или
посредством жидкостного трения.
Некоторые фирмы применяли более жесткие коленчатые валы в
тех случаях, когда получались критические обороты. В то же
время другие фирмы эти трудности преодолевали применением
различных отношений (хода поршня к его диаметру), причем
чем больше это отношение, тем больше получались крутильные
колебания.
В практике газовых двигателей для этих целей успешно приме-
нялись специальные маховики, которые закреплялись на переднем
конце коленчатых валов.
Даймлер и Ланчестер применяли на своих четырех- и шести-
цилиндровых двигателях демпферы, работавшие по принципу
трения жидкости. Устройство такого прибора показано на фиг. 119.
Как видно, этот прибор состоит из муфты с некоторым числом
II Джодж
161
дисков (муфта дальше используется в качестве шкива для вен-
тилятора), вращающихся в ванне с довольно вязким маслом. Один
комплект дисков или пластинок прикреплен к коленчатому валу,
а другой—к маховику, служащему шкивом вентилятора.
В нормальных условиях работы двигателя демпфер вращается
как жесткая масса. Как только обороты доходят до критических,
Фиг. 119. Гаситель (демпфер) колебаний .Манчестера (Lanchester).
тогда масло (фрикционная жидкость), находящееся между дисками
муфты, начинает очень эффективно и быстро поглощать крутиль-
ные колебания коленчатого вала.
Главное преимущество демпфера заключается в том, что он
предупреждает накапливание амплитуды, под влиянием периоди-
ческих крутящих моментов, которые бы в ином случае стремились
вызвать резонанс, достигающий значительной величины.
Расчет коленчатого вала на жесткость
Для определения синхронных оборотов, вызывающих крутильные
колебания, необходимо знать требуемую жесткость коленчатого
вала.
Однако нет еще надежного, чисто аналитического метода ра-
счета величины этой жесткокти. Ряд важных факторов, многие из
которых имеют практическое значение, надо принимать во внима-
ние при решении чрезвычайно трудной задачи подыскания поло-
жительной формулы чисто аналитическим методом.
Большинство данных, которые теперь применяются для расчета
коленчатого вала, было получено опытным путем. Вследствие
этого формула имеет эмпирический характер.
Эмпирическая формула, основанная на рациональных предполо-
жениях и отчасти выведенная из результатов опытных работ по
162
жесткости в отношении постоянных величин, дающих довольно
точные результаты в случае применения небольших бензиновых,
а также авиационных и судовых двигателей, была предложена
В. С. Картером. Она выражает длину I вала, эквивалентного ко-
ленчатому валу, с учетом поперечного сечения шейки.
На основании фиг. 120 формула эквивалентной длины имеет
следующий вид:
/=(2Ь + 0,8Л) + 4
<4*—я?/ "Г 4 \h^)’
Первый член дает эквивалентную длину самих шеек с учетом
щек вала. Второй член предста-
вляет собою эквивалентную длину
части шеек вала и третий член
учитывает влияние изгиба щек в
их собственных плоскостях. Коэ-
фициенты перед скобками были
получены при подсчетах, с тем
чтобы величины, подсчитанные при
помощи формулы, совпали с ре-
зультатами опытов для валов, у
которых имеются крутящие мо-
менты в подшипниках.
Примннение этой формулы на
практике показало, что при под-
счете жесткости коленчатых валов
авиационных двигателей допуска-
ется ошибка в пределах ±10%.
Такая же ошибка получается при
расчете валов для судовых двига-
Фиг. 120. Обозначения к расчету к>-
ленчатого вала, встречающиеся в рас-
четных формулах.
телей.
Другие формулы для выражения
предложены Гейгером и Эвансом.
эквивалентной длины
были
Метод Константа для определения жесткости коленчатых валов
Основываясь на результатах опытов по крутильным колебаниям
Констант Ч вывел формулу, дающую возможность рассмотреть
факторы, влияющие на жесткость вала и распределение напря
жений.
Первоначально он дает формулу для жесткости вала без учета
напряжений в подшипниках.
Затем он учитывает эти факторы и дает поЛуэмпирическую
формулу для жесткости вала в его подшипниках.
Формула была выведена на основании многочисленных опытов
с коленчатыми валами.
В результате этих опытов было вывед но также отношение же-
сткости вала в его подшипниках, к жесткости вала вне подшип-
ников, известное под названием „отношение жесткостей11. Затем
1 Н. Constant. On the Stifness of Crankshafts Aer. Res.
11*
163
были исследованы условия, влияющие на это отношение и была
выведена формула, выражающая это отношение в размерах и
обозначениях коленчатого вала. Наконец, было принято во внима-
ние применение этой ф>рмулы для определения чисел оборотов,
при которых возникают крутильные колебания.
Формула для определения жесткости вала в подшипниках дает
результаты, которые не отличаются от опытных данных более,
чем на 7«/0 для валов нормальных размеров.
В названной выше статье Константа выведены различные фор-
мулы на основе статических испытаний валов и дан при-
мер типичного расчета жесткости вала в его подшипниках и
вне их.
Формула для жесткости в подшипнике коленчатого вала с не-
сколькими коленами дана Константом в следующем виде:
Жесткость
где Cs — жесткость кручения главней шейки;
Сс — жесткость кручения цапфы кривошипа;
В№ — жесткость изгиба щеки;
Z— фактор, выраженный в процентах, учитывающий увеличе-
ние кручения при расчете жесткости кручения вне под-
шипников;
А — постоянная, равная 0,29 для валов судо-ых двигателей и
равная единице для валов автомобильных и авиацион-
ных двигателей;
В— другая постоянная, равная 91 для валов судовых и
83,6 для валов авто- и авиодвигателей.
Остальные величины
Фиг. 121. Кр вые жесткости различных валов
двига елей внутреннего сгорания.
валы морских двигателей и 2 — валы - авиационных дви-
гателей.
шеприведенная формула выведена из
испытаний.
приведенной формулы по-
казаны на диаграмме
фиг. 120.
Фиг. 121 показывает
отношение жесткости
/ А^
+ 5 I приведен-
ной выше формулы, вы-
раженное в процентах
для судовых, авто- и
авиодвигателей. Совпа-
дение между теоретиче-
скими и опытными ре-
зультатами, как показа-
но на диаграмме, можно
признать хорошим. Вы-
результатов статических
164
При применении результатов статических испытаний на круче-
ние, к действительным условиям работы коленчатых валов двига-
телей делаются следующие допущения:
I) Зазоры в подшипниках. Чем меньше зазоры, тем
больше жесткость вала.
2) Динамическая жесткость. Когда двигатель работает
в условиях нормальной мощности, он имеет определенную эффек-
тивную или динамическую жесткость, которая вместе с системой
масс определяет обороты коленчатого вала, при которых по-
является резонанс.
Динамическая жесткость отличается от статической благодаря
целому ряду других факторов, возникающих при этом, а именно:
благодаря колебанию реактивного момента при разных цапфах
кривошипа, реактивного момента пропеллера или маховика, враща-
ющихся частей двигателя, а также влиянию давления в масляной
системе.
Интересно отметить, что в некоторых опытах по определению
резонирующих оборотов наблюдалась идентичность статической
жесткости в подшипниках с дина-
мической жесткостью в том смысле,
что опытные резонирующие обороты
двигателя почти целиком совпадали
с величиной, подсчитанной на основе
этой статической жесткости.
Другим методом для подсчета на-
пряжений и деформаций коленчатых
валов в связи с крутильными коле- Фиг. 122.
баниями является метод проф. Ти-
мошенко, впоследствии разработанный и измененный Саусвелом.
В этом методе рассматривается колено кривошипа, во всех отно-
шениях эквивалентное стержню (фиг. 122), размеры поперечного
сечения которого меньше по сравнению с длиной.
Саусвел показал, что соответствующими допущениями посред-
ством эмпирических постоянных можно получить выражение для
эффективной жесткости вала на двух опорах в известных нам
величинах.
ПРИМЕНЕНИЕ ФОРМУЛЫ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА
Рассматривая специальные случаи крутильных колебаний, необ-
ходимо изучить поведение не только каждого отдельного колена
коленчатого вала, но и всю кривошипную систему в целом. Далее,
необходимо учитывать маховик, муфту сцепления, пропеллер,
трансмиссионную передачу и другие детали, вращаемые коленча-
тым валом.
Каждый вал двигателя вместе с валами, связанными с ним,, со-
ставляет эластичную систему с несколькими нормальными часто-
тами, каждая из которых соответствует различному способу или
фазе колебаний, подсчитываемой или устанавливаемой при помощи
опытов.
165
Существуют два вида колебаний; первый состоит из колебаний
двух концов системы в противоположных направлениях и второй,
когда оба конца колеблются в одном направлении.
Кривые, полученные торсиографом, взятые между двумя дан-
ными сечениями, обычно указывают на сложный вид крутильных
колебаний, в которых напряжения или простые движения гармони-
ческой волны нескольких видов колебаний покрывают друг друга.
Поэтому результирующую кривую можно разложить на ее соста-
вляющие колебаний, фазы которых устанавливаются определенным
методом.
Из простой формулы, приведенной выше, очевидно, что наибо-
лее важным фактором является диаметр к пленчатого вала, так как
частота колебаний изменяется приблизительно по квадрату его
диаметра.
Из формулы также видно, что частота колебаний обратно про-
порциональна квадратному корню длины вала.
Точно так же важным фактором в этой формуле является радиус
вращения шатуна К, так как частота колебаний обратно пропор-
циональна его величине. По этой причине малая величина отно-
шения хода к диаметру влияет на увеличение критических
оборотов вала. Вес вращающихся масс влияет обратно пропорцио-
нально на величину критических оборотов. Это —вес вращающихся
масс перед узловой точкой, хотя вес на значительном расстоянии
от оси вращения имеет заметное влияние на радиус маятникового
вращения.
Периоды резонанса восьмицилиндрового двигателя дизеля
Развитие быстроходных дизилей с целью применения их в авиа-
ции встретилось с некоторыми трудностями, связанными с конструк-
цией коленчатых валов.
В начальном периоде развития этих двигателей (мощностью
в 500—800 л. с.), применяемых на дирижаблях, имели место по-
ломки коленчатых валов вследствие резонанса.
Проведенные впоследствии многочисл иные опыты выявили не
только причины этих поломок, но и дали возможность опреде-
лить средства борьбы с этим явлением.
В этом отношении можно лучше всего сослаться на случай
с двигателями Бердмор-Торнадо, установленными на дирижабле
,,R-101“.
Эти двигатели работали на тяжелом топливе с такой высокой
точкой воспламеняемости, что для получения легковоспламеняемых
паров нужно было это топливо подгревать до 100°С. Двигатели
развивали временную мощность на станке в 650 и продолжитель-
ную в 585 л. с.
Двигатель Торнадо имеет 8 цилиндров, расположенных в одном
Ряду. Диаметр цилиндров 210 мм, ход поршня 305 мм. Такая
конструкция, как мы увидим, вызывала на длинном коленчатом
валу крутильные колебания при довольно малых числах обо-
ротов.
166
Это обстоятельство являлось главной причиной замедления раз-
вития этого типа двигателей.
Хотя признаки крутильных колебаний уже появились во время
испытаний на станке, однако поломка произошла лишь тогда,
когда мотор испытывался вместе с винтом. При этом испытании
при помощи торсиографа с зеркалом для оптических измерений,
путем увеличения разности в скручивании двух данных сечений
системы „Royal Aircraft Establisment“ были обнаружены значитель-
ные крутильные колебания при нормальных числах оборотов
двигателя.
На фиг. 123 помещены фотоснимки с диаграмами скручивающих
напряжений при следующих числах оборотов в минуту: 450; 750;
123; 850; 950. В каждом случае величина скручивающих напря-
жений выражалась в полярных координатах.
Диаграмма при 350 об/мин указывает на имев-
шие •«есто значительные крутильные колебания.
На полярной диаграмме фактически показан сред-
ний скручивающий момент, изменявший 30 раз j-
знак плюс на минус. Хотя собственные колебания
самого торсиографа могли бы послужить причи-
Фиг. 123. Записи
т -рсиографа, пока-
зывают е ампли-
туды колебаний ко-
ленчатого вала
8-цилиндрового ди-
зельмотора Торпе-
до, стоящего на ди-
рижабле „R-lOl*.
Торсиограммы сняты
п и следующих значе-
ния чисел оборотов:
ной обнаружения преувеличенных напряжений,
однако результаты, полученные более точным
прибором, показали изменение средней величины
этих напряжений не менее, чем в 15 раз. Восьми-
цилиндровый двигатель такого типа показывает
нормально изменение среднего момента вращения
на 75°10 без учета действий резонанса, так что
результаты вследствие этого могут в дальнейшем
еще возрасти примерно в 20 раз.
Как уже было нами указано, теперь возможно
еще во время конструирования, при помощи д-450 об/мин; в—750
эмпирическом формулы Картера, 1 еигера, Кон- и d - 950 об/мин.
станта и Са» свела, с достаточной степенью точ-
ности подсчитать обороты, при которых появится резонанс. Это
дает нам возможность появление резонанса переместить или вну-
три, или вне рабочих оборотов двигателя.
В дальнейшем нами будет указано как на аналитический, так
на опытный методы доведения главного критического числа обо-
ротов до практически желаемой величины, при помощи пружин-
ного соединения винта с двигателем.
Приспособлением с изменяемой степенью жесткости пружины
можно добиться изменения критического числа оборотов винто-
моторной группы. Для этой цели применяются соединения кон-
струкции ,,Bibby“.
Кривые крутящих моментов для различных типов двигателей
Рассмотрим несколько наиболее важных встречающихся на прак-
тике случаев применения кривых крутящего момента.
Для удобства сравнения предположим, что все рассматриваемые
типы двигателей имеют одинаковые размеры цилиндров и что при
167
всех случаях обороты остаются постоянными, а именно: диаметр
цилиндра равен 75 м.м, ход поршня 100 .мм, двигатель делает
1000 об/мин. Отношение длины шатуна к радиусу кривошипа рав-
но 4. Вес поступательно движущихся масс равен 1,814 кг.
Для примера берем нормальную индикаторную диаграмму, по-
строенную по углу поворота кривошипа и исправленную на силы
инерции описанным выше методом.
В каждом случае среднее значение крутящего момента для
полного цикла работы одного цилиндра или двух оборотов криво-
шипа было получено из средней высоты кривой крутящего момен-
та и затем в каждом случае дано отношение максимального зна-
чения крутящего момента к среднему.
Случай 1. Одноцилиндровый двигатель, схематически изобра-
женный на фиг. 124, имеет диаграмму крутящего момента, пока-
зшную на фиг. 125.
Фиг. 124. Схема одноцилинд- Фиг. 125. Диаграмма крутящего момента сдкоци
рового двигателя. линдрового двигателя.
Нужно подчеркнуть, что изменение усилий кривошипа во время
рабочего хода (такта) в данном случае очень заметно. Отношение
максимального значения крутящего момента к среднему соста-
вляет 8,6.
Впоследствии будет видно, что такое высокое значение этого
отношения вызывает необходимость иметь относительно большие
размеры деталей, передающих крутящий момент, и более тяжелый
маховик, чем в последующих случаях.
Случай 2. Кривые на фиг. 127 изображают крутящий момент
двухцилиндрового однорядного двигателя с кривошипами, распо-
ложенными под углом 180° (фиг. 126). Пунктирная кри-
вая на диаграмме представляет собою суммарный крутящий момент,
полученный сложением двух отдельных крутящих моментов, соот-
ветствующих цилиндров. В данном случае максимальный крутящий
момент в четыре раза больше среднего крутящего момента, изо-
браженного пунктирной горизонтальной линией.
168
Затем, как видно, две вспышки следуют друг за другом, после
чего наступает холостой ход в течение одного оборота, дальше
два рабочих такта во время следующего оборота и т. д.
Случай 3. Два цилин-
дра, расположенные под
углом 180°, с таким же
расположением криво-
шипов. Кривые усилий
Фиг. 127. Диаграмма крутящего момента двух-
цилиндрового вертикального двигателя.
Фиг. 126. Схема двухцилинд-
рового двигателя.
кривошипа для этого типа двигателя, изображенного схематически
на фиг. 180 и 181, показаны на фиг. 128.
Следует отметить, что здесь частота рабочих тактов совершен-
но равномерна и периоды изменения крутящих моментов также
равномерны.
Фиг. 128. Диаграмма крутящего момента двухцилин-
дрового двигателя с противоположно расположен-
ными цилиндрами.
Фиг. 129. Схем, двухцилин-
дрового двигаталя с V-образ-
ным расположением цилин-
дров под углом в 90е. •
Отношение максимального крутящего момента к среднему в
течение двух оборотов в данном случае равно 3.9.
Случай 4. Здесь рассматриваем У-образный двигатель, обычно
применяемый на самолетах и мотоциклах. Схема на фиг. 129
169
и диаграмма фиг. 130 соответствуют расположению цилиндров под
углом 90° и соответствующим чередованием всышек.
Интервал между последующими всышками неравномерный. ои
«составляет или 3/4. или 1/4 оборота.
«Фиг. 130. Диаграмма крутящего момента двухцилиндрового двигателя с V-образным
р спаложением цилиндров под углом в 90°.
Отношение максимального к среднему крутящему моменту
равно 4
Очевидно, что чем меньше угол между цилиндрами, тем ближе
•подходит суммарная кривая крутящего момента к двухцилиндро-
Фиг. 131. Диаграмма крутящего момента 4-цилиндров .го двигателя.
получаются вспышки, тем однообразнее максимальные усилия
кривошипа.
Случай 5. Четырехцилиндровый двигатель с расположением
кривошипов коленчатого вала под углом 180° и порядком работы
2, 4, 3, обычно применяемым в автомобильных двигателях.
170
диаграмма усилий (фиг. 131) кривошипа показывает, что пе-
риоды вспышек происходят совершенно равномерно без интер-
валов между ними.
Там имеются четыре вспышки или полезные усилия кривошипа
каждые два оборота вала; следовательно, — четыре максималь-
ных точки на кривой крутящих моментов.
В данном случае отношение максимального момента к среднему
равно приблизительно 2,0.
Случай 6. Шестицилиндровый дви-
гатель, с расположением кривошипов е r~j r~i £
под углом 120° и порядком работы 1,4, “ 4
2, 6, 3, 5, представляет собою обычный F ' г
автомобильный шестицилиндровый дви- е Ль
гатель. в i гг
За два оборота коленчатого вала мы
уже имеем 6 вспышек и, следовательно,
6 максимумов крутящего момента (фиг.
132 и 133).
Фиг. 132. Схема коленчатого
вала шестицилиндрового верти-
калыиго двигателя.
Отношение максимального момента к среднему в этом случае
равно 14, так что влияние, вызываемое работой двух цилиндров
на одну шейку, очевидно, увеличивает высоту линии среднего
Фиг. 133. Диаграмма крутящих моментов шестицилиндро-
вого двигателя.
момента, которая
приближается к мак-
симальному значе-
нию крутящего мо-
мента.
Из рассмотренных
примеров легко оп-
ределить суммарную
кривую усилий кри-
вошипа для всякого
другого расположе-
ния цилиндров, что
является крайне важ-
ным при конструирог
вании двигателей
внутреннего сгора-
ния длй определения
действующих усилий
на коленчатый вал.
Полярные диаграммы крутящих моментов
F Другим методом построения диаграмм крутящих моментов
являются полярные диаграммы, в которых мгновенные величины
крутящих моментов наносятся как радиусы-векторы при углах у
нулевой линии радиуса, равных углам поворота кривошипа.
Пример такой полярной кривой крутящего момента показан на
фиг. 134.
Эта кривая относится к четырехцилиндровому мотору верти-
кального типа, имеющего следующие данные:
171
Диаметр цилиндра.................128 мм
Ход поршня.......................152 »
Длина шатуна..................... 305 »
Среднее индикаторное давление . . 7,03 кг\см2
Число оборотов в минуту..........1900
Вес поступательно движущихся частей 1,32 кг на один цилиндр,
или 0,114 кг1см2 площади поршня.
Максимальное давление вспышки 23,2 кг/см2; степень сжатия
г = 5.
Кривые расширения и сжатия имели вид
р 1/1,зз—const.
Фиг. 134. Полярная диаграмма кру-
тящих моментов одно-и четырехци-
линдрового двигателей.
Величина крутящего момента да-
на как от давления газов, так и от
сил инерции.
Кривую крутящего момента не-
обходимо прежде всего построить
для одного цилиндра. Как и в
предыдущем случае, кривая крутя-
щего момента для любого количе-
ства цилиндров и произвольного
их расположения может быть по-
лучена при помощи нанесения кри-
вых крутящего момента с переме-
щением на собственную фазу и сло-
жением алгебраически ординат или
радиусов-векторов.
Пунктирная кривая на фиг. 134
изображает кривую крутящего мо-
мента отдельного цилиндра. Ра-
диусы-векторы нанесены через ка-
ждые 15°.
Максимальное значение крутящего момента от давления газов и
сил инерции будет около 78,9 кг, в то время как средний крутя-
щий момент равняется И кгм; отношение
максимальный крутящий мпм₽нт _
средний крутящий момент ’
В случае четырехцилиндрового двигателя, с нормальным располо-
жением кривошипов коленчатого вала под углом 180°, величины
максимального и среднего крутящих моментов будут соответствен-
но 72,7 и 44,1 кгм, дающие при этом среднее отношение, равное
1,653.
Ниже в таблице приведены значения максимальных изменений
крутящего момента, а также средние крутящие моменты для
других, хорошо известных, бензиновых двигателей, цилиндры ко-
торых имеют такую же характеристику, как указано выше. Мак-
симальное эффективное давление и число оборотов двигателя те
же, что и в предыдущем случае.
172
Отношение крутящих мзментов для различных двигателей (Нэпир)
Тип двигателя 1 Нагрузка Отношение длины шатуна к радиусу кривошипа 1 Максимальное изменение крутящего мо- мента в кг мУ Средний кру- тящий момент Отношение
а Ъ С (1 е f
Одноцилиндровый Полная на- 4 103,8 11 9,4
Четырехцилиндровый верти- грузка Полная на-
* кальный грузка 4 72,7 44,1 1,65
’Шестицилиндровый Полная на- 4 65,6 65,5 1,001
грузка
Стандартный (кривошипы под
углом 120°) Стандартный (кривошипы под V2 нагрузки !/4 нагрузки 4 49,75 33 1,507
углом 120°) . Стандартный (кривошипы под 4 55 16,5 3,331
углом 120°) Без нагрузки 4 79,7 0 Веско-
Восьми цилиндровый V-образ- Полная на- нечность
ный мотор . . грузка 4 80,6 88 0,916
Восьмицилиидровый V-образ- Полная на-
ный мотор . . . . • ... грузка 3 80,7 88 0,916
12-цилиндровый V-o'разный . Полная на- 4 55 132,3 0,416
12-цилиндровый V-образный* 2 грузка Полная на- 4 55 132,3 0,416
грузка

Фиг. 135. Полярная диаграмма кру-
тящих моментов восьмицилиндрового
V-образного двигателя.
Фаг. 136. Полярная диаграмма крутя-
щих моментов двенадцатицилиндро-
вого V-образного двигателя.
||| В данном слчае большие колебания крутящего момента уравновешиваются
Противоположно направленными большими силами инерции.
2 Промежуток между вспышками в обоих типах двигателей равен 60° пово-
рота коленчатого вала, и диаграммы крутящих моментов аналогичны для обоих
Двигателей (фиг. 135 и 136;.
173
Крутящий момент 12-цилиндрового V-образного двигателя
моментов каждой пары цилиндров.
Фнг. 137. Диаграмма крутящих моментов
авиационного двенадцатицилиндрэвого дви-
гателя Либерти.
Рассмотрим 12-цилиндровый V-образный двигатель Либерти
„12-А“.
Кривые крутящего момента для каждой пары расположенных
под углом цилиндров могут быть отдельно изображены на основ-
ной диаграмме, представляющей зависимость сил давления газов
и сил инерции от угла поворота кривошипа. Ординаты сумми-
руются алгебраически обычным способом. На фиг. 137 приведена
суммарная диаграмма крутящих моментов этого двигателя для
периода в 720°. Пунктирные линии изображают кривые крутящих
Сплошная линия — суммарная
кривая крутящего момента
всего двигателя, а горизон-
тальная линия, пересекающая
вершины этих диаграмм,—кри-
вая среднего крутящего мо-
мента.
Максимальный крутящий
момент имеется при угле по-
ворота коленчатого вала на
73° от в. м. т. и повторяется
через каждые 120°.
Вершина минимального кру-
тящего момента расположена
при 28° и также повторяется
через каждые 120°.
Вершина максимального кру-
тящего моментв находится в
том месте, где шатун и кри-
вошип образуют прямой угол
во время рабочего хода в ле-
вой паре цилиндров. Одновре-
менно имеет также место вспышка в каком-либо другом правом
цилиндре, но кривошип в этом случае находится лишь' на 28° по-
сле в. м. т.
Максимальное значение крутящего момента двигателя, равное
185 кгм, и соответствует среднему эффективному давлению, рав-
ному 8,6 кг{см9. Этому моменту соответствует тангенциальная сум-
марная сила, равная 2610 кг.
В данном случае отношение максимального крутящего момента
к среднему равно 1,25.
До сих пор наши замечания ограничивались сравнением двига-
телей с различным числом цилиндров одинаковых размеров. Наи-
более важным случаем, часто встречающимся на практике при
переходе на другую констоукцию, является то, что, сохраняя
тот же общий литраж двигателя, изменяют число цилиндров. Оче-
видно, что чем меньше литраж одного цилиндра, тем больше
должно быть число цилиндров у двигателя.
В следующей таблице приводится интересное сравнение четы-
рехтактных автомобильных двигателей с 4, б, 8 и 12 цилиндрами.
реличина крутящего момента относится к двигателям одинакового
литража- Таким образом мы имеем возможность сравнить пре-
имущество двигателей одинакового литража, но с различным чи-
слом цилиндров.
Таблица изменения крутящих моментов в двигателях
с одинаковым литражем
Число цилиндров изменение крутящего Относительное из-
момента ог средних величин в % менение крутя- щего мом нта
4 125 100
6 45 36
8 20 16
12 10 8
ВЛИЯНИЕ ЧИСЛА ОБОРОТОВ НА ВЕЛИЧИНУ КРУТЯЩЕГО
МОМЕНТА
С точки зрения конструктора двигателей внутреннего сгорания?
важно исследовать изменение величин крутящего момента в зави-
симости от различных оборотов двигателя, в том числе и макси-
мальных рабочих оборотов.
До сих пор обычно рассматривали отношение максимального
крутящего момента к сред ему при некоторых промежуточных
оборотах двигателя. При этом чем больше было число оборотов,
тем больше была величина этого отношения.
Данные следующей таблицы взяты из примера четырехцилин-
дрового бензинового двигателя, с диа'етром цилиндра в 76 мм,
ходом паршня 127 мм и весом поступательно движущихся частей
0,907 кг на каждый цилиндр.
Обороты в минуту 2000 2500 3000 3500
Максимальный крутящий момент кгм . . 31,8 49,1 71,3 98,5
Минимальный . , „ . . 0 —16,45 —37,75 64,4
Средний „ „ „ . . 14,35 14,35 14,35 14,35
~ максимально й Отношение —— средний 2,23 3,44 5,01 6,29
На фиг. 138 показаны кривые изменения крутящих моментов
Для четырех случаев, приведенных в таблице. Эти диаграммы по-
казывают чрезвычайно важное влияние числа оборотов на крутя-
щий момент. В другом типичном примере были получены вели-
175
чины крутяших моментов соответственно для 1500 и 3000 об/мин
.для такого же четырехцилиндрового бензинового двигателя, ц0
«Фиг. 138. Влияние числа оборотов на характер
и величину крутящих моментов.
с весом поступательно дви-
жущихся частей в 1,360 кг
на один цилиндр.
При 3000 об/мин крутя-
щий момент был в 6,75 раза
больше,чем при 1500 об/мин,
а отношение максимального
к среднему было в 4 раза
больше величины, получен-
ной при более низких числах
оборотов.
ДАВЛЕНИЕ НА СТЕНКИ ЦИЛИНДРА
Случай 1. Поступательно-маятниковое движение шатуна вы-
зывает боковое давление на стенки цилиндра. Величина этого
. I ,
.давления тем больше, чем меньше отношение — при опреде-
ленном значении крутящего момента двигателя.
Пусть: IV—боковое давление;
Р—сила, направленная вдоль оси цилиндра;
К—сила, действующая вдоль шатуна.
Берем момент относительно точки О (фиг. 139); тогда N-0B =
— К-ОС—крутящий момент двигателя.
Подсчет момента можно также произвести аналитически. Рас-
сматривая равновесие трех сил в точке В, получим:
N X
Р =tg(3.
Из фиг. 139 видно, что
г sin 0 = I • sin 0;
откуда
т
sinp= sin 6.
L
Известно, что
г . Г
о , -Sin&
tp й = — sin^ - 1 -____ r ' sin 6
Kl—sin2/? 1 Г r2 . j//2 —r2sin26
I/ 1 — sin2 6
Таким образом
N t r • sin 6
P ~ /T2^72‘sin4)
17b
Случаи 2. Рассматривая фиг. 140, пишем уравнение момен
тоВ около точки О и получим:
N OB'-}-P.b=R. ОС,
но
N
р =tgi3>'.
Определяем sinp' из уравнения
I sin $' = >•• sin (0 — b)
и получаем аналогично
г • sin (6 — b)
j/z2—[>• sin
Фиг. 141. Кривые ходов поршня
нормально го двигателя и с экс-
центриситетом.
В данной формуле числитель меньше, а знаменатель больше,
чем в первом случае, так что и величина & меньше. Следова-
тельно, для данной величины Р давление N меньше до тех пор,
пока sin 6 имеет положительную величину, т. е. во время хода
поршня вниз. Когда sin 6 — отрицательная величина, что соответ-
N
ствует ходу поршня вверх, величина -р- больше; но так как дей-
ствительная величина для хода сжатия или выхлопа меньше, то
Увеличение N не имеет большого значения. Уменьшение N во
время хода вспышки, когда Р имеет большую величину, является,
Однако, довольно заметным.
Диаграмма давления на поршень в L-образном цилиндре может
быть соответствующим образом получена графически.
Способ этот заключается прежде всего в получении графически
Диаграммы зависимости угла поворота кривошипа от соответству-
ющего положения поршня (см. кривую, изображенную сплошной
линией на фиг. 141). Для этого необходимо длину хода поршня
12 Джодж
177
разделить на несколько частей, точки деления взять как центры
и радиусом, равным длине шатуна, делать засечки на окружности,
описанной радиусом кривошипа. Эти засечки будут означать со-
ответствующее положение кривошипа при данном положении
поршня.
Затем необходимо определить соответствующие углы между
данным положением шатуна и осью цилиндра. Это можно полу-
чить или графически, или расчетом, пользуясь приведенной выше
зависимостью между 3 и 0.
Из диаграммы давления на поршень с учетом сил инерции мо-
жно определить соответствующие значения Р, осевую силу, дей-
ствующую на поршневой палец для различных положений поршня,
и соответствующие углы между осью шатуна и осью цилиндра.
Давление поршня на стенки цилиндра определяется из следую-
щей зависимости:
tf=p.tg3'.
Фиг. 142. Кривые боковых давлений поршня.
Л — нормального двигателя и В—С—эксцентричным
движением поршня.
Если нанести значения Л
по углу поворота кривошипа,
то полученная диаграмма бу-
дет аналогична диаграмме
фиг. 142, построенной для дви-
гателя с L-образными каме-
рами сжатия, диаметр кото-
рых равен 1/е диаметра ци-
линдра, и с отношением длины
шатуна к радиусу кривошипа,
равным 4. Пунктирная линия
изображает диаграмму соот-
ветствующего нормальногоци-
линдра.
Отношения максимальных и
средних давлений поршня для
обоих типов двигателя дают
нам следующие величины:
максимальное давление (нормальный мотор)
максимальное давление (мотор с L-образной камерой)
среднее давление (нормальный мотор)
-среднее давление (мотор с Ь-образной камерой сжатия)
Диаграмма давления на поршень при ходе сжатия была для
удобства нанесена на той же стороне, что и диаграмма рабочего
хода, хотя она должна была быть нанесена ниже.
Анализ кривой фиг. 142 указывает на то, что давление поршня
в период сгорания уменьшается до 35% вследствие незначитель-
ности угла отклонения шатуна от оси цилиндра, Однако в период
сжатия, когда этот угол соответственно больше, давление поршня
увеличивается от 30 до 40%. Это,увеличение, как видно из пре-
дыдущих результатов, значительно превосходит давление при ра-
бочем ходе.
'78
Кстати, можно упомянуть, что при облегченном поршне относи-
тельную поверхность, подверженную действию газов при сгорании,
go время рабочего хода, а также и поверхность, образуемую по
ходу сжатия, можно определить из средней площади, образуемой
кривой давления поршня для этих обоих периодов.
Отношение этих площадей в данном случае равно 28:1.
МАХОВИК
Фи". 143. Кривая влияния маховика при постоянной
нагрузке.
кривой крутящего момента, состоит в том
Маховик предназначается для уменьшения неравномерности обо-
ротов, вызываемых изменением усилий кривошипа и нагрузки дви-
гателя.
Действительное и постоянно меняющееся усилие кривошипа в
каждый момент зависит от положения поршня, отношения длины
шатуна к радиусу кривошипа, числа цилиндров и т. д.
Иногда энергия, по-
лучаемая от маховика
и коленчатого вала,
выше среднего сопро-
тивления или нагрузки
на двигатель, иногда
ниже, так что обороты
маховика будут испы-
тывать соответствую-
щие колебания.
Иначе говоря, факти-
ческая нагрузка на дви-
гатель может изме-
няться периодически.
Таким образом пер-
вый способ изменения
отдачи энергии во вре-
мя одного оборота,
если прямая MN (фиг.
143) представляет со-
бой среднюю высоту
что эта прямая рассматривается как средний крутящий момент,
эквивалентный установившейся нагрузке или сопротивления дви-
гателя.
Тогда заштрихованная площадь выше прямой MN будет изобра-
жать избыток энергии, накопленной во время хода вспышки и со-
средоточенной в маховике, вызывая вследствие этого увеличение
числа оборотов.
Таким же образом заштрихованная площадь ниже прямой MN
представляет собою энергию, полученную за счет кинетической
энергии вращения маховика и необходимую для холостых ходов
поршня (выхлопа, всасывания и сжатия). ‘ fg
Расход энергии маховиком уменьшает число его оборотов.
В точках А и В значения работы, произведенной коленчатым
валом и маховиком, были одинаковы и, следовательно, в этих точ-
ках обороты маховика не будут ни увеличиваться, ни уменьшаться.
12*
179 ’
В точке А маховик как раз прекратит передачу энергии колен-
чатому валу и поэтому в этой точке его обороты будут минималь-
ные, в чем можно убедиться по кривой оборотов маховика за один
цикл (фиг. 143).
Аналогично этому в точке В маховик как раз заканчивает полу-
чение избытка энергии о г коленчатого вала и, следовате льно, его
обороты будут максимальные, о чем свидетельствует та же кри-
вая фиг. 143.
Очевидно, приобретенная маховиком энергия за один цикл ра-
боты двигателя равна затраченной им энергии за этот же цикл.
Другими словами, алгебраическая сумма положительных и отри-
цательных площадей для полного цикла равна нулю.
Если площадь, ограниченную кривой крутящего момента, для
полного цикла работы (для некоторых типов двигателей) обозна-
чить через В, а большую отдельную площадь, -расположенную
выше или ниже средней линии Л/Л', обозначить через оВ, то отно-
о/<’
шение -р- будет коэфициентом изменения энергии.
Ниже в таблице приводятся некоторые действительные значения
коэфициента изменения энергии различных бензиновых двигателей.
Типы двигателей Коэфиеиент энергии в’/о
Одноцилиндровый Двухцилиндровый, с расположением кривошипов под углом 180' . » » » V п » • • Четырехцилиндровый вертикальный двигатель 90° Шестицилиндровый двигатель Семицилиндровый „Гном" . 97 60 74 5 2,4 2,6
До сих пор мы считали нагрузку
двигателя постоянной. Чаще всего эта
нагрузка является переменной вели-
чиной. Например, в случае когда дви-
гатель вращает гидравлический или
пневматический насос или изогнутый
вал, который периодически зажимает-
ся в своих подшипниках, а также
когда муфта или барабан юрмоза
проскальзывает во время работы дви-
гателя, тогда кривая крутящего мо-
Фиг. 144. Кривая влияния махови-
ка при переменной нагрузке.
мента от нагрузки будет изображаться
не линией MN (фиг. 143), а кривой MN (фиг. 144). В этом
случае колебания энергии будут представлены заштрихованной
площадью, а точки А и В будут по-прежнему означать максимум
и минимум оборотов маховика. При этом фактическая величина
максимума будет другая.
Для одноцилиндрового двигателя, если бы отдельные площади,
лежащие вышей ниже линии кру1ящего момента, от нагрузки бы-
ли равны, то число оборотов маховика было бы также больше или
180
меньше среднего числа оборотов, т. е. минимальное число оборо-
тов было бы настолько меньше, насколько максимальное число
оборотов больше среднего.
Отношение максимальных и минимальных оборотов маховика к
средним называется коэфициентом колебаний скорости и является
функцией маховика.
Так как энергия, накапливаемая в маховике, пропорциональна
моменту его инерции и квадрату его угловой скорости, то имеет-
ся значительная свобода при конструировании соответствующего
маховика.
При этом можно варьировать массой, диаметром и расположе-
нием материала, чтобы получить соответствующий момент инерции.
Для иллюстрации ниже приводится таблица коэфициентов коле-
баний скоро ти маховика, встречаемых на практике.
Типы двигателей Коэфиииент колебаний скорости
Одноцилиндровый бензиновый • Четырехцилиндровый бензиновый Шестицилиндровый „ . • Семицилиндровый „ „Гном" Паровая машина, вращающая станки , „ „ насосы , и электромеханизмы 5 —10 1 — 2 0,5—1,0 0,1—0,4 2,8 5,0 0,6
Определение размеров отдельных частей маховика
Требуется найти размеры маховика, которые в условиях работы
двигателя могут обеспечить определенные изменения его предель-
ных скоростей.
Пусть средняя угловая скорость маховика будет ы° и коэфици-
ент колебаний скорости — q.
Если Wj и со2 — максимальные и минимальные скорости, то
0J, — 0J,
q =
7 wo
Если момент инерции маховика обозначим через /, а энергию
вращения при средней скорости маховика через Ео, тогда
а энергия колебания оЕ будет:
8Е=\ — = J /(‘“i w2)(oh — <о2)%
2 £
\ Ч J
181
следовательно:
£'о =
8е
Отсюда можно определить энергию Ео маховика, необходимую
для изменения скорости внутри установленных пределов, так как
колебания $Е можно найти по диаграмме крутящих моментов.
Если будет дана средняя скорость, тогда
2£о _
~ ы2 “ ^со02 ’
так как
I—M-R2,
где М— масса маховика и
R—радиус вращения.
Каждую из этих величин можно изменить при выборе соответ-
ствующих размеров маховика.
Пример. Дан маховик, состоящий из кольцеобразного обода,
соединенного с центральной втулкой ребрами.
Если Wr и M7S — соответствующие веса, Rr и Rs — радиусы вра-
щения, то
/= ад.2+ ВДЛ
Если обод маховика прямоугольного сечения, а внутренний и
внешний радиусы Ro и Rlt тогда приблизительно на практике по-
луча м:
R^K±K=R,
Обычно
R = ^
Rs 3
так что
\ 7 7^0
Отсюда видно, что вес и радиус обода маховика необходимо вы-
брать побольше, для того чтобы коэфициент был минимальным
при данном колебании энергии.
Окружное усилие
Увеличение радиуса маховика практически ограничивается на-
пряжениями, появляющимися в материале самого маховика, и вы-
званными действиями центробежных сил.
Можно легко показать1, что усилия от центробежной силы в
ободе маховика будут:
W- V2 . „
-------------------------------- кг см2,
-------------------------------- g
См. Д у б б е л ь, Двигатели внутреннего сгорания стационарного и судового
типа. Ленинград 1928, стр. 462—463.
182
где У—окружная скорость в м/сек;
W—вес бруска материала длиной в 1 м и сечением в 1 м";
g—ускорение силы тяжести в м/сек3.
Для чугуна, применяемого для маховиков с разрушающим напря-
жением около 1265 кг/см* 2, W = 3,37 кг/см*.
В этом случае разрушающая скорость выразится формулой'
i/2_ 1265-1000-981
7,2 ;
откуда
V— 131 м/сек.
Безопасные для работы скорости обычно получают из учета ко-
эф щиента надежности, который принимают равным около 18; oi-
сюда видно, что в нашем случае, т. е. для чугуна, допустимая
скорость будет равна У=31 м/сек.
Многое, однако, зависит от действительной конструкции махо-
вика, от равномерности крутящего момента, вызывающего его дви-
жение, и т. д. и практически было найдено, что превышать скорость
для чугуна свыше 25 м/сек не рекомендуется1.
Многочисленные случаи разрыва маховиков являлись результа-
том допущения окружных скоростей, превышающих эти цифры.
Другой фактор, влияющий на прочность маховика, это — напря-
жения, которые получаются при его первоначальной отливке и
которые в значительной степени могут ослабить как обод махови-
ка, так и его спицы.
Чугун обычно не является однородным металлом; воздушные
пузырьки, которые часто остаются в металле при отливке, могут
нарушить равновесие и этим самым вызвать добавочное напряже-
ние в ободе маховика.
В практике для высокоскоростных двигателей и механизмов при-
меняются маховики из кованой или литой стали.
В некоторых случаях на обод чугунного маховика натягивают
стальное кольцо и даже применяют проволочный канат из литой
стали, дающий возможность утраивать рабочие скорости маховика.
При наличии хороших маховиков из литой стали окружные ско-
рости не должны превышать 55 м/сек 2.
Для любого другого материала безопасная рабочая скорость
обода будет изменяться прямо пропорционально корню квадрат-
ному из его допустимого напряжения на разрыв и обратно про-
порционально корню квадратному из его плотности или веса на
кубический сантиметр.
’1 У нас обычно принято допускать большие окружные скорости чугунных шки-
вов до 25—35 м/сек и даже до 40—45 м<сек (см. Hiitte, т. II, Москва 1929, стр. 178;
.Техническая энциклопедия”, т 12, стр. 7В). Прим, г оев.
2 Принято считать допустимыми для стальных литых маховиков окружные ско-
рости до 150 м/сек, причем при скоростях до 75 м/сек маховик делают го спицами,
а при больших скоростях — в виде сплошного литого диска (колеса системы Ильчи-
ера) (см. Hiitte, т. II, Москва 19'9, стр. 180; „Техническая энциклопедия" т. 12,
стр. 713). Пр.1М. перев.
183
Таким образом:
где k — постоянная величина, обычно изменяющаяся в зависимости
от материала от 7 до 10;
ft—допустимое напряжение в кг)сл?',
да—вес бруска материала, объемом в еж3.
Этд формула выведена непосредственно из рассмотренных выше
данных.
Машина для уравновешивания маховиков
В связи с работой высокоскоростных вращающихся частей, на-
пример роторов турбин, маховиков многооборотных двигателей
внутреннего сгорания и т. д., с увеличением скорости становится
все более важным получать с высокой степенью точности статиче-
скую и динамическую уравновешенность. Для цели уравновешива-
ния,. или, скорее, для выявления любой степени неуравновешенно-
сти вращающихся частей, были сконструированы специальные ма-
шины.
Одна из общепринятых таких машин показана на фиг. 157; она
применима, конечно, и для уравновешивания маховиков
Для уравновешивания собственно маховиков и вращающихся
частей сходной формы может быть применен более простой меха-
низм. На фиг. 145 показана машина, сконструированная одной аме-
риканской фирмой быстроходных деревообделочных машин и пред-
назначенная в основном для балансировки маховиков.
Она состоит из вертикального вала, приводимого в движение от
горизонтального посредством фрикционных конических дисков.
На горизонтальном валу находится муфта включения А, включа-
ющаяся посредством ры ага В, так что скорости вращения верти-
кального вала нарастают постепенно.
Маховик, подлежащий балансировке, устанавливается на под-
ставку, на которой точно центрируется по отверстию. Сама под-
ставка полая и снабжена закаленным стальным зажимом, имеющим
осевое перемещение. В нижн: й части зажима имеется углубление,
при помощи которого маховик покоится на верху закаленного цен-
трирующего стержня С (фиг. 146), строго установленного в верти-
кальном центральном положении.
Уровень зажима подставки может быть установлен так, что ма-
ховик будет поддерживаться около его neHipa тяжести. Маховик,
во-первых, уравновешивается статически простым налепливанием
глины на соответствующие места обода и лишь затем собственно
уравновешивается путем высверливания дыр на противоположной
стороне обода маховика.
Для того чтобы получить динамическую уравновешенность, ма-
ховик, установленный на центрирующем стержне С, приводится во
вращение от вертикального вала при помощи плеч D, укреплен-
ных на шарнирах так, что когда привод выключается, то обод по
инерции стремится вращать вертикальный вал при помощи этих
184
плеч и они падают или свешиваются, давая, таким образом, махо-
вику возможность свободно вращаться на центрирующем стержне
С под своим собственным моментом.
На особой подставке, установленной рядом с машиной (фиг. 145),
имеется передвижная консоль с укрепленным на конце мелом, вы-
несенная на уровень верхней стороны обода. При вращении обода
мел чертит ряд концентрических окружностей. Если обод уравно-
вешен совершенно динамически, получаются непрерывные круги
мела; если же обод неуравновешен, то круги мела прерываются,
благодаря тому что центр тяжести одной стороны выше центра
тяжести другой стороны. Более высокое положение центра тяже-
сти будет соответствовать разрыву меловой линии.
Прикрепляя глину на противополож-
ной стороне обода и повторяя опыт до
тех лор, пока не получатся непрерыв-
Фиг. 145. Машина для уравновешивания
маховика.
Фиг. 146. Иллюстрация метода
уравновешивания маховика.
ные круги мела, легко определить, какое количество материала
должно быть удалено с противоположной стороны посредством
высверливания для тою, чтобы достигнуть надлежащего динами-
ческого уравновешивания.
Силы инерции шатуна
До сих пор действие силы инерции поступательно движущихся
частей, рассматривалось только в линейном направлении. Очевидно,,
что силы инерции вызываемые движением шатуна, по своей при-
роде будут отличны, так как один конец шатуна имеет поступа-
тельное движение, одинаковое с поступательным движением поршня,
а другой — вращательное, совершенно такое же, как и шатунная
шейка коленчатого вала. Отсюда ясно, что результирующее дви-
жение шатуна будет складываться из поступательного и враща-
тельного движений.
С целью приблизительного учета сил инерции шатуна в пробле-
ме уравновешивания обычно принимают шатун, разделенным)
185
»на две части, обратно пропорционально расстояниям от концов ша-
туна до его центра тяжести. Затем предполагают, что вся масс t
шатуна, разделенная в этой пропорции, сосредоточена на осях
головок шатуна так. что часть массы, отнесенная к малой головке
шатуна, может быть рассматриваема, как масса, добавленная к
поступательно движущимся частям, и часть массы, отнесенная к
большой головке шатуна, рассматривается, как вращающаяся мас-
са, сосредоточенная на щейке кривошипа, и соответствующим об-
разом должна быть уравновешена. Этот, хотя и несколько грубый,
метод дает вполне удовлетворительный результат для большин-
ства практических целей. Для точного учета сил инерции шатуна
необходимо рассмотреть его сложное движение, состоящее из:
а) поступательного со скоростью и ускорением поршня в любой
момент; ускорение поршня обозначим через /;
Ь) вращения вокруг пальца поршня, т. е. точки Р с угловой ско-
d'£> d2z>
ростью и угловым ускорением , где есть угол СРО
(фиг. 147).
Очевидно, шатун будет находиться под действиеги трех различ-
ных сил инерции, показанных на фиг. 147:
а) Сила F\, приложенная в центре тяжести шатуна и действую-
щая по направлению ускорения поршня; она равна
F _
1 g ’
Я
где — масса шатуна;
Ь) сила F2, приложенная в центре качания шатуна (т. е. в точ-
ке L\ считая верхнюю головку Р за точку, поавеса. Ее величину и
точку приложения можно определить из следующих соображе-
ний. Благодаря ускоренному вращению вокруг точки Р по-
является сила:
F.,
Г г d2'3
J g dF
dm —
1 C
g dt* J
rdm — —
g dt-
интеграл взят по всей массе шатуна; г—расстояние от точки Р до
элементарной массы шатуна.
С другой стороны, момент сил инерции от ускоренного враще-
ния вокруг Р равен:
dt2
где/—момент инерции шатуна относительно точки Р. Обозначая
радиус инерции шатуна относительно этой точки через k, можем
написать-
т M^d2?
1 —---R~- jFT
g dt-
,186
Очевидно этому моменту должен равняться момент силы F3:
g\.PL=T,
(здесь PL есть расстояние от точки Р до центра качания L), т. е.
^.PG-PL
g dt- g dt-
Отсюда
k-
PL-—— —
PG ’
Последняя формула показывает, что сила F, действительно при-
ложена в центре качания.
с) Наконец, третья сила Р3 действует на шатун по направлению
от точки Р\ эта сила является центробежной и может быть опре-
делена следующим выражением:
Методы определения значений угловых скоростей и ускорений
шатуна через угол поворота кривошипа приведены выше. Зная
теперь величину, направление и точки приложения сил, действую-
щих на шатун, можно получить результирующую силу R посред-
ством обыкновенного графического или аналитического метода.
Слагающая результирующей силы по направлению оси цилиндра
будет сообщать шатуну в любой момент инерционную силу, дей-
ствующую в этом направлении.
Результирующую силу давления газов на поршень затем надо
исправить на этот инерционный эффект точно так же, как она была
исправлена на действие силы инерции поступательно движущихся
частей.
Для получения крутящего момента двигателя необходимо силу
Давления поршня разложить по направлениям шатуна и перпен-
дикуляра к оси цилиндра, затем перенести первую составляющую
в точку С издесь ее еще раз разложить по направлению радиуса
кривошипа и перпендикуляра к нему; вторая составляющая, умно-
женная на радиус кривошипа, и даст крутящий момент.
Для получения точных результатов кривые крутящего момента
мотора должны быть исправлены на действие сил инерции пор-
187
шня и шатуна; учитывать действие этих двух факторов особенц0
необходимо в высокоскоростных моторах. Если требуется больща5)
точность, то вес самого шатуна должен быть принят во внимание
как дополнительная сила К к силам F2 и Fg при нахождении ре.
зультирующей силы R. Однако по отношению к этим трем сила,м
этой величиной обычно пренебрегают.
Что касается другого аналитического метода рассмотрения сид
инерции шатуна, то рекомендуем обращаться к книге проф. Перрй
„Паровые машины"1.
Силы инерции, вызывающие изгиб шатуна
Пусть шатун будет, как показано на фиг. 148, составлять прямой
угол с кривошипом.
Р
Фиг. 148.
В таком случае результирующее ускорение всего шатуна в на-
правлении, параллельном ОС, будет вызывать нормально напра-
вленную к шатуну силу F, приложенную в некоторой точке f и
вызывающую изгиб. Пусть т' будет вес на единицу объема ша-
туна; если предположить, что сечение шатуна постоянно по всей
его длине, то вес на единицу длины выразится:
т = т‘А,
где А — площадь сечения шатуна.
Рассмотрим этот простейший случай, т. е. шатун с постоянным
сечением. Ускорение в точке С равно ш2г, где «>— угловая ско-
рость шатунной шейки.
В любой точке х, взятой на расстоянии х от точки Р, нормаль-
ное ускорение будет выражаться * wV. Следовательно, ускоре-
ние будет пропорционально расстоянию от точки Р и может быть
изображено треугольником РСЕ, ширина которого в любой точке
представляет нормальное ускорение в этом месте.
Результирующая нормальных к шатуну сил инерции, очевидно,
выразится интегралом от всех составляющих элементарных сил по
длине шатуна.
'„См. Р. Девилльер. Легкие двигатели внутреннего сгорания, т. I, гл. VIII;.
Нейман. Динамика н расчет на прочность авиационных моторов, Авиоавто-
издат, 1933, гл. V и X. Прим, перев.
188
Сила, вызывающая ускорение элементарной массы, находящейся
рТОчке л, выражается уравнением:
JC т 9 X Л
clr——v)-r dx.
<е> *
Отсюда результирующая сила
F будет равна:
т oj- г
Fl
xdx— ш2//-
2g
2
и приложена на расстоянии -
I от точки Р. Поэтому силы реак-
F 2
дни в точках Р и С будут соответственно равны и F. Теперь
<5 О
шатун можно рассматривать как балку, лежащую на днух опорах
и нагруженную грузом F, распределенным по закону треугольни-
например х, напи-
ка1. Тогда изгибающий момент
щется так:
Л/Г 1 F т -
M = ^-Fx- g
ГХ2 X
2 3
любой точке,
х3
6/
или
тгш-
big
(Г~х — л3).
Отсюда видно, что изгибающий момент не
порционально изменению х от точки Р, а
сти ог изменения х(Р— х2), .и что кривая
имеет уравнение:
изменяется прямо про-
изменяется в зависимо-
изгибающего момента
у — kx {Г2 — л2),
где у — изгибающий момент,
k — постоянная величина.
Максимум изгибающего момента будет в
^ = 0,
dx
точке, где
т. е.
Г- — 3№ = 0,
или
___г_____= 0,577/.
V 3
Подставляя это значение в формулу (1),
получаем:
ты-г
— -/Л
1 Подробнее см. К. Бах, Детали машин, т. II, ГИЗ, стр. 405—408. Прим, перев.
М
I
в
1 1 г т
/ 3 g
189
При конструировании необходимо подсчитать /Итах по этому
способу, для того чтобы определить максимальное, изгибающее
усилие в шатуне.
Таким образом если Z будет „модуль сопротивления" сечения
шатуна, то максимальное усилие
г__max
' Z ’
Для круглого шатуна
f=Mmm _327Иmax
J -ds — ~d-‘ ’
32
где d — диаметр шатуна в месте действия изгибающего максималь
ного момента.
Для прямоугольного сечения шириной b и толщиной d
_ _ 6/Vfmax
7 ’ fed2 *
Если сечение шатуна не постоянно, а изменяется по всей его
длине, как показано на фиг. 149, согласно закону
k = 'Д(л),
где х — расстояние от точки Р, то центробежная сила, действую-
щая на элементарной длине dx на расстоянии х от точки Р, выра-
зится формулой:
Г
dF = тЩх) — , dx,
‘ g I
где m'<f(x) представляет массу элемента, приходящуюся на единицу
длины шатуна. Тогда результирующая сила, действующая на весь
шатун, выразится формулой:
_ т'ы-r Г , . ,
г= | А"д x)dx;
gl .) '
ее значение будет зависеть ст закона изменения поперечного сече
ния. Таким образом если сечение возрастает от Р до С (прене
190
брегаем концами шатуна) по закону k — ax, где а есть некоторая»
постоянная, то
F = а Г х, dx = пМ^аР .
Si .] 3g
• о
Для более сложных изменений сечения шатуна проще произве-
сти интегрирование, графически разделяя шатун на несколько ча-
стей плоскостями, параллельными положению кривошипа ОС, и
найти сперва массу каждой части по^ средней площади сечения, а
затем результирующую силу каждой массы, которая вызывается
ее ускорением в направлении, параллельном ОС. Результирующая
всех этих составляющих сил может быть тогда легко определена.
Расчет шатуна как стойки на продольный изгиб
Кроме того что шатун подвержен изгибающему действию своих
сил инерции, он также подвергается осевому сжатию силой давле-
ния газов и силой инерции поршня, которые вызывают продоль-
ный изгиб совершенно независимо от инерционных сил шатуна.
При расчете на эти силы шатун можно рассматривать как стой-
ку, шарнирно закрепленную у обоих концов и нагруженную нагруз--
кой, равной максимальному давлению вспышки, исправленному на
действие сил инерции.
Таким образом если Т будет максимальное осевое давление на
шатун, равное
к=Гр — — (1+V) 1 -
I g V ~|
где R—максимальное давление вспышки и М. — масса поступатель-
но движущихся частей, то максимальное значение этого выраже-
ния может быть легко определено при помощи упомянутых выше
методов.
Зная давление К мы можем определить напряжение, которому
подвержен шатун, рассматриваемый как стойка, из формулы;
Ге
К
с - А ’
где К—коэфициент надежности, принимаемый от б до 10 и
А — площадь сечения, приведенная к среднему сечению шатуна.
Результирующее напряжение в шатуне
Для того чтобы определить напряжение в шатуне под одновре-
менным действием сгибаюших и сжимающих сил, необходимо
определить отдельные напряжения, вызываемые этими силами, и
затем для определения результирующего напряжения их нужно
сложить1. Таким образом результирующее напряжение будет равно:
I--—----- /«=/+/«•
1 Этот приблизительный метод, обычно достаточно точный для многих целей»
Непригоден для эксцентричных нагрузок, разнородных материалов и т. д. Прим1-
Автора.
191
По этому напряжению fn определяются размеры шатуна, если
известны свойства применяемого материала. Если шатун будет
сделан из мягкой стали, fR не должно превышать 500 кг'см2. Та-
кая величина допустимого напряжения вызвана, главным образом,
переменным действием нагрузки, которая будет сжимающей для
рабочего хода, сжатия и выхлопа и растягивающей для всасываю-
щего и любого холостого хода.
Для шатунов из литой стали fR не должно быть больше 850 кг/см2.
Для специальных сталей ('никелевая, хромоникелевая, хромована-
диевая и т. д.) допустимое рабочее напряжение будет много выше
и зависит от разрушающего усилия, предела упругости и сопро.
тивляемости на усталссть, свойственных этим металлам.
, Напряжения в шатуне авиационного двигателя
Возьмем 12-цилиндровый двигатель Либерти, силы инерции и
• давления газов которого приведены выше. Будем рассматривать
его шатун как стойку с защемленными концами, находящуюся под
максимальным давлением силы вспышки, равным 4000 кг\ прини-
маем шатун за двутавровую балку, имеющую площадь попереч-
ного сечения, равную 2,3 см2. Тогда сжимающее усилие, приходя-
щееся на единицу площади сечения, будет:
„ 4000 .... . ,
гс = = 1740 кг1см\
2,о
Формула Ранкина (Rankine) для стоек, закрепленных шарнирнэ,
может быть написана:
C-PL2
I '

дде Р—полная нагрузка, приложенная на конце, т. е. 4000 кг\
L — расстояние между центрами шарниров, равное 300 мм;
1 — наименьший момент инерции двутавровой балки, равный '
26,6 смъ;
С—постоянная величина для шарнирно закрепленных опор,
равная 0,000526. Отсюда
F=1740
0,000526-4000-900
26,6
= 1810 кг/см2.
Шатуны выполняются из специальной хромоникелевой или хро-
мованадиевой термически обработанной стали с высоким коэфи-
циентом сопротивления на рестяжение и с допустимым напряже-
нием на сжатие 1000 ksjcm2, что соответствует коэфициенту
надежности около 10.
1
f
492
ГЛАВА ШЕСТАЯ
УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ
Уравновешивание рабочих частей двигателя является очень важ-
ным фактором в их конструкции. Совершенно уравновешенным
является двигатель, в котором относительные движения составляю-
щих его частей не будут вызывать вибрации двигателя как це-
лого.
Уничтожение вибрации высокоскоростных двигателей внутреннего
сгорания, особенно в автомобильной и авиационной практике, долж-
но быть одной из главных задач каждого конструктора. Если
полностью уравновешенный мотор подвесить свободно в простран-
стве, то он будет висеть, оставаясь неподвижным.
В связи с этим здесь можно упомянуть об опытном приборе
проф. Перри, состоящем из четырех дисков, прикрепленных к ва-
лу; прибор приводится в движение от электромотора посредством
ремня. Диски могут быть выведены из равновесия до любого пре-
дела, и так как вся установка, несущая подшипники вала, подве-
шена на внешней опоре на проволоке, то при вращении ‘любое
нарушение равновесия дисков заставляет всю установку вибриро-
вать, или передвигаться.
Е ли мотор совершенно уравновешен, то теоретически не требуется
ни фундаментных болтов, ни других средств, крепящих его к грунту.
В неуравновешенном двигателе реакции движений неуравновешен-
ных ча тей будут передаваться на фундамент или подмоторную
рамс. В действительности двигатели могут лишь приближаться к
условиям полного уравновешивания.
В двигателе надлежит различать два вида вибрации:
а) вибрации благодаря упругой деформации составных частей
двигателя, например: крутильные колебания коленчатого вала под
влиянием периодических нагрузок вспышки;
Ь) вибрации двигателя в целом, рассматриваемого как кинемати-
ческая цепь из неизменяемых частей, т. е. вибрации двигателя и
установки, при которых не происхо ит упругих деф >рмаций.
В вопросе уравновешивания двигателя рассматривают, главным
образом, последний вид вибраций, и вообще послезний вид виб-
раций является прямым следствием неуравновешенности двигателя.
Имеется несколько видов колебаний установки или фундамента
мотора. Эти колебания следующие:
1. Вертикально-линейные, возникающие вследствие неуравнове-
шенности вертикальных сил.
2. Горизонтально-линейные, возникающие вследствие неуравно-
вешенности горизонтальных сил.
193
13 Джодж
Порядок вспышек в различных типах бензиновых двигателей
Тип двигателя Порядок вспышек Количество вспы- шек за два обо- рота Максимальный пе- рло 1 между вспыш- ками в градусах Минимальный пе- риод междувспыш- камп в градусах (
* 1. Одноцилиндровый .... 2. Двухцилиндровый, верти- кальный с коленами, под углом 180J .... • 3. Двухцилиндровый, верти- кальный, с коленами, под углом 90° 4. Двухцилиндровый,V-образ- ный с цилиндрами, под углом 90° 5. Двухцилиндровый, с ци- линдрами и коленами, под углом 180° .... 6. Трехцилиндровый завод . 7. Пятицилиндровый .... 8. Шестицилиндровый . . . 9. Семицилиндровый .... 10. Восьмицилиндровый1 2 3 . . 11. Левятицилиидровый . . . 12. n-цилиндровый, где « чет- ное число n-цилиндровая звезда, где п—нечетное число . . . 13. Четырехцилиндровый,одно- рядный, колена, под уг- лом 180° 14. Шестицилиндровый, одно- рядный, колена под 120° 15. Восьмипилиндровый, V-об- разный, по 4 цилиндра в ряд 1—1—1 и т. д. 1—2-1-2 1-2-1-2 1—2—1—2 1-2—1—2 1-3—2—1 1-3-5—2-4—1 1 —3—5—2—4— 6—7 1—3—5—7—2—4—6—1 1—3—5—7-2-4—G—8-1 1-3— 5—7-Э-2-4—6-8-1 1—3—5—7—9 и т. д. до (п—1) и затем 2—4—6—8 и т. д. 1—3—5—7—9 и т. д. до п и затем 2—4—6—8 и т. д. до (Н-1) 1—з—4-2-1 (1—4—2—6—3—54\ <1—5—3—6—2—4 > U— 3—2—6—4—5 J 1п—2л—Зп—2л—4п—1л, 2п—Зл и другой вариант 1п—4л—2п—Зл 41—1л—Зп—2 л 1 2 2 2 о 3 5 61 7 83 9 п п 44 6 6 6 83 720 360 450 450 360 240 144 180 102 135 80 3 720 2 п 720 н 180 120 120 120 90 720 360 270 270 360 240 144 60 6 1О27 45 80 1 720 2 п 720 п 180 120 170 120 90
1 Средний промежуток для других периодов 120°.
2 < мотри так же другие порядки зажигания, приведе! ные ниже.
3 Средний промежуток для других периодов 90°.
4 Этот порядок обычно принят в практике.
194
Тип двигателя 1 Порядок вспышек Количество вспы- шек за два обо- рота Максимальный пе- риод между вспыш- ками в градусах Минима 1ьный пе- риод между вспыш ками в градусах
16 12-цилиндровый, V-образ- ный, с коленами под уг- лом 120' (два ряда по шести цилиндров в ряду) 12-цилиндровый-, W образ- ный (по 4 цилиндра в ряду) . . . -’ 1-й вариант 1п—6л - 4п—Зл—2п—5л—бп 1л— Зп—4л-5п—2л 2-й вариант In—6л—5п—2л—Зп—4л—6л— 1л—2п— 5л—4п—Зл 3-й вариант 1п—6л—Зп—4л—Зп—5л—6п— 1л—4п—Зл—5п—2л От винта 5 . 7— 2— 96 ( 4—11— 6 110— 5—12 '1—8—3 12 12 12 12 60 60 60 60 60 60 •
Примечание. В случае звездообразного мотора с четным числом цилин-
дров интервал вспышек будет неодинаковый в двух случаях: а) между п—1 и
вторым цилиндрами, когда промежуток равен 11/2 средним интервалам; б) между п
и первым цилиндрами, когда промежуток равен J/a среднего интервала. Для всех
других интервалов периоды вспышек равны. Для звезды с нечетным числом цилин-
дров периоды вспышек равны.
3. Вращательные колебания в вертикальной, горизонтальной или
в какой-либо другой плоскости, возникающие вследствие неура-
вновешенности пар в этой плоскости.
Прежде чем разобрать частный случай, относящийся к мотору,
полезно рассмотреть несколько основных принципов, заложенных
в основу уравновешивания двигателя, так как соответствующее
уяснение этих принципов значительно облегчит задачу изложения
и понимания рассматриваемых ниже примеров.
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ СИЛЫ И МОМЕНТЫ
Если масса будет вращаться вокруг неподвижного центра с
угловой скоростью ш и радиусом R, возникнет центробежная сила,
которая будет равна
Г7 Т>
Ь — — ш-А*,
g
6 Этот порядок вспышки моторов „Либерти" 12-А.
в Napier Lion engine.
13*
195
или, заменяя ш = 2-п, где п — число оборотов в секунду:
' „ М . „г,
g
Если R будет в метрах и М в килограммах, то и сила выразится в
килограммах и будет равна:
/г= — 4~2n-R.
g
* В виде общего случая рассмотрим тело массы т, центр тяжести
которой движется по любой траектории. Пусть г будет ради>
кривизны пути центра тяжести этой массы в любой момент (фиг. 150).
Центробежная сила, возникающая при движении этой массы,
равна /= mw2r, f будет функция от ш и г.
Фиг. 150.
Фиг. 151.

Представим себе некоторое количество частиц массы т 2
тя, ..., вращающихся вокруг общего центр 1 с различными радиу-
сами /-j, г2, га, ..., и общей угловой скоростью ш, как если бы они
были прикреплены к какому-либо диску. Тогда ось вращения д 1ска
будет подвержена действию ряда центробежных сил, раеных
тхь?гх, in2a>2r2, m3i>Frs, ... и направленных по соответствующем
радиусам г,, г2, г3.
Равнодействующая сила на ось диска будет выражаться векто-
рами, равными '
(т1г1 + tn2r2 + т3г3 +...)
Сила, равная и прямопротивоположная равнодействующей, будет
совершенно уравновешивать эту систему сил, а значит, и их ре-
зультирующую.
Таким образом, если система сил приводится к единственной
равнодействующей X, то силы можно уравновесить при помощи
массы М, отстоящей от оси на расстоянии R в направлении, диа-
метрально противоположном суммарной центробежной силе, при
условии, что MR = X. Совершенно ясно, что масса М и радиус R
могут быть выбраны сообразно с другими условиями, ио их про-
изведение всегда должно равняться X. .
196
В качестве примера рассмотрим случай двух масс и Л12 с
радиусами Rr и /?а (фиг. 151). Требуется уравновесить эти две
массы при помощи одной массы с радиусом R. Проведем линию
АС, параллельную радиусу Q и пропорциональную величине
и линию АВ, параллельную радиусу /?2 и пропорциональную /И2/?2.
Тогда ВС будет представлять величину и направление результи-
рующей центробежной силы, скажем F. Следовательно, две массы
Mi и М2 могут
быть уравновешены массой, равной
и рас-
положенной, как показано на фигуре.
Этот простой прием можно применить и для других случаев.
Предположим, что щеки и шейка од-
ного кривошипа имеют массу М, кото-
рую требуется уравновесить посред-
ством двух противовесов, как показано
на фиг. 152 в другой проекции колен-
чатого вала (т. е. удлинением щек вала).
Пусть г есть расстояние центра тяже-
сти, колена кривошипа от оси враще-
ния вала; — масса каждого противо-
веса, уравновешивающего щеку и поло
вину шейки; центр тяжести противовеса находится на расстоянии
/?, от оси вала.
Тогда
м
Mu>2r= 2MiC2R1 или М1 = .
Такие противовесы вполне обеспечивают, что центробежные си-
лы и их моменты будут уравновешены1.
Моменты центробежных сил
Если к валу АВ (фиг. 153) длиной а прикрепить на его концах
при помощи плеч равные массы М с радиусом г, как показано на
фиг. 153, то возникающая при вращении на каж-
дом плече центробежная сила будет равна Мш!г
и вал будет подвержен действию момента пары,
равного Мч>2г а. Пара стремится вращать вал, как
показано стрелками на фигуре, т. е. около оси, пер-
пендикулярной плоскости самих центробежных сил.
Необходимо отметить, что при постоянной
скорости вращения вала эта пара будет постоян-
ной величиной, но меняющей свое направление,
причем вектор пары будет вращаться в плоскости,
перпендикулярной оси вала с той же самой угло-
вой скоростью.
Такое явление происходит с валом двухцилин-
дрового мотора с расположением колен под углом
1 Для уравновешивания моментов требуется помимо выведенного условия, чтобы
общий центр тяжести обоих противовесов лежал в одной плоскости с центром тя-
жести колена и нормальной оси вала. -
R
197
180°. Во многих других типах моторов также возникают при вра-
щении неуравновешенные пары, поглощаемые реакциями опор
мотора.
УРАВНОВЕШИВАНИЕ КРИВОШИПОВ ПРОТИВОВЕСАМИ
Можно показать, что каждое колено возможно уравновесить
посредством добавочных пар, возникающих от уравновешивающих
грузов, прикрепляемых на противоположной стороне масс, подле-
жащих уравновешиванию.
В практике, однако, это делают не всегда; фактически это есть
скорее исключение, чем правило.
Трудность получения в производстве точности и большая стои-
мость валов с противовесами являются главной причиной, заставляю-
щей производить валы без противовесов, не считая случаев до-
рогостоящих машин.
Результатом неуравновешенности кривошипов является увеличе-
ние давления на главные подшипники и появляются изгибающие
действия, передающиеся на картер.
Возьмем случай четырехцилиндрового мотора, ход и диаметр
которого соответственно равны 100 и 150 мм. Мотор делает
1500 об/мин. Вал этого мотора имеет три главных подшипника
(фиг. 154). Согласно подсчетам в каждой шатунной шейке будет
действовать центробежная сила, равная 750 кг.
Эти неуравновешенные силы вызовут добавочное давление на
коренные подшипники, равное 320 кг на концевых и 640 кг на
среднем подшипниках. Эти силы вращаются со скоростью коленча-
того вала; они направлены по осям колеи и приложены в центре
их тяжести. Приложенные таким образом силы создают пере-
менное изгибающее действие на картер мотора, которое может
производить заметное коробление; причем величина этого изги-
бающего момента в данном примере будет равна 98 кгм, что .
эквивалентно действию силы, равной 500 кг, приложенной в центре
картера, если его рассматривать, как балку, лежащую на двух кон-
Фиг. 155.
Фиг. 154.
Уравновешивание одной массы
Рассмотрим пример уравновешивания сил инерции, вызываемых
одной массой /И. Решение возможно посредством применения двух
уравновешивающих масс, как представлено на фиг. 155. Условия
уравновешенности будут:
198
1) Результирующая центробежных сил должна быть равна ну-
лю, т. е.
Л'1г = 7И1/-1-^М2г2.
2) Результирующий центробежный момент должен быть равен
нулю, для чего
М,г2у.
3) Веса Mt, Л1, и М должны лежать в одной плоскости, прохо-
дящей через ось вала.
Таким образом очевидно, что вращающиеся части могут быть
совершенно уравновешены соответствующим выбором расположе-
ния противовесов и что уравновешивание кривошипов любого
типа мотора есть лишь вопрос применения упомянутых выше ме-
тодов. Тем не менее, не всегда легко и просто делать соответ-
ствующие расчеты.
Применение этих методов к уравновешиванию вала с любым ко-
личеством колен, расположенных под любыми углами и в любом
месте вдоль оси вала, будет рассмотрено далее, причем будет дано
как графическое, так и аналитическое решение'
УРАВНОВЕШИВАЮЩАЯ МАШИНА
Фиг. 156.
Для целей уравновешивания вращающихся частей, как то: колен-
чатых валов, роторов турбин, центробежных помп, электрической
арматуры и тому подобных частей, теперь производят специаль-
ные машины.
Применение таких машин дает воз-
можность быстро, экономно и коммер-
чески выгодно производить операции
по уравновешиванию.
Существуют два вида уравнове-
шенности:
а) статическая и
Ь) динамическая.
В первом случае центр тяжести
различных компонентов должен ле-
жать на оси вращения.
Условием для динамического ура-
вновешивания является то, что цен-
тробежные силы масс различных ча-
стиц вращающегося тела не должны
силы, ни пары.
На фиг. 156 иллюстрируется метод упомянутых выше двух видов
равновесия.
Вращающееся тело имеет две внецентровых массы (а и Ь) с ве-
сами W, и w2, которые расположены на расстоянии и R., от оси
и имеют их общий центр тяжести в точке О, лежащей на оси вра-
щения. Таким образом во всех положениях имеется статическая
уравновешенность масс Afx и /И2. Если теперь заставить вращаться
199
иметь ни равнодействующей
массы около их оси, то центробежные силы Fa и Fb весов и
будут:
17 _ ^1, *> гу т? _ .1 Г)
Ra= ^w“Ri и F6 = -
где ш — угловая скорость вращения. Так как массы а и Ъ статиче-
ски уравновешены, то
Wj/?! = w.,R2,
так что
^а=Л.
Эти силы производят изгибающий момент, количественно равный
FaM или FbM, который вращается вместе с массами так, что век-
тор момента непрерывно изменяет направление.
Этот неуравновешенный момент создает вибрации и поэтому его
уравновешивают посредством применения соответственно располо-
женных уравновешивающих грузов или» посредством удаления ча-
сти металла.
В примере, показанном на фиг. 156, возможно уравновешивать
массу посредством’ добавочных грузов end или удалением весов
с диаметрально противоположных сторон. Две равные массы end
должны лежать в той же самой плоскости, что а и Ь, и распола-
гаться вдоль оси так, чтобы их центробежный , момент был равен
и противоположен моменту, вызываемому массами а и Ъ.
Если w — вес груза, с и г—его расстояние от оси вращения,
то момент центробежной пары будет равен:
со/' • m • со2.
Для полного динамического равновесия должно существовать
равенство:
wrm = w1R1M —
Поэтому, если величину неуравновешенного момента от
весов а и Ъ можно определить, то величины w,r и пг для уравнове-
шивающих грузов можно соответственно выбрать.
Единственным условием здесь будут: указанное равенство мо-
ментов и расположение всех грузов в одной плоскости. Сначала
определяют значение зная его, легко подобрать величину и
расположение уравновешивающих масс с и d. Типичной машиной
для уравновешивания является машина Гарвина (Carwen), схемати-
чески показанная на фиг.' 157.
В этой машине объект А, подлежащий уравновешиванию, укре-
пляется в подшипниках на балке, которая жестко закреплена у
одного конца £, другой конец этой балки F остается свободным
и может вибрировать только в одной плоскости под влиянием
неуравновешенного момента. Под этой балкой параллельно объ-
екту А укреплен вал С, который устроен так, что вращается с
той же скоростью и в том же направлении, как и объект А. На
валу предусмотрены компенсирующие грузы D и устроены так,
что при повороте вправо или влево стержня I с винтовой нарез-
кой расстояние N между этими грузами изменяется. Два вала, Н
200
и С приводятся в действие через соответствующую передачу от
электромотора, обозначенного буквой G.
Способ применения этой машины состоит в том, что изменяю
расстояние ЛА между грузами D, а также и плоскости грузов до
Фиг. 157. Схема, иллюстрирующая принцип работы уравновешивающей машины
Карвена (Carwen).
тех пор, пока не исчезнут все вибрации, появляющиеся благодаря
неуравновешенности объекта А. Так как величина груза D и его
расстояние R от оси вращения известны, то величина компенсирую-
щего центробежного мо-
мента выразится уравне-
нием:
FN = D^'-RN—
где К—постоянная вели-
чина.
Величина произведения
DRN или KN тогда бу-
дет равна неуравнове-
шенному произведению
для объекта А, подверг-
нутому испытанию. Сле-
довательно, для уравно-
вешивания объекта .4
нужно только добавить
или удалить (скажем, по-
средством сверления)рав-
ные веса т на радиусе г
так, чтобы
mrd = DRN= K\N,
Фиг. 158. Уравновешивающая машина Ландгрена
Ольсена.
где d__расстояние между весами т. Тогда испытуемый объект .4
будет уравновешен как статически, так и динамически. Разумеется,,
важно, чтобы веса т были расположены в той же самой плоско-
сти, что и уравновешиваемые массы; однако эта плоскость нахо-
201
дится автоматически во время самого испытания, как это упоми-
налось выше.
В машине Гарвина произведение A7V дается так, что его можно
прочесть непосредственно в унциях-дюймах для единицы центро-
бежной силы. Имеются графики, при помощи которых можно сра-
зу точно определить величину металла, подлежащего удалению
или добавлению при данном радиусе.
Таким путем в несколько минут можно установить упомянутое
выше произведение и положение уравновешивающих весов, или
же количество металла, подлежащего удалению.
Машина для уравновешивания Ольсена Ландгрена
(Olsen Lundgnen)
Эта машина относится к типу машин, уравновешивающих дина-
мические нагрузки, и широко применяется для уравновешивания
частей электро- и автомашин. На фиг. 158 показан общий вид
машины с шестиколенным валом, установленным для испытания.
Вал своими концами лежит на
Фиг. 159. Уравновешивающая машина
Ольсена и передающий механизм.
роликах, которые, в свою оче-
редь, смонтированы на ^шарико-
вых подшипниках.
Коленчатый вал соединен с при-
водом электромотора через уни-
версальный шаровой подшипник,
для того чтобы обеспечить над-
лежащую центровку. Машина
приводится в действие, когда
коленчатый вал под действием
неуравновешенной силы вытал-
кивает передний ролик вперед,
создавая, таким образом, элек-
трический контакт, в результате
которого происходит искра меж-
ду стрелкой и циферблатом (по-
казан справа на фиг. 158 и вверху
центральной части на фиг. 159).
В это время стрелка покажет
угол неуравновешенности. Для
расшифровки по этому углу ве-
личины неуравновешенности и
для внесения поправки в каких-
либо двух точках по длине ко-
ленчатого вала применяется
прибор, показанный на фиг. 160.
Он состоит из подставки, в верх-
ней части которой справа и слева имеются две продольные пере-
кладины, укрепленные по концам на стойках. На одной из пере-
кладин нанесены деления, обозначающие расстояние между стой-
ками. На этих перекладинах установлены два кольца на таком
расстоянии друг от друга, чтобы можно было внести соответствую-
щие поправки на ротор.
202
При использовании машины сперва устанавливают два индика-
тора на горизонтальной шкале (на перекладине) на расстоянии,
равном расстоянию между стойками. После этого устанавливаются
круги (как указано выше) и каждый из них проворачивается на
угол неуравновешенности, который показывает стрелка цифербла-
та. В это же самое время на каждом кольце устанавливается
индикатор с поперечной шкалой, показывающий величину неура-
вновешенности у его поддерживающей части, как это указывает-
ся машиной.
Далее‘ кольца приводятся в действие при помощи малой кулач-
ковой головки, расположенной справа, и вращаются до тех пор,
пока центральный стержень не придет в контакт со скользящей
шкалой, двигающейся на двух стойках по горизонтальной шкале.
Когда этот центральный стержень и скользящая шкала сойдутся
вместе в крайнем переднем положении, то можно отсчитать вели-
чину неуравновешенности на этой шкале, а угол — на кольце. Эти
цифры дадут новую величину неуравновешенности угла, причем
показание должно исправляться в двух точках по длине колен-
чатого вала, в которых желательно внести исправления. Новые
Фиг. 160. Уравновешивающая машина Ольсена.
углы неуравновешенности после этого отмечаются непосредствен-
но на роторе до его снятия, а величина неуравновешенности, по-
казанная этим прибором, удаляется.
Возвращаясь к работе прибора с электроискрой, о котором упо-
миналось выше, видим, что когда оба переключателя выключены,
то угол неуравновешенности у каждого конца ротора отмечается
искрой; причем замечаем, что если оба угла совпадают, то мы
имеем лишь статическую неуравновешенность ротора если же они
окажутся прямо противоположны, то имеется динамическая неура
вновешенность ротора. Если же искра появляется при различных
углах, то это указывает на присутствие и статической и динами-
ческой неуравновешенности.
Для того чтобы определить величину неуравновешенной силы
на каждой опоре, применяется новый прибор в виде компенсирую-
щего микрометрического винта при повороте которого
203
за небольшое колесико у каждой опоры вводится сила, противо-
действующая центробежной неуравновешенной силе.
После того как центробежная сила у каждой опоры будет, таким
образом, поглощена, искрение прекратится и величину неуравно-
вешенности в унциях-дюймах отсчитывают на втулке микрометра,
при помощи которой передается усилие. Для уравновешивания
коленчатого вала достаточно расположить вал на роликовых под-
держках и соединить их, как указывалось выше, после чего маши-
на приводится в действие. Затем оператор включает два переклю-
чателя, и таким образом, немедленно определяет угол неуравнове-
шенности на каждой опоре. Путем применения микровинта он
получает величину неуравновешенности в унциях-дюймах на
каждой опоре.
Отсчеты в радианах угла на циферблате и унции-дюймы на
втулке микровинта берутся непосредственно лишь в том месте кре-
пления, которое в случае коленчатого вала является его точкой
опоры.
Этого обычно бывает достаточно для производства одного клас-
са работ. Если требуется определить углы в каком-либо другом
месте, т. е. не на опорах, то пользуются прибором, описанным
выше. В этом случае не требуется подсчетов для того, чтобы по-
лучить окончательный результат.
Усовершенствованная машина для динамического уравновешивания
может быть сконструирована в любом желательном размере как
для очень маленьких роторов, в 0,2 кг весом, так и для самого
большого размера турбинных роторов.
Эта машина изготовляется с таким расчетом, чтобы она могла
работать на разных длинах; причем на циферблате и втулке ми-
кровинта может быть применена любая другая шкала. Преимуще-
ство этой машины по сравнению с другими типами заключается в
том, что величины и расположения углов неуравновешенности в
коленчатом валу и роторах определяются без вращения машины-
на критических скоростях.
Машины для уравновешивания шатунов и цилиндров
В высокоскоростных двигателях внутреннего сгорания стано-
вится все более важным, чтобы веса и распределение весов под-
вижных частей были одинаковы; в противном случае эти части
служат причиной появления вибраций.
Например, все поршни и шатуны должны быть одинакового веса
и, кроме этого, центры тяжести шатунов должны совпадать.
В моторах, работающих с большими скоростями, для проверки
веса каждого шатуна и расположения его центра тяжести приме-
няются специальные машины.
На фиг. 161 показана машина Авери (Avery), сконструированная
для проверки шатунов. Эта машина имеет градуированные сталь-
ные рейки с передвижными подвесками и ножевые острия, которые
могут передвигаться в большой и малой головках шатуна.
При работе на этой машине на нее предварительно устанавли-
вают стандартный шатун (эталон) и уравновешивают его при по-
мощи грузов.
204
Далее приступают к уравновешиванию других шатунов, причем
эТи шатуны выполняют несколько тяжелее стандартного. После
этого удаляется с каждого конца шатуна лишний материал, чтобы
общий и распределенный вес шатунов соответствовал весу стан-
дартного шатуна. Машина снабжена остроконечным рычагом и вин-
том для точной подгонки весов. Машина, показанная на фиг. 161,
сконструирована для шатунов различной длины, от 180 до 400 мм,
н с маленькими разновесками в унциях от плюс до минус 1 унции
Фиг. 161. Машина для уравновешивания шатунов Авери
(Avery).
в драхмах, так что в работе могут быть достигнуты самые точ-
ные пределы.
Другая машина, выполненная тем же конструктором для взвеши-
вания цилиндров звездообразных моторов, показана на фиг. 162.
Здесь цилиндр зажимается в специальную оправу, которая под-
Фиг. 162. Вращающиеся весы Авери для взвешива-
ния цилиндров.
держивает его в определенном положении так, что цилиндр нахо-
дится всегда в точно определенном расстоянии от фиксирующего
острия измерительной машины. Д^лее, его уравновешивают проти-
вовесом, который слегка передвигают по длине рычага, на кото-
205
ром нанесена шкала для отсчетов. Стрелка, имеющаяся на этом
рычаге, служит показателем равновесия. Таким образом веса ци-
линдров могут быть точно определены.
ОБЩИЙ СЛУЧАЙ УРАВНОВЕШИВАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
Требуется уравновесить некоторое количество масс, вращающих-
ся в различных поперечных плоскостях с помощью двух масс в двух
данных поперечных плоскостях; найти величину этих двух масс.
I. Графический метод
которым эта масса
Фиг. 163.
Рассмотрим коленчатый вал OZ в изометрической проекции, как
показано на фиг. 163. Пусть А и В будут данные поперечные пло-
скости уравновешивающих грузов, массы которых требуется опре-
делить. Мы имеем данную массу т с радиусом г и углом а, под
жена, а так же расстояние х для каж-
дой вращающейся массы, так что мо-
мент массы может быть определен
выражением тгх. Сперва рассмотрим
действующие центробежные силы.
Каждая центробежная сила, равная
тг (всюду за единицу угловой ско-
рости будем принимать один радиан
в секунду), может быть заменена си-
лой тог в упомянутой плоскости А и
центробежной парой с моментом тгх,
перпендикулярным направлению силы
в плоскости А. Направление векто-
ров этих моментов показано на фи-
гуре двумя короткими жирными ли-
ниями, параллельными стрелке. Таким
образом все центробежные силы
могут быть заменены эквивалентными
силами в упомянутой плоскости А, а
Теперь мы можем приступить к опре-
делению результирующей всех моментов относительно плоскости А.
Для того чтобы определить результирующую, строим много-
угольник моментов, стороны которого будут пропорциональны
величине моментов и расположены в том же направлении, что и
векторы моментов. Замыкающая сторона этого многоугольника даст
величину и направление аь вектора результирующей пары.
Так как величина расстояния х между плоскостями дана, то мы
можем определить MR. Затем, исходя из целесообразности, мы
можем выбрать или М или R, но таким образом, чтобы их произ-
ведение было постоянным. Мы также знаем и направление резуль-
тирующего веса М, а именно, аь-|- 180°, которое дает возможность
определить расположение уравновешивающего веса и его величину
в плоскости В.
Результирующая всех центробежных сил (включая MR), отнесен-
ная к плоскости А, также определяется построением многоуголь-

также и моменты этих сил.
206
ника сил, замыкающая сторона которого дает величину Л! R и
направление аа результирующей силы в плоскости А. Сила, равная.
M0R0 и противоположно направленная 180°), дает величину и
направление уравновешивающих грузов в плоскости Л.
Этот графический метод равноценен векторным уравнениям:
mi> 'ixi + m2r2x2 4“—+ MRx == 0
miri m2r2 +—+ M0R0 -Ц MR = 0.
(а)-
(b)
2. Аналитический метод
Для аналитического решения переносим, как и выше, пары и
силы на плоскость А. Затем берем оси координат ох и оу и про-
ектируем на них векторы моментов и сил.
Так как момент результирующей любого количества сил отно-
сительно данного направления равен сумме моментов всех этих,
сил относительно этого же направления, то мы получаем следую-
щую зависимость:
MRx sin (a6 -{- 90°) = mj/yXj sin (a, 90°) Ц- m2r2x2 sin (a2 90°)
и т. д.
AIRxcos (ab —90°) = /n1/-1xI-cos (ах -|- 90°) -f-m2r2x2 cos (aa-j-90°) Ц-...
и т. Д.
Откуда определяются MR и аь. Также для результирующей
силы имеем:
A40B0sinao = A12?sina<,-|-/«1riSina1-|-/7i2r2sina2-|-... и т. д.;
7H0/?0coscta = /W2?cosa(,4-/wi/'iCOsa1-4-/«2r2cosa2-|-... и т. д.,
из которых определяются M0R0 и art и, таким образом, получаем,
полное аналитическое решение.
Поступательно движущиеся части
Центробежные силы вращающихся частей, как мы уже видели,
могут быть совершенно уравновешены, хотя на практике этого
не всегда можно достигнуть по причинам, о которых мы упоми-
нали выше. В случае же поступательно движущихся частей, для
которых поршень является хорошим примером, их силы инерции,
если они не будут уравновешены, вызывают качания и вибрации
подмо*горной рамы и ее основания.
Можно показать, что если в одноцилиндровом моторе пренебречь
углом наклона шатуна, то периодическое изменение скорости и
направления поступательно движущихся частей вызовут инерци-
онные силы, которые будут равны по величине, но противополож-
ны по знаку в обеих мертвых точках поршня.
Если, однако, наклон шатунов принять во внимание, то инерци-
онные силы в обеих мертвых точках не будут равны; этот фактор
имеет большое значение в связи с уравновешиванием поступатель-
но движущихся частей.
Позднее будет показано, что движение поршня может быть изо-
бражено посредством ряда смещенных вдоль линии хода простых
гармонических движений с различными амплитудами и периодами.
207
Гармоники того же периода, как и поршень, должны быть при-
няты во внимание и уравновешены. Следует поступать так, чтобы
гармоники второго, третьего и высших порядков самоуравповеши-
вались в разных типах моторов или же оставались неуравнове-
шенными.
Силы инерции второго порядка, происходящие вследствие, вто-
рых гармоник движения поршня, в некоторых случаях могут ока-
зывать значительное влияние. Нередко силы инерции второго по-
рядка, путем надлежащего выбора распо-
ложения кривошипа, уравновешиваются,
а более высокие порядки сводятся до не-
значительных размеров. Уравновешивание
поступательно движущейся массы может
быть достигнуто полностью путем введе-
ния равной, прямо противоположно дви-
жущейся массы.
Интересный метод, приблизительно ура-
вновешивающий движущиеся силы, вызы-
ваемые массой поршня и частью шатуна,
предложенный Ланчестером, показан на
фиг. 164. В одноцилиндровом моторе были
сделаны два маховика равных моментов
инерции и с уравновешивающими грузами,
расположенными противоположно криво-
шипу. Эти маховики соединены шестерен-
чатой передачей так, что они вращаются
в противоположном направлении, как пока-
зано стрелками. Из рассмотрения меха-
низма видно, что центр тяжести двух
Фиг. 164. Схема, иллюстри-
рующая метод уравновеши-
вания одноцилиндрового
двигатель.
Фиг. 165. Двухцилиндровый двига-
тель Ланчестера (Lanchester).
противовесов имеет простое гармоническое движение по оси
цилиндра, но противоположного направления Таким образом силы
инерции первого порядка поступательно движущихся частей этим
-способом могут быть совершенно уравновешены.
Совершенно уравновешенный
мотор получается посредством
применения цилиндров, располо-
женных под углом 180° друг к
другу, как показано на фиг. 165;
это — старый ланчестерский мотор,
относящийся к 1896—1903 гг. Два
противоположных цилиндра распо-
лагаются на одной оси, а шатуны,
при любом положении, образуют
симметричный параллелограм. Про-
тивовесы А и В уразновеш. вают
вращательно и поступательно движущиеся части мотора. Заметим,
что вся система симметрична относительно плоскости осей цилин-
дров и что движение этой системы есть точно простая гармоника,
а следовательно, она может быть уравновешена посредством про-
тивоположно вращающихся масс, как А и В.
В моторе Ланчестера гармоники высшего порядка уравновеши-
508
ваютсч сами по себе при условии, что они лежат в той же самой
плоскости.
Согласно заявлению .Манчестера: „мотор не испытывал никакого
вращательного момента в силу того, что совокупность его посту-
пательно и вращательно движущихся частей имела „зеркальную
симметрию" относительно плоскости, проходящей через оси ци-
линдра".
Приблизительный метод разрешения проблемы уравновешивания
^На практике в большинстве случаев при разрешении проблемы
уравновешивания принимают в расчет лишь силы инерции до
второго порядка. Основанием этого является весьма незначитель-
ное отклонение нижеприводимой формулы (b) от точной формулы.
Точное ^выражение ускорения поршня имеет следующий вид:
К9 Г г . - rl- cos2 6 -4- г3 sin4 01
Ар=-^- c°s6 +------- I.
L (Z3— r3sin30)3 -*
х = г(1 — cos 6)4-/.
Для вывода приближенной формулы поступим так.
Расстояние поршня от мертвой точки выражается:
।I2 — r'sin2 0
. ata _j . —в
«ли, заменяя, Х =:
г
х = г (1 — cos 0) 4- кг1 —
Если теперь, как приближение, добавить к подкоренному выра-
sin46
жению член то оно будет полным квадратом.
Таким образом
А2 + 4Х4 1 2А3
Так как добавленный член—второго порядка, то его значение
очень невелико. Таким образом никакой существенной погрешно-
сти здесь нет.
Тогда получим следующее выражение для любого положения
поршня между мертвыми точками:
х — г(1 — cos б) Аг^ 1 — 1
f. . sin® 0 \ . .
= r^l--cosO + -g-^j • (а)
Джодпк
209
Скорость поршня:
” dt
. dto . о sin 6 cos 6
sin 6. 4- 2 •
dt 1
cfO
dt
(b)
dft 2 т.п
Заменяем через угловую скорость, а именно: радиан в.
секунду, где п—число оборотов коленчатого вала в минуту, ко-
торое предполагается постоянным.
Тогда
кпг ( . в . sin2&\ .
<-=~зо4 + 2т) <с'
и ускорения поршня
Сила инерции при любом угле 6 будет
(е>
Эти приблизительные выражения для скорости, ускорения и сил
инерции поршня или поступательно движущихся частей теперь
можно применять вместо точных выражений,' данных в. другом
месте.
ПРИМЕРЫ НА УРАВНОВЕШИВАНИЕ
Пример 1. Одноцилиндровый двигатель
Выражение (е), приведенное выше, может быть непосредствевно
применено к случаю одноцилиндрового мотора; его можно рас-
сматривать как состоящее из двух слагаемых, а именно:
2 г
4 л
Ml
g \
un \-
зегг cos
2~п\
30 )
•cos 20.
Первое слагаемое представляет собой поступательно движу-
щуюся силу, которая называется силой инерции первого порядка
и которая изменяется по косинусоиде при вращении мотора. Вто-
рое слагаемое—тоже поступательно движущаяся сила, которая
называется силой инерции второго порядка и которая тоже изме-
няется по косинусоиде, но в два раза быстрее сравнительно с
первой силой. Максимальное значение сил инерции второго по-
рядка, однако, меньше сил i нерции первого порядка. На фиг. 166
показаны оросительные фазы и сравнительные величины этих сид
для полного оборота коленчатого вала.
210
Предположим, что одноцилиндровый мотор имеет диаметр ци-
линдра 100 мм и ход 125 мм. Отношение длины шатуна к радиусу
кривошипа равно 4. Поршень—чугунный. Поступательно движущиеся
части равны приблизительно 2 кг. Число оборотов равно 2000 в
минуту.
Подсчитываем силы инерции обоих порядков. Максимальная ве-
личина сил инерции первого порядка будет при 0 = 0, так что
cos 6=1 и, следовательно, она равна 580 кг.
Максимальная величина сил инерции второго порядка равна силе
, 1
инерции первого порядка, умноженной на величину -- , а это
дает:
580 , .е
—— = 145 кг.
4
Величина сил на единицу площади поршня следующая:
Максимальные силы инерции первого порядка ... 7 кг[си\
„ „ „ второго „ ... 1,75 „
Эти силы обычно бывают неуравновешены и вызывают вибра-
ции. Как будет показано после,* силы инерции первого порядка
могут быть частично уравновешены, но это неосуществимо в от-
ношении сил инер"ции второго порядка, хотя последние обычно
являются сравнительно малой величиной х.
Пример 2. Уравновешивание четырехцилиндрового однорядного
двигателя 1 2
Приблизительный метод, рассмотренный выше, очень удобен
для исследования уравновешенности обычного четырехцилиндро-
вого однорядного мотора, сходного с показанным на фиг. 183.
Колена коленчатого вала мотора расположены так, что с одной
стороны — оба крайние, и с другой — оба внутренние направлены в
1 Такая формулировка совершенно неверна. Очевидно, автор имеет в
виду уравновешивание, сил инерции поступательных масс с помощью противо-
веса, жестко закрепленного на валу двигателя. Таким противовесом силы инерции
первого порядка можно частично или полностью перевести из вертикальной пло-
скости в горизонтальную. Если перевод сделать полностью, то появившаяся гори-
зонтальная сила инерции будет иметь амплитуду, равную амплитуде вертикальной
силы инерции первого порядка. На силы инерции второго порядка противовес
совсем не влияет. Однако можно получить полное уравновешивание сил инерции
первого и второго порядков, если применить несколько противовесов, вращаю-
щихся в соответшвующие стороны и с соответствующими угловыми скоростями.
Такой прием .уравновешивания встречается на практике довольно часто. Подробнее
см. Н. Г. Бруевич и В. Н. Ширяев, Уравновешивание’авиодвигателей,Москва
1933, изд. Военно-воздушной академии. Прим, перев.
2 В этом примере, а также в примерах 3 и 4, рассмотрено лишь уравнове-
шивание равнодействующей сил инерции от поступательных масс двигателя. В не-
которых случаях эти силы могут дать не равнодействующую силу, а пару. При
уравновешивании нужно обеспечить равенство нулю не только равнодействующей
силы, но и пары. Пара от сил инерции равна нулю, если существует плоскость
симметрии для поступательных масс, перпендикулярная оси вала. Этот факт имеет
место для автомобильных и авиационных двигателей, работающих по четырехтакт-
ному принципу. Подробнее см. Н. Г. Бруевич и В. И. Ширяев, Уравно-
вешивание авиодвигателей. Прим, перев.
14*
211
одну сторону, причем обе пары колен взаимно смещены на 180°.
Соответственно этому оба крайние поршня имеют параллельное
и тождественное движение, так же как и оба средние, движения
которых, однако, направлены в противоположную сторону.
Центр тяжести всех поршней будет находиться в плоскости
симметрии, перпендикулярной оси вала.
Рассмотрим силы инерции, вызываемые двумя крайними порш-
нями; обозначения оставим прежние. Полные поступательно дви-
жущиеся силы, вызываемые этими поршнями и другими движущи-
мися с ними частями, будут равны:
Для двух средних поршней полные поступательно движущиеся
силы равны:
W™ Y г [eoS(180»+»)+=^1F+°)l =
g \ зо / L i/i л j
2М (кп\2 Г с , cos26"|
g W г-]
Так как все эти силы действуют в одной плоскости, то их
можно сложить алгебраически и их результирующая действующая
в плоскости осей цилиндров будет равна:
Fo
2 тт \2 26
30 ) rCOS4A'
——। Этот результат показывает,
-/— что силы инерции первого-
/-— порядка уравновешенные, но
____что имеются неуравновешен-
____ ные силы инерции второго
____порядка, которые вращаются
____ с угловой скоростью, равной
двойной угловой скорости
____® коленчатого вала.
__________________________________Этот же результат мы
__________________________________можем получить вычерчива-
нием инерционных диаграмм
для четырех цилиндров и
алгебраическим сложением их
ординат при соответствующих
— углах. Полученная, таким (,6-
Фиг. 166. Кривые гармоник одноцилиндро- разом, кривая будет похожа
вого двигателя.___________________на кривую, показанную на
фиг. 166 для сил инерции
второго порядка, откуда видно, что она имеет удвоенную частоту
относительно сил инерций первого порядка (т. е. оборотов мотора).
212
Неуравновешенная сила инерции второго порядка достигает
своего максимума при cos20=l, это будет при углах 0; 90; 180-
270; 360° и т. д.; ее максимум равен
_ Mr (2т:п\”
Гтах — 4Д 30
Для четырехцилиндрового мотора, имеющего цилиндры тех же
размеров, как и одноцилиндровый мотор, рассмотренный нами
выше, максимальная величина сил инерции второго порядка бу-
дет 78 кг.
Пример 3. Шестицилиндровый однорядный двигатель
Коленчатый вал этого мотора имеет кривошипы, расположен-
ными под углом в 120°, причем кривошипы 1 и 6 или 5 и 2, или
И и 4 соответственно расположены в одних плоскостях (фиг. 186).
Если рассматривать поступательно движущиеся массы цилинд-
ров двух кривошипов, расположенных в одной плоскости, как
массу, принадлежащую одному кривошипу, и применить те же
обозначения, что и выше, то получим:
Силы инерции первого порядка для трех пар кривошипов соот-
ветственно будут равны:
F1 = 2 krcos Ох;
Далее,
F2 = 2 krcos (0-ф-120°);
F3 = 2 kr cos (0 -j- 240°).
cos (0-|- 120Q) — cos 0 • cos 120° — sin 6. sin 120° =
=-----cos 0----sin 0
и
cos (0 -|- 240°)'= cos 0 • cos 240° — sin 6 sin 240° =
i c । \Гз .
—-----cos 6 --— sin 6.
£ £
Так как все цилиндры находятся в одной плоскости, то силы
инерции первого порядка можно сложить; следовательно:
Z7! -j- F2 -f- Ft = kr {cos 0 — g cos 0 4- sin —
---4 cos 0 —sin 0 1=0.
& У
Как видно, силы инерции первого порядка совершенно уравно
вешены.
, М/"-»А2
1 Здесь, как и в последующем, примем к = — j •
213
Силы инерции второго порядка для этих же кривошипов буду
равны;
= - cos 20:
71 Л
О hr
/. * cos (0+120°);
9 kr
f3- < cos 2 (0 + 240°).
Если эти силы инерции сложить, так же как мы это делали с
-силами инерции первого порядка, то найдем, что их сумма будет
равна нулю. Следовательно, в шестицилиндровом моторе при та-
ком расположении кривошипов силы инерции второго порядка,
так же как и первого, совершенно уравновешены.
Легко можно показать, что в 12-цилиндровом V-образного типа
моторе силы инерции первого и второго порядков также совер-
шенно уравновешены, ввиду того что мотор этого типа можно
рассматривать, как состоящий из двух шестицилиндровых моторов,
в каждом из которых эти силы уравнове'шены.
Пример 4. Восьмицилиндровый V-образный мотор
Обычно восьмицилиндровый мотор выполняется двухрядным, по
четыре цилиндра в ряду; ряды располагаются под углом 90° отно-
сительно друг друга, с общим коленчатым валом. Как и в случае
четырехцилиндрового мотора, поступательно двужущаяся сила
инерции первого порядка уравновешивается в каждых четырех
цилиндрах отдельно. Применяя те же самые обозначения, как и
выше (при расположении кривошипов, показанном на фиг. 183),
будем иметь неуравновешенные силы инерции второго порядка,
равные
. , cos 20
4 kr —.— >
л
где
, М ( гм V
"=+зо )
Эта сила действует в плоскости левого блока цилиндров. Для
цилиндров правого блока неуравновешенная сила инерции второго
порядка, действующая в их плоскости, имеет величину:
4 kr cos 2 (0 + 90°) = — 4 kr cos 20.
Таким образом силы инерции обоих блоков действуют под уг-
лом 90° друг к другу, но имеют противоположное направление.
Если их сложить по правилу параллелограма, то получим равно-
действующую, равную
2 (4kr.^^-Yeos45°.
\ Л /
Равнодействующая действует в горизонтальной плоскости (т. е.
под углом 45° по отношению к плоскостям обоих рядов цилинд-
214
ров) и имеет частоту изменения, равную удвоенному числу обо-
ротов мотора. Максимальная ее величина в 1,414 раз превышает
неуравновешенные силы инерции второго порядка четырехпилинД-
рового мотора с той же размерностью и величиной масс.
Общий случай уравновешивания двигателей1
Здесь более подробно рассмотрен общий случай движения поршня
для одноцилиндрового мотора. При исследовании применим как
графический, так и аналитический метод.
Результаты детального исследования затем будут использованы
при разрешении вопросов, относящихся к различным типам мо-
торов.
Здесь более полно, чем в начале этой главы, необходимо рас-
смотреть выражение для пути, скорости и ускорения поршня.
Пусть ОС будет расстояние от оси коленчатого вала до оси ша-
тунной шейки (фиг. 167), которое обозначим через г; PC — длина
шатуна, которую обозначим через 7; Q и Q' — верхняя и нижняя
г
мертвые точки поршня; т = —j-\ х—величина смещения порш-
ня PQ.
Тогда х — PQ = ОМ —7HQ-—О~Р
или
Л' = г(1 — sin 0) -|-1(1 —cos ср),
но ___________
-S—Р = —= т и cos z =1/ 1 — тг cos2 0;
cos 0 I ‘ V
следовательно: ___________
х = г sin 0 ф- 7 К1 — zn2 cos2 0 — 7,
или
x = r (1 — sin 0) -[ / ( 1 — 1 /?г2 cos2 0 —~ mi cos4 6 ф-
у z о
ф- 771е cosfi 0 -р • • . . и т. д.
или это равно
л’ —/-(1 —sin0)-f-7 0—^-zncos20— & т3соз40ф--^/и5созвОф-
ГП‘ cos8 0 ф- . . . .и т. д. Ь
Далее,
2 1 cos” 0 = cos n0 = п cos (n — 2) 6
. n(n — 1) . .
4------T~9--— COS (n — 4) 0 -j- • • • и T. Д.
1 Подробнее см. M. HI. Нейман, Динамика и расчет на прочность авиа-
ционные моторов, Авиоавтонздат 1933, ч. I, гл. I, § 4. Прим, перев.
215
Подставляя в общее выражение определенные значения для п,
получим:
cos2 6 — (cos 26 ~j—1);
cos46 = -g (cos40-]-4 cos 263);
cos66 = ^(cos 66 6 cos 4615 cos 20 -|-10);
cos86= - • • и T. Д.
Заменяя косинусы различных степеней косинусами кратных уг-
Удобно писать перемещения поршня в такой форме:
x = r[sin6— (^-|-p2cos26-]-p4cos46-|-p6cos60-|-• . и т. д.)].
Величины постоянных, полученных путем замены косинусов
различных степеней косинусами кратных углов, равны:
К= я т
4
1
?2 = 4-т
р4 =
. 3 3 . 5 . 175 „ _
+ Ыт + ^56+ (ПТ) '
I 1 2 ! 15 Б I 35 .
+ 1б,Л 1 512 + 2048 т"’
1 . . 3 6 . 35
64т + 256 т + 642 т ’
__ 1 , । 25
Рб— 512 т 2048 т‘'
Р8= (128)’т7;
Р10=И т. д.
Чтобы дать некоторое представление об этих постоянных для
случаев, встречающихся в практике, составлена следующая та-
216
Таблица постоянных рядов Фурье
Радиус кривошипа 1 1 1
длина шатуна 4 4,5 5
К 0,0632 0.0561 0,0504
f2 - - - 0,0635 О,' 563 0 0505
О 0,000261 0,00о177 0,000140
.('« 0,00000205 0,00000112 0,0000065
Рв 0,00000^00 — *
Подсчет перемещения поршня дает очень точные результаты,
если взять только до пятого члена, так как более высокие гар-
моники очень быстро уменьшаются.
Следовательно, выражение для перемещения поршня мы можем
написать так:
х = г ^4-sin0-]-p2sin ^20-----) -{—Раsin( 40-------------и т- д'
Необходимо отметить, что здесь имеются гармоники только
четного порядка (фиг. 168).
Из изложенного выше вытекает, что перемещение поршня мож-
но рассматривать как состоящее из ряда перемещений по линии.
его хода:
а) Постоянное пере-
мещение rk.
б) Перемещение про-
екции на ось цилин-
дра конца колена ра-
диуса г, вращающего-
ся с угловой ‘скоро-
стью вала.
в) Перемещение про-
екции конца колена
радиуса гр2, вращаю-
щегося с двойной ско-
ростью коленчатого
вала и смещенного на
фазу в 90°.
г) Перемещение про-
екции конца колена
радиуса гр4, вращающегося в четыре раза быстрее коленчатого
вала и смещенного на фазу в 90₽ и т. д.
Полное перемещение х может быть выражено посредством
ряда синусоид с различными амплитудами и фазами, которые
примерно показаны на фиг. 169, где пунктирная линия показывает
результирующую кривую перемещения поршня.
217
Ускорение поршня
Если продиференцировать два раза выражение перемещения
йюршня по времени, то получим ускорение поршня. Имеем:
d-x
= G)-
clt‘l
sin (G —|—тг) —4р2 sin (26+ -J-)+16p4sin (40 г ^-) +
+ 36p6sin(60+ 2)+ • -j
Здесь гармоники высоких порядков имеют более высокое значе-
ние, чем в перемещениях, так как имеется соответствующее их
увеличение в 4, 16, 32 раза. Гармоники будут нас интересовать в
вопросе уравновешивания моторов, потому что инерционные силы
пропорциональны ускорениям. Приводим таблицу величин ампли-
туд ускорений.
Таблица амплитуд ускорений
_ • длина шатуна •Отношение радиус крирошипа 4 4,5 5
4 р-2 0,254 0,225 0,202
1-6 0,0041 0,0028 0,0021
36 (»с 0,000074 0,000040 0,000023
Результаты предшествующих исследований могут быть теперь
применены для получения ускорения поршня, в котором наклон
шатуна принят во внимание.
Ускорение может быть рассматриваемо, как вызванное переме-
щением:
а) Колено радиуса г, вращающееся со скоростью коленчатого
вала, смещенное на фазу + 'й.
Ь) Колено радиуса 4 гр2, вращающееся с двойной скоростью ко-
ленчатого
вала, смещенное на фазу +
л
2
с) Колено радиуса 16гр4, вращающееся с учетверенной скоро-
•стью
d)
. I
коленчатого вала и смещенное на фазу-'—— •
Колено радиуса Збгр6, вращающееся с ушестеренной скоро-
стью коленчатого вала, смещенное на фазу+ , и т. д.
Это изображено графически при помощи векторов на фиг. 170.
Вектор 01 пропорционален величине ш2г и сдвигу по отношению
к главному колену на угол 180° и векторы 02; 04; 06 соответст-
венно пропорциональны 4w2rp2, 16iu2rpj, 36со2грс и вращаются в
два, четыре и шесть раз быстрее коленчатого вала.
J1S
При любом угле G главного колена ,первый, второй, четвер-
тый и т. д. векторы соответственно образуют углы 6, 20, 40 и т. д.
(фиг. 171).
Результирующее ускорение можно определить графически путем
построения отрезка ON, представляющего проекцию на исправле-
ние движения поршня равнодействующей перечисленных векто-
ров (фиг. 172).
Выражение для силы инерции в случае одноцилиндрового мо-
тора напишется так:
F = Мы2 /Т sin (0 + т:)'+4р2 sin (20+ 2 sin (J10 -J- % J -|-
—j-16pGsin + ’ ит.д.^,
где М — масса поступательно движущихся частей.
Если отношение длины шатуна к длине радиуса кривошипа за-
менить через Л и сделать следующую приближенную подста-
новку:
Рг = 4Д ; Р-*= 64ТУ ’ Pfi = 512Х5 и Т’ Д”
то будем иметь:
Г=/Цш-грп (0-r-)4-4^j sin (20+2) +
+ 16 64TTS'n (40+i) + 365i2)? Si" (»+ 2)+--ИТ-Д-]-
Вторая гармоника может быть представлена с помощью массы
'у, отстояшей от оси вращения на расстоянии, равном радиусу
колена, и вращающейся со скоростью 2 ш.
219
Величина силы инерции второй гармоники будет равна:
М
4Л

ИС-
Точно так же для
М
, отстоящую от
64/.
диуса кривошипа и
четвертой гармоники имеем массу, равную
оси вращения кривошипа на расстоянии ра-
вращающуюся с учетверенной угловой ско-
ростью вращения вала.
Одноцилиндровый мотор
Вал одноцилиндрового мотора можно уравновесить при помощи
двух противовесов, прикрепленных на противоположной стороне
щек колена.
Что касается шатуна, то нижнюю его часть относят к вращаю-
щимся частям и уравновешивают при помощи добавочных про-
тивовесов на валу, верхнюю относят к поступательно движущимся
частям и соответственно прибавляют к весу поршня и его со-
ставляющим частям.
Массу шатуна распределяют между верхней и нижней голов-
ками обратно пропорционально расстояниям между осями верхней
и нижней-головок шатуна и его центром тяжести1.
В одноцилиндровом моторе уравновешивание сил инерции пер-
вого порядка поступательно движущихся частей обычно произво-
дится путем введения противовеса, равного только некоторой
части поступательно движущейся массы. Это очень важно отме-
тить, так как если ввести противовесы, равные массам поступа-
тельно движущихся частей, то результирующая неуравновешенных
сил была бы направлена под прямым углом к линии хода поршня
и по величине была бы равна первоначальным неуравновешенным
силам.
Это ясно из фиг. 173, из которой видно, что хотя слагающая
силы инерции противовеса параллельна линии хода поршня и
уравновешивает силы инерции первого порядка поступательно
движущихся частей, но появляется вторая слагающая, перпенди-
кулярная линии хода поршня, которая остается неуравновешенной.
Некоторые конструкции моторов являются такими, что они
лучше способствуют устранению вибрационных сил в направлении
перпендикулярном линии хода поршня.
Обычным является уравновешивание половины масс поступа-
тельно движущихся частей при помощи вращающихся противо-
весов. В этом случае остаются неуравновешенными силы инерции,
эквивалентные массам, добавленным уравновешивающим вращаю-
щимся грузам и действующие в направлении, противоположном
вращению вала. '
1 Подробнее о замене массы шатуна и получающейся при этом ошибке п
уравновешивании одноцилиндровых машин см. Н. Г. Бруевич и В. Н. Ши-
ряев, Уравновешивание авиодвигателей.
220
Это обстоятельство вытекает из того факта, что силы инерции
первого порядка эквивалентны силам инерции двух масс, порознь
равных половине массы поступательно движущихся частей, и вра-
щающихся в противоположные стороны со скоростью коленчатого
вала, как показано на фиг. 174.
Одну из этих масс, а именно—вращающуюся в направлении вала,
можно уравновесить путем противовеса,
прикрепленного на валу; тогда остается
неуравновешенной масса, вращающаяся в об-
ратном направлении.
Интересным устройством для полного
уравновешивания сил инерции первого по-
рядка поступательно движущихся частей
в одноцилиндровом моторе является кон-
струкция Гоброн-Брилла (Gobron-Brille). На
фиг. 175 эта конструкция представлена в том
его виде, в котором она применялась как
в автомобильном, так и авиационном мото-
рах. Имеются два поршня А и В, которые
работают в одном цилиндре, но в противо-
положных направлениях. Камера сжатия на^
ходится между этими поршнями. Верхний
Фиг. 175. Двигатель
Гоброн-Брилла (Gobron-
Brille).
поршень прикреплен к поперечно-> траверсе,
которая, в свою очередь, прикреплена к двум длинным шатунам,
работающим на паре колен, расположенных симметрично отно-
сительно главного колена.
Двухцилиндровый вертикальный моторе коленами под углом 180р
Устройство этого типа мотора показано на фиг. 176. Рассмотрим
сперва действие сил инерции первого порядка, г'десь мы видим
две силы величиной Л1ы2г, действующие, как показано на фи-
гуре. Эти две силы создают пару с моментом, вектор С кото-
221
рого перпендикулярен плоскости осей цилиндров и по величине
равен MuFrb sin6; направление этого вектора перпендикулярно оси
вала.
Здесь нет вертикальной ре-
зультирующей силы первого
порядка, но есть результирую-
щая пара, действующая в пло-
скости осей цилиндров. Макси-
мальное значение момента пары
Фиг. 176. Схема двухцилиндрового дви-
гателя с кривошипами, расположенными
под углом 180'.
будет 7Wco3rb.
Действие гармоник
Вторые гармоники действуют,
как показано на той же са-
мой фиг. 176. Эти гармоники с
М
массой -< и радиусом, равным
чк
радиусу колена, для обоих колен,
расположатся под углом, равным
удвоенному углу кривошипа (как имеющие удвоенный период по
отношению к первым гармоникам) и будут находиться в их соот-
ветствующем положении, как показано на фигуре.
Эффект слагающих от вторых гармоник равен проекциям
г
на плоскость осей цилиндров двух сил , действующих
под прямыми углами к соответствующим коленам в том же самом
направлении и вращающимся с удвоенной угловой скоростью ко-
ленчатого вала. Таким образом эти гармоники по сравнению с пер-
выми гармониками создают двойное ударное действие. Подобный же
эффект вызывают компоненты гармоник четвертого порядка, при
построении которых можно увидеть, что этот эффект равен ДВУМ
силам, действующим под прямыми углами к соответствующим K0J
ленам в том же направлении и вращающимся с учетверен110^
угловой скоростью коленчатого вала. Создаем, таким образом, Д°"
бавочное ударное действие в четыре раза чаще основных.
Двухцилиндровый вертикальный двигатель с коленами
под углом 90Q
Вид этого мотора показан на фиг. 177. Слагающая от сил инер-
ции первого порядка выражается при помощи проекций на
плоскость осей цилиндров двух сил Мы-r, действующих в пока-
занном на фигуре направлении.
Если взять точку С посредине между осями цилиндров, то силу
в точке А можно заменить равной силой в точке С и моментом.
Соответственно можно заменить силу, действующую в точке В.
Тогда мы будем иметь два равных по величине момента Л1ы2г^ ,
направление осей которых представлено стрелками с черточками
по их сторонам; кроме того, мы будем иметь две силы, равные
222
и действующие параллельно силам инерции первого порядка
в точках А и В.
Эти два момента могут быть заменены при помощи их гео-
метрического сложения одним моментом, имеющим величину
|-----2— ’ действующим под углом 45° по отношению оси ко-
лена. Вектор этого момента будет перпендикулярен результирую-
щей силе УИш2/-^ 2, полученной от сложения двух отдельных сил,
приложенных в точке С. Проекция на плоскость осей цилиндров-
этой результирующей и будет являться результирующей силой
сил инерции поступательно движущихся масс обоих цилиндров и
будет достигать своего максимума, равного Мы-гД' 2 , когда коле-
на расположатся симметрично отно-
сительно плоскости, проходящей че-
рез оси цилиндров. Величина этой
силы в любой момент будет;
Мигг У 2 cos (6 — 45Q),
Фиг. 177. Схема двухцилиндрового
вертикального двигателя с криво-
шипами, расположенными под уг-
лом 90°.
где 0 — угол между первым коленом
и плоскостью осей цилиндров. Точ-
но так же проекция равнодействующей
пары на плоскость, перпендикулярную
осям цилиндров, даст результирую-
щую пару, вызываемую неуравнове-
шенными силами инерции поступа-
тельно движущихся масс.
Неуравновешенная сила будет вы
зывать вертикальные вибрации мотора
с периодом, равным времени одного
оборота вала машины, а неуравно-
вешенная пара будет стремиться ра-
скачивать мотор с тем же самым пе-
риодом вокруг горизонтальной оси.
Максимальная величина неуравновешенного момента будет равна
М<#гЪ К 2
--------- и будет происходить, когда слагающая результирую-
щей силы в направлении осей цилиндров будет иметь минимум,
что, в свою очередь, будет, когда первое колено повернется на
угол 135° от верхнего мертвого положения.
ГАРМОНИКИ
Положение вторых, четвертых и шестых гармоник показано
в нижней части фиг. 177, из которой видно, что вторые гармоники
_ „ Mi&rb
будут эквивалентны паре величиной--—--и вращающейся с двои- ,
ной угловой скоростью (в два раза быстрее вала). Проекция мо-
мента этой пары на плоскость, перпендикулярную осям цилин-
223-
.дров, даст равнодействующую пару, момент которой будет иногда
увеличивать, я иногда уменьшать действие момента от сил инер-
ции первого порядка.
Для изучающего этот вопрос было бы неплохо найти результи-
рующий момент, вызываемый первыми и вторыми гармониками, и
построить его как радиус вектор. Угол вектора представил бы
направление вектора момента, но не угол колена.
Четвертые гармоники вызывают ударное действие с частотой,
,равной учетверенной скорости вращения вала мотора. Их макси-
Л1со2г
мальная величина равна .
Шестые гармоники будут вызывать момент, вращающийся со
скоростью в шесть раз быстрее скорости коленчатого вала. Макси-
к 36 Мы1 г
мальное значение этого момента будет ' ^т0т момент бу-
дет то увеличивать, то уменьшать результирующую первого и
второго моментов.
Момент от сил инерции второго порядка для небольшого отно-
шения длины шатуна к радиусу кривошипа может стать весьма
заметным, что часто упускается из виду. Так, для Х=4 макси-
мальная величина момента сил инерций второго порядка будет
Мы2гЬ
---, в то время как максимальный момент от сил инерции
Marr Ъ
первого порядка будет 1 414 ’ 0ТКУДа видно, что величина мо-
мента от сил инерции второго порядка составляет величину, при-
мерно, около половины величины момента от сил инерции первого
порядка.
Двухцилиндровый V-образный двигатель с цилиндрами, распо-
ложенными под углом 90°
Расположение двух цилиндров, работающих на одно колено,
показано на фиг. 178.
Зависимость сил инерции в этом типе мотора может быть лучше
изучена при помощи рассмотрения двух обратных (.фиктивных)
колен, вращающихся в разном направлении.
В этом случае гармоники поступательно движущихся масс могут
быть заменены двумя массами, каждая из которых должна рав-
няться половине поступи 1ельно движущейся массы и, как видно
из фиг. 178, эти массы вращаются в противоположные напра-
вления.
Центр тяжести этих масс колеблется синхронно вдоль линии
хода поршня с фазой поршня и точно воспроизводит движение
поступательно движущихся масс и силы инерции первого по-
рядка.
Для сил инерции второго порядка эквивалентные массы должны
вращдться (в соответствующей фазе относительно гармоник пер-
вого порядка) со скоростью, равной удвоенной скорости вала
и т. д.. до более высоких гармоник.
324
Возвращаясь к фиг. 178, можно будет показать, что'движение
сил инерции первого порядка может быть представлено посред-
ством двух масс, каждая из которых равна
М
2’
закрепленных
в точках А и В. Следовательно, для каждого цилиндра мы бу-
дем иметь по две массы, вращающихся в разные стороны. Две
массы в точках А и А' взаимно уравновешиваются, в то время
М
как две массы ~ в точке В могут рассматриваться, как одна
масса М, прикрепленная к кривошипу, которая может быть уравно'
вешена массой 7И' при радиусе 7?', прикрепленной на противо
положной стороне коленчатого ва-
ла так, чтобы M'R' — MR.
Вторые гармоники. Не-
трудно видеть, что когда колено
находится в положении ОС, мас-
сы, уравновешивающие силы инер-
ции второго порядка, для первого
цилиндра будут находиться в точке
С, в то время как те же массы
для второго цилиндра будут нахо-
диться в точке D'. Следовательно,
силы инерции второго порядка не
могут быть уравновешены. Дей-
ствительно, центр тяжести масс,
уравновешивающих силы инерции
второго порядка, будет колебаться
вдоль линии А — А'. Это легко можно
понять, если расположение этих
Фиг. 178. 5 Схема двухцилиндрового
V-образного'’двигателя, с углом ме-
„ жду осями цилиндров, равным 90°.
масс рассматривать относительно
главного колена. Неуравновешенные силы инерции второго порядка
будуфт вызывать вибрации данного мотора с частотой, равной
удвоенной частоте сил инерции первого порядка. Максимальная
1величина этих неуравновешенных сил будет результирующей двух
М
максимальных сил t у uPR, направленных под углом 90° одна относи-
М г~
тельно другой, и будет равна 2 и направлена вдоль
линии А—А' *.
Двухцилиндровый двигатель с коленами’под углом 180°
Этот тип мотора показан на фиг. 179. Цилиндры и колена этого
мотора расположены под углом 180°. Чередование вспышек про-
Здесь имеется ввиду невозможность уравновесить силы инерции второго
порядка с помощью противовесов, вращающихся с угловой скоростью вращения
вала. Однако токое уравновешивание оказывается возможным, если его произво
дигь с помощью двух противовесов, вращающихся с двойной угловой скоростью
(зала в прямо противоположные стороны 11одробнее см. Нейман, Линамика и
расчет на прочность авиационных моторов, ч. 1, гл. XJ 97, Н. Г. Бруевич
ж В. Н. Ширяев, Урав ювешивание авиодвигателей. Прим, перев.
225
15 Джодж
исходит через равные промежутки времени. На практике расположе-
ние цилиндров под 180°, когда ось одного цилиндра служит продол-
жением оси другого, может быть достигнуто путем применения
пары шатунов для одного цилиндра, симметрично расположенных
относительно основного колена. При таком расположении цилин-
дров силы инерции первого, второго порядков и т. д. двух цилин-
дров уравновешивают друг друга и неуравновешенные моменты
отсутствуют. В этом случае мотор уравновешен полностью.
Единственными факторами неуравновешенности в этсм случае
будут изменения крутящего момента силами инерции поступа-
тельно движущихся масс и импульсами вспышек.
С этим типом мотора, благодаря его превосходному уравнове-
шиванию, были достигнуты, к моменту написания этой работы,
Фиг. 179. Схема двухцилиндрового
коонсильного двигателя с противопо-
ложно расположенными цилиндрами
под углом в 180°.
Фиг. 180. Схема двухцилиндрового дви-
гателя с противоположно расположен-
ными цилиндрами под углом 180е и
с эксцентриситетом.
обороты свыше 5000 в минуту на легком топливе, хотя его рабо-
чие обороты значительно ниже. Такое расположение цилиндров
с производственной стороны часто невыполнимо, ввиду чего ци-
линдры несколько смещают в сторону и располагают так, чтобы
ось каждого цилиндра проходила через центр тяжести своего ко-
лена, как показано на фиг. 180. В этом случае появится пара,
стремящаяся повернуть цилиндр в плоскости чертежа с моментом,
равным силе инерции первого порядка, умноженным на расстоя- '
ние между осями цилиндров, т. е. AfwVbcosQ. То же буде! для
гармоник второго и более высоких порядков.
Трехцилиндровый двигатель с цилиндрами, расположенными под
углом 120е* 1
В автомобильной практике мотор этого типа не приме-
нялся, но он является вполне обычным авиационным мотором,
особенно для дешевых одноместных спортивных самолетов. Как
на один из моторов этого типа, который имеет такое примене-
ние, можно указать на 35-сильный мотор Анзани. Рассматри-
вая фиг. 181, мы видим, что три прямых колена, вращающиеся
по направлению вращения вала, будут находиться в верхнем мерт-
вом положении, в то время как три обратных колена уравнове-
шивают друг друга.
1 Об уравновешивании звездообразных моторов с учетом прицепного сочлене-
ния см. Н. Г. Бруевич и В. Н. Ширяев, Уравновешивание авиодвигагелей»
Прим, перев.
226
Следовательно, силы инерции первого порядка могут быть
ЗМ
уравновешены посредством массы с радиусом, равным ра-
диусу кривошипа, и прикрепленной на противоположной стороне
колена, как показано пунктиром (7И—поступательная масса одного
цилиндра).
Вторые г а р м о н и к и. Рассматривая фиг. 182°, видим, что три
прямых вторых колена соответственно будут находиться в поло-
жениях ОА, ОВ и ОС и поэтому будут взаимно уравновеши-
ваться, в то время как обратные колена будут в положении ОД
. „ 3 М
и могут быть уравновешены массой • “pj расположенной про-
Фиг. 182. Схема статически уравновешен-
ного шестицилиндрового звездообразного
двигателя.
Фиг. 181. Схема трехцилиндрового
здвездообразного двигателя.
Четвертые гармоники. Соответственно можно будет
найти, чго три обратных колена для четвертых гармоник будут
уравновешены, в то время как прямые колена все будут в по.го-
жении ОА и могут быть уравновешены только массой • 5473 «
м
расположенной противоположно О А и вращающейся в четыре
раза быстрее вала мотора.
Высшие гармоники не имеют практической ценности, так как
они вызывают неуравновешенные силы, значительно меньшей ве-
личины и высшей частоты.
Вышеизложенный метод анализа сил инерции применяется и
в других одноколенных многоцилиндровых типах моторов.
15*
227
Шестицилиндровый стационарный звездообразный двигатель
В случае мотора Анзани и ему подобных обычным расположе-
нием цилиндров является соединение двух моторов по три ци-
линдра в каждом таким образом, что каждый ряд цилин ।ров пред-
ставляет схему, показанную на фиг. 181, а именно с цилиндрами,
расположенными под углом 120°. При этом один из рядов распо-
лагается так, чтобы его оси цилиндров были под углом 60° отно-
сительно осей цилиндров другого ряда. Такое расположение ци-
линдров второго ряда будет заполнять промежутки между цилин-
драми первого ряда и обеспечивать симметричность звезды.
Получается двойная звезда. Каждая из звезд работает на свое
колено; колена расположены под углом 180° друг к другу.
Следовательно, если на фиг. 181 мы имеем схему одного ряда,
то схему второго ряда получим посредством поворота первой на
угол 180°.
Рассматривая уравновешенность этого типа мотора, из преды-
дущего примера сразу станет очевидным, что неуравновешенные
силы инерции первого порядка одного ряда с массой ЗА1 будут
точно уравновешены соответствующими силами второго ряда, так
как они действуют в противоположном направлении. Так как
плоскости осей цилиндров обоих рядов не совпадают вследствие
того что каждый ряд имеет свое колено, то остается неуравнове-
шенным момент, величиною Mb, где Ъ — расстояние между
плоскостями осей цилиндров первого и второго рядов.
Таким же образом мы можем найти, что силы инерции второго
порядка обоих рядов будут уравновешены, но момент этих сил
„ 3 М .
величиной g- • 4^- Ь остается неуравновешенным и меняет свое на-
правление с удвоенной скоростью вала, но в обратном направлении..
Силы инерции четвертого порядка также уравновешены, за
3 Mb
исключением момента величиною g- . который будет вращаться
с учетверенной скоростью коленчатого вала, но в обратном на-
правлении.
Если перенумеровать цилиндры по часовой стрелке, то порядок
зажигания будет следующий: 1—3—5—2—4—6. Таким образом
будем иметь неодинаковые интервалы между вспышками, а
именно: между пятым и вторым цилиндрами интервал будет 180°,
в то время как между остальными цилиндрами он равен 120°.
Необходимо отметить, что эти неодинаковые интервалы будут
общими для всех звездообразных моторов с четным числом ци-
линдров.
Звездообразный двигатель с четным числом цилиндров
Если описанный метод применить в случае четырехцилинтро-
вого звездообразного мотора, оси цилиндров которого лежат
в одной плоскости под 90° друг к другу, то можно будет найти,
228
что силы инерции первого порядка требуют уравновешивающей
массы, равной 2М, с радиусом, равным радиусу кривошипо (Ж—
поступательная масса одного цилиндра).
Силы инерции гармоник второго и четвертого порядков ока-
жутся совершенно уравновешенными. К несчастью, этот тип мо-
тора, вследствие неравномерных периодов i спышек, не подходит
для бензиновых или газовых моторов, хотя двухрядная звезда,
каждый ряд которой будет состоять из такого мотора, может
быть выполнена так, чтобы давать вспышку через каждые чет-
верть оборота и в то же время быть уравновешенной.
Увеличивая число цилиндров в звездообразном типе мотора,
как это имело место в предыдущих примерах, можно достигнуть
того, что неуравновешенные силы инерции будут взаимно уравно-
вешиваться; однако при этом оси цилиндров не будут находиться
в одной плоскости (как это и бывает во многих многоцилиндро-
вых авиационных моторах). Вследствие этого остаются неуравно-
вешенными моменты этих сил, даже в случае, если сами силы
будут уравновешены.
Вообще у звездообразных моторов с четным числом цилиндров
и равными интервалами вспышек все силы инерции могут быть
в совершенстве уравновешены. Силы инерции первого порядка
могут быть уравновешены посредством соответствующих уравно-
вешивающих весов, прикрепленных к валу противоположно ко-
лену *. Как упоминалось выше, моторы с четным числом цилин-
дров не всегда пригодны вследствие неравномерных интервалов
вспышек, если только число цилиндров не будет равно шести.
Шести-, десяти-, двенадцатицилиндровые моторы этого типа при-
меняются в авиационной практике.
Звездообразный двигатель с нечетным числом цилиндров
Если описанный метод анализа применить к семицилиндровым
одноколенным звездам типа мотора Гном (Gnome), то будет видно,
что первые и вторые гармоники совершенно уравновешены, а чет-
вертые неуравновешены. Так как по величине эти гармоники
будут незначительны, то ими пренебрегают, в особенности при
сравнительно низких оборотах этого типа мотора, применяе-
мых в авиационной практике.
Легко можно показать, что в звездах с нечетным числом цилин-
дров интервалы между вспышками будут одинаковы; примером
этого являются семи- и девягицилиндровые моторы Гном.
Четырехцилиндровый однорядный двигатель
Это обычный тип автомобильного мотора, колена которого рас-
полагаются, как показано на фиг. 183, и кривые крутящего момен-
та, которого уже рассматривались нами.
1 Это верно лишь при условии отсутствия прицепных шатунов, что на самом
деле бывает весьма редко.
229
Преимущество мотора этого типа состоит в равномерных пе-
риодах зажигания и в том, что силы инерции и моменты первого
порядка совершенно уравновешены; однако нужно будет помнить,
что силы инерции второго порядка всех кривошипов совпадают
по времени и поэтому вызывают неуравновешенные вибрации
двойной частоты относительно оборотов мотора.
Если шатуны этого типа мотора сделать бесконечной длины,
то мотор был бы совершенно уравновешен относительно всех гар-
моник. Однако вследствие того, что шатуны совершают колебатель-
ные движения, силы инерции под влиянием гармоник высших по-
рядков будут больше в тот момент, когда колено находится в в. м.
т., и меньше, когда колено находится в н. м. т. При расположении
колен, показанном на фиг. 183, мы имеем, что когда одна пара колен
будет находиться в верхнем положении, то вторая пара будет в
нижнем и, благодаря разницы сил инерции в этих положениях, мы
будем иметь результирующую силу, направленную вверх и равную
разнице между этим силами. Эта направленная вверх сила будет
далее появляться при каждом полуобороте коленчатого вала: в
промежутке будут силы инерции, направленные вниз.
В результате мотор испытывает вибрации двойной частоты по
сравнению со скоростью вращения вала мотора.
Имеется так же и другой метод рассмотрения уравновешенности
четырехцилиндрового мотора, предложенный Ланчестером *. Дейст-
вие бокового отклонения шатуна является причиной того, что
каждый поршень достигает средины своего хода прежде, чем кри-
вошип повернется на угол 90° от его в. м. т. Другими словами,
1 «Engine Balancing” (F. W. Lanchester) Proc. 1. A. E, 1914.
230
когда кривошип повернется на 90° от в. м. т.,все четное
будут несколько ниже средних точек своих ходов Наппи^ЛГ
в моторе на фиг. 184 эта величина а, вызванная боковым пт
клонением шатуна, достигает около 6 мм. Следовательно каждый
поршень будет симметричен относительно середины своего холя
дважды за каждый оборот коленчатого вала, а именно, когда он
будет находиться в верхнем или нижнем мертвых положениях и
дважды несимметричен, т. е. когда кривошип будет находиться под
углом 90°.
В результате происходит смещение всей эквивалентной посту-
пательно движущейся массы дважды за каждый оборот, что и вы-
зывает вибрации такого периода, которые по существу и будут
вибрациями второго порядка.
Обычно величина смещения а приблизительно равна радиусу
кривошипа, разделенному на длину шатуна.
В дальнейшем будет показано, что для мэтора, у которого от-
ношение длины шатуна к радиусу кривошипа равно 4*/2, ампли-
туды сил инерции второго порядка будут равны J/18 хода поршня.
,Так как возмущающая сила пропорциональна квадрату угловой
.скорости, то в случае вторых гармоник создаваемые силы будут
равны */18 от силы инерции первого порядка каждого кривошип-
но-шатунного механизма.
. Следовательно, все четыре кривошипа дают неуравновешенную
силу инерции второго порядка, равную 16/18 от силы инерции пер-
вого порядка одноцилиндрового мотора. Эга сила инерции соз-
дает вибрации удвоенной частоты по сравнению с имеющимися
силами инерции первого порядка в одноцилиндровом моторе.
Пущь имеем четырехцилиндровый двигатель, ход поршня кото-
рого равен 100 мм, и диаметр цилиндра 100 лм, вес поршня 2 кг,
вес шатуна 1,8 кг и А=4. Максимальная величина неуравнове-
шенных сил при 1000 об/мин будет около 136 кг. При более вы-
соких числах оборотов эти силы будут значительно выше, так
как они увеличиваются пропорционально квадрату угловой ско-
рости. Отсюда следует, что силы инерции второго порядка в че-
тырехцилиндровом моторе будут вполне ощутимы и пренебрегать
ими не следует.
Теперь мы опишем метод, при помощи которого эти силы можно
уравновесить. Вопрос уравновешенности этого типа мотора так
же может быть разобран с помощью того же самого метода, который
был применен в предыдущих примерах.
Исследуя сперва силы инерции первого порядка, мы заметим,
что силы, вызываемые -двумя внешними коленами, будут всегда
уравновешиваться силами двух внутренних колен и что моменты
этих сил от двух левых колен будут уравновешиваться моментами
двух правых колен. Таким образом силы и моментй первого по-
рядка будут совершенно уравновешены.
Обращаясь далее к рассмотрению сил инерции второго порядка,
легко определить, что для показанного на фиг. 183 расположения
кривошипов силы инерции второго порядка всех кривошипов
действуют синхронно и направлены вверх. Когда кривошип
повернется на угол 90°, вторые гармоники повернутся на угол 180°
231
и будут действовать синхронно вниз. Таким образом силы этих
гармоник будут действовать вдоль линии хода с удвоенной часто-
той относительно гармоники первого порядка. Максимальная ве-
личина неуравновешенных сил инерции второго порядка будет
равна:
4Л4 • ыгг
Высшие гармоники
Что касается гармоник четвертого порядка, то необходимо от-
метить, что все они синхронны и вызывают вибрации с частотой,
в четыре раза большей частоты гармоник первого порядка.
Максимум равнодействующей неуравновешенных сил четвертого
порядка равен:
Г‘=Т5—
Можно доказать, что шестые и более высокие гармоники для
четырехцилиндрового мотора вызывают вибрации высших частот с
соответственно меньшими максимальными силами.
Необходимо упомянуть, что так как вышеупомянутые гар-
моники синхронны для всех поршней и действуют в одном и том
же направлении, то никаких неуравновешенных пар для этих гар-
моник не будет.
В практике на некоторых автомобильных моторах можно наблю-
дать । ибрации от неуравновешенных сил второго и четвертого
порядков, так как они синхронны с частотами вспышек. Кроме
того, если четырехцилиндровый двигатель этого типа разогнать
без нагрузки, то становятся вполне заметны вибрации и более вы-
соких порядков.
Если учесть, что в 25-сильном двигателе максимальное значение
неуравновешенной силы инерции второго порядка будет около
0,5 т, переменно действующей в верхнем и нижнем направлении,
то становится ясным, что на более высоких оборотах действие
гармоник может достигнуть большой величины. Также является
несомненным, что при определенных числах оборотов двигателя,
установленного на автомобиле, появляется резонанс между двига-
телем и корпусом самого автомобиля. Вибрации этого р да от
действия вторых гармоник заметны, в особенности в лимузинах.
Метод уравновешивания сил инерции второго порядка
Ланчестер 1 изобрел и применил к автомобильным моторам ин-
тересный механизм, так называемый „антивибратор“, служащий для
уравновешивания действия сил инерции второго порядка. Принцип
этого устройства состоит в созд ании эквивалентного гармонического
действия, направленного обратно действию гармоник второго поряд-
1 См. также Мартенса, Динамика поршневых двигателей, 1932, стр. 32-
232
ка. Упомянутый механизм показан на фиг. 185. Он состоит из двух
противовесов, вращающихся в разные стороны с удвоенной ско-
ростью коленчатого вала. В действительности— это практическое
применение метода реверсивных колен.
Эти противовесы будут вызывать силы, в точности равные и прямо
противоположные силам инерции второго порядка в любом их
положении. На фиг. 185 видны уравновешивающие веса А, прик-
репленные к валикам ВХВ2. Валики приводятся во вращение пос-
редством червячной передачи CjC2 от коленчатого вала; следова-
тельно, фаза уравновешивающих весов будет та же самая. Отсюда
следует, что действие вертикальных слагающих центробежных сил
инерции противовесе в будет противоположно действию сил инер-
ции второго порядка поступательно движущихся масс.
Этот прибор с успехом был применен на моторах автомобилей
Ланчестера и Даймлера. Были и другие попытки уравновесить
силы гармоник второго порядка путем' применения поступательно-
движущихся частей соответствующей частоты.
Очевидно, в описанном методе энергия системы, уравновешиваю-
щей механизм, остается постоянной при постоянных оборотах
двагателя и никаких заметных усилий не вызывает, но слагающие
сил от каждого противовеса будут, естественно, действовать на
подшипники уравновешивающего вала, создавая добавочную на-
грузку, изменяющуюся благодаря вращению противовесов.
Уменьшая веса поступательно движущихся частей (поршня или
шатуна), мы этим самым умень-
шаем и величину сил неура-
вновешенных гармоник.
Фиг. 186. Схема коленчатого вала верти»
кальюго шестицилиндрового двигателя.
Кривошипы расположены под углом 120°
Фиг. 185- Схема Ланчесгера, иллюстри-
рующая метод уравноеешивания силы
инерции второго порядка.
Шестицилиндровый однорядный двигатель с кривошипами
под углом 120°
Обычное расположение кривошипов шестицилиндровых моторов,
применяемых в автомобильной практике, показано на фиг. 186.
Необходимо отметить, что если этот коленчатый вал будет раз-
резан плоскостью, перпендикулярной его оси и проходящей через
центр среднего коренного подшипника, то обе половины вала, со-
стоящие из трех колен, расположенных под углом 120°, будут сим-
метрично расположены относительно этой плоскости.
Рассматривая сперва силы инерции первого порядка как проек-
ции на плоскость осей цилиндров, то три силы первых гармоник,
расположенных по одну сторону вышеупомянутой плоскости, будут
233-
точно уравновешивать три такие же силы, расположенные с другой
•стороны плоскости, или, иначе говоря, каждые три колена будут
уравновешены, поскольку речь идет о силах. С другой стороны,
моменты сил инерции первого порядка относительно той же плос-
кости тоже будут уравновешены, так как колена, направленные
попарно, под одним углом с той и с другой стороны плоскости,
будут уравновешивать друг друга.
Таким образом в этом случае будет полное и естественное урав-
новешивание гармоник первого порядка.
Высшие гармоники
Рассмотрим на фиг. 187 верхнюю окружность, поясняющую по-
ложение эквивалентных масс, вращающихся с удвоенной угловой
скоростью вала; проекции сид инерции этих масс на плоскость
Фиг. 187.
шестые гармоники всех поршней бу
ждать силы, максимальная величина
осей цилиндров дают гармо-
ники второго порядка от инер-
ции поступательных масс. В
дальнейшем увидим, что эти
вторые компоненты, а также
и их моменты будут уравно-
вешены. Аналогично можно
показать, что четвертые гар-
моники будут также уравно-
вешена, как по величине, так
и по направлению, а также и
их моменты. Если этот же ме-
тод применить для выявления
расположения эквивалентных
масс шестых гармоник (т. е,
с множителем 6 в обычном
выражении для ускорения), то
будет найдено, что для дан-
ного расположения колен по-
ложение эквивалентных масс
шестой гармоники будет та-
ким, которое показано на ниж-
ней окружности фиг. 187, т. е.
тут синхронны и будут поро-
которых равна:
а 36
б,-----г
512 Л®
Лй2г
или
27 М ы2 г
64 ’ Л5 ‘
Оли будут вызывать выбрации с частотой, в шесть раз большей
вибрации первых гармоник, т. е. шесть колебаний за один оборот
вала; однако результирующей пары в данном случ ie не будет.
Практическое действие этих 'быстро изменяющихся вибраций
ничгожно во всех отношениях, так как величина амплитуды этих
234
гармоник очень мала по сравнению с силами, обусловленными
дефектами двигателя производственного или конструктивного по-
рядка.
Трехцилиндровый двигатель с коленами, расположенными
под углом 120е
В результате анализа уравновешенности сил инерции шестици-
линдрового мотора очевидно, что если отдельно рассматривать
одну половину коленчатого вала, отсеченную пло костью, про-
ходящей через средний коренной подшипник и перпендикулярную
оси вала, то силы первых, вторых и четвертых гармоник будут
полностью уравновешены, а моменты этих сил останутся неура-
вновешенными и будут вызывать вибрации относительно осей, пер-
пендикуляных оси вала и имеющих начало в центре действия этих
сил. Шестые гармоники будут неуравновешены, как в отнэшении сил,
так и моментов.
(
Восьмицилиндровый ^-образный двигатель
Этот тип двигателя имеет применение в автомобилях и пред-
ставлен в авиации системами: Паккард, Каделяк, Рольс-Ройс, Сэнбил
и т. д. Он представляет интерес в отношении крутящего момента
и уравновешенности.
Необходимо отметить, что появление этого двигателя в авто-
мобилях не является случайным, ни на чем не основанным явле-
нием, а представляет заметное преимущество перед другими
системами с тем же числом цилиндров. Во-первых, такой мотор
позволяет получить двойную мощность по сравнению с четырех-
цилиндровым однорядным двигателем при том же продольном
размере, т. е. дает преимущество в смысле размеров подмоторной
установки; во-вторых, он легче однорядного мотора с тем же
числом цилиндров и той же размерности, а также пропорционально
легче шестицилиндрового двигателя; в-третьих, так как длина его
коленчатого вала меньше по сравнению с упомянутыми двига-
телями, то последний относительно жестче и, следовательно, меньше
подвержен биению.
К преимуществам этого двигателя можно также отнести: удоб-
ства смазки, охлаждения, габарит и издержки производства. Что
же касается его применения для целей воздухоплавания и авиации,
то этот тип двигателя вполне соответствует современным требо-
ваниям к конструкции фюзеляжей аэроплана и гондол воздушных
кораблей с точки зрения их удобообтекаемости. В данное время
этот двигатель является одним из популярных мощных типов,
причем мощность одной установки колеблется от 70 до 200 л. с. •
1 Это утверждение относится к 1919—1922 гг. В настоящее же время утверждение
автора о том, что этот мотор вполне соответствует современным требованиям в смысле
конструкции фюзеляжей и гондол, а также то, что этот двигатель является высо-
комощным, уже не соответствует действительности. Желание конструкторов авиа-
ционных двигателей получить с одного агрегата все большую и большую мощность
заставило их перейти на увеличение числа цилиндров до 12 в двухрядных У-образных
235
В случае применения воздушного охлаждения для этого типа
вигателя такое расположение цилиндров являе ся наиболее выгод-
ным по сравнению с шестью цилиндрами в одном ряду. Возвращаясь
к вопросу уравновешенности двигателя отметим, что конструкция
этого типа в его поперечном разрезе в точности соответствует
уже рассмотренному двухцилиндровому двигателю, цилиндры кото-
рого расположены под углом 90°, а его продольный вид сходен
с четырехцилиндровым однорядным двигателем. Для упрощения
вопроса этот восьмицилиндровый двухрядный двигатель можно
рассматривать, как составленный из четырех двухцилиндровых,
цилиндры которых расположены под углом 90°, как это показано
на фиг. 188. Было уже показано, что в отдельном двухцилиндровом
V-образного типа двигателе силы инерции первого порядка могут
быть уравновешены при помощи противовесов, прикрепленных к
валу на противоположной стороне колена, и что силы инерции
второго'порядка остаются неуравновешенными и действуют в гори-
зонтальном направлении.
Если мы теперь рассмотрим второй ряд этого двигателя, состоя-
щий из двух цилиндров с коленом под углом 180° по отношению
Фиг. 188. Схема коленчатого вала восьми-
цилиндрового V-образного двигателя, с уг-
лом между осями цилиндров, равным 90°.
к первому ряду, то увидим,
что силы инерции второго
порядка будут действовать
синхронно с силами инерции
первого порядка того же ряда
цилиндров. Следовательно, для
всего двигателя, состоящего из
четырех двухцилиндровых, с
цилиндрами, расположенными
под углом 90° и с расположе-
нием колен, как в четырехци-
линдровом однорядном авто-
мобильном двигателе, будут
иметься четыре неуравновешенных силы инерции второго порядка,
действующие совместно или синхронно. Максимальное значение
всех этих неуравновешенных сил инерции второго порядка будет в
0,707 • раз больше сил инерции того же порядка четырех-
цилиндрового двигателя, имеющего те же самые поступательно
движущиеся массы.
Другой возможный метод расположения колен вала для восьми-
цилиндрового V-образного двигателя дан на фиг. 189. На этой
фигуре два средних колена расположены под углом 180° относи-
тельно друг друга, в то время как на фиг. 188 они были напра-
И даже до 18 W-образных при трех "рядах. Применение 12-цилиндровых дви-
гателей, нисколько и* ухудшило конструкции фюзеляжей и гондол в с ысле
их обтекземости, но позволило увеличить мощное ь до 500, 700, 1000 л. с. и даже
выше. Кон чно, увеличение мощности до 1000 л. с. и выше было т олучено не только
увеличением числа цилиндров и их размерности, но и повышением числа оборотов,
а также н применением над.ува. В настоящее время мощности в 90 и 200 л. с. на
агрегат не могут считаться авиационными (кроме споттивных и учебных самолетов),
а тем более их нельзя назвать высокими мощностями. Прим. пере».
236
влены под одним углом и под углом 90° по отношению к внешним
коленам.
В этом случае неуравновешенные силы инерции второго порядка
второго колена будут действовать под углом 2-90, или 180° по
отношению к силам первого колена и будут противоположны им.
Точно так же силы инерции третьего и четвертого колен будут
действовать в противоположные стороны. В результате все четыре
силы инерции второго порядка будут совершенно уравновешены
и не будут иметь результирующей пары.
Что касается гармоник четвертого порядка, то, очевидно, что
они будут действовать синхронно, так как фаза смещения их
относительно первого колена будет 4 • 90, или '360°, и будут вызы-
вать неуравновешенные силы четырехкратной частоты по сравне-
нию с силами инерции первого порядка, Однако их величина
равна:
v 'или 2 ‘ v 2
и будет очень незначительной по сравнению с силами инерции
второго порядка при другом расположении колен.
Как уже было упомя-
нуто, силы инерции пер-
вого порядка отдельных
рядов, работающих на
одно колено, смещены по
фазе на 90° и могут быть
уравновешены посред-
ством соответствующих
Фиг. 189. Другая возможная cxeva коленчатого
вала восьмицилиндрового V-образного двигателя
противовесов с целью
избежать раскачивающих моментов. Подобным образом могут быть
уравновешены и центробежные силы инерции.
Можно исходить из того, что неуравновешенные силы инерции
четвертого порядка в этом случае составляют только 1/80 часть
от неуравновешенных сил инерции второго порядка обычного типа
восьмицилиндрового V-образного мотора.
Восьмицилиндровый однорядный двигатель
Этот тип восьмицилиндрового двигателя стал весьма популярным
в автомобильной практике. Ввиду его важности для высокоскоро-
стных дизель-моторов, в особенности для тех, которые применяются
на самолетах, мы рассмотрим вопрос уравновешивания мотора
с точки зрения подбора лучшего расположения колен.
Конструктор может выбрать несколько расположений колен вала
этого типа двигателя. Не менее девяти раз яичных схем коленчатых
валов были применены или доказана возможность их применения.
Перед рассмотрением этих схем мы остановимся на предпосылках
удачного проектирования.
Во-первых, для более равномерного крутящего момента необхо-
димо, -чтобы интервалы между вспышками были равны. В восьми-
цилиндровом двигателе должно происходить восемь вспышек за
237
каждые два оборота вала, т. е. четыре за один оборот. Это озна-
чает, что для получения равных интервалов между вспышками
колена вала должны быть расположены под углом 90° друг к другу.
Нетрудно показать, что имеется ряд различных комбинаций колен,
которые удовлетворяют этим требованиям.
Во-вторых, для надлежащего уравновешивания двигателя необ-
ходимо, чтобы силы инерции первого и второго порядков были
уравновешены. К счастью, для любого восьмицилиндрового одно-
рядного двигателя с колоннами, расположенными под углом 90°,
эти условия выполняются.
В-третьих, существенно, чтобы силы инерции первого и второго
порядков не давали моментов, так как при высоких скоростях
они гызывают нежелательные вибрации. Именно это требование
и уменьшает возможные расположения колен до незначительного
числа.
1.5,3,7,4.82.6
I 5 36482 7,
I 5274.8.36
15264637
I8374526
I 8364 52.7.
18274536
I 82645.37
I 62843,7,5
I 6 254 3 78
I6384725
16354728
I 7284.6.35
1.7.2 54 6 38
I7384625
1.7.3.54,6.2.8.
Фиг. 190. Две возможных схемы конструкции коленчатого вала восьмицилиндрового
однорядного двигателя, с указанием в табличке возможных порядков работы
цилиндров.
Чтобы избавиться от инерционных моментов первого и второго
порядков, необходимо выполнить следующее условие: результирую-
щая сила инерции всех поступательно движущихся частей, движу-
щихся вниз в любой момент, была бы равна и противоположна по
направлению результирующей силе инерции поступательно дви-
жущихся частей, движущихся вверх в этот же самый момент.
Как мы уже видели, это требование выполняется лишь при
условии, что коленчатый вал будет иметь плоскость симметрии,
т. е. когда одна половина вала является как бы зеркальным отра-
жением другой его половины.
На фиг. 190 и 191 показано семь различных вариантов располо-
жения колен восьмиколенного вала. Выбор из этих возможных
вариантов должен итти по пути разрешения вопросов удобства
производства и количества применяемых при этом коренных под-
шипников.
238
С точки зрения производства расположение, показанное под
№ 5 и 6, является самым дешевым, так как при обычном методе
изготовления коленчатых валов, т. е. путем штамповки из плоских
поковок, необходимо
будет накладывать
штамп два раза, в то
время как для распо-
ложения, показанного
под № 3 и 4,— четы-
ре раза и шесть раз
для номера 2.
С точки зрения лег-
кости восьмицилин-
дрового мотора вал
можно выполнить и с
пятью коренными под-
шипниками, но все же
выполнения валов, по-
казанные под № 5 и 6,
являются единствен-
но подходящими; они
имеют преимущества
и в смысле действия
центробежных сил на
подшипники. Идеаль-
ным расположением,
безусловно, будет та-
кое расположение, ко-
гда коренные подшип-
ники расположатся ме-
жду каждой парой
колен, т. е. их всего
будет девять. Это дает
наивыгоднейшую схе-
му для сведения к ми-
нимуму крутильных ко-
лебаний.
Здесь можно упомя-
нуть, что расположе-
ние колен валов под
№ 5 и 6 являлось об-
щепринятым к мо-
менту написания этой
книги.
I 7358264
I 7 348265
I7658234
I 7648235
I2358764
12348 765
I2658764
I2648765
I 3428657
I 3478652
I 3 5 28 64.7
I 3578642
16428357
I6478352
I 65 2834Т
16578342
12438756
12468753
12538746
I 2568 74 5
I 74 38 2 56
1.75682,4 3
*17538246
1 756,8,243
I 3,24 86 75
I 3 74 86 2 5
I 3 258674
I 3 758624
I 6248 37 5
16748325
I 6258374
16756324
142.38576
14268573
I 47385 26
14768523
I5238476
I5738426
I52684 73
IS76B423I
Фиг. 191. Четыре других возможных с'емы конструк-
ции коленчатого вала восьмицилиндрового одноряд-
ного двигателя, с указанием в т б ,ичке возможною
порядка работы цилиндров.
Применение иного расположения колен
Расположениями колен, показанными на фиг. 190, пользуются
редко вследствие их несимметрии, а следовательно, и отсутствия
надлежащего уравновешения. В некоторых ранних конструкциях
239
однорядных восьмицилиндровых двигателей применяли располо-
жение колен, показанное на фиг. 190. Эти валы несимметричны
•относительно плоскости, перпендикулярной отсивала. проходящей
через средний коренной подшипник, т. е. одна половина вала не
является зеркальным изображением другой относительно этой
плоскости. Поэтому хотя это расположение и позволяэт устано-
вить равные интервалы между вспышками, но инерционные силы и
<моменты не будут уравновешены.
Если обе половины этого вала рассматривать, как валы двух
четырехцилиндровых однорядных двигателей, то можно сразу за-
метить, что будет неуравновешенный момент от сил инерции
второго порядка.
Такое выполнение коленчатого вала уступает валам, показанным
на фиг. 191, но они легче в производстве и при наличии на двига-
теле двух карбюраторов дают лучшее газораспределение.
Порядок вспышек в однорядном восьмицилиндровом двигателе
Для любого расположения колен, показанного на фиг. 190 и 191,
имеются восемь различных порядков вспышек. Нет необходимости
перечислять эти порядки вспышек здесь, так как в них нетрудно
разобраться, но нужно упомянуть, что лучший порядок зажигания
будет тот, который позволяет получить равные интервалы между
вспышками.
Тщательное исследование коленчатого вала и порядков вспышек
большинства однорядных восьмицилиндровых автомобильных дви-
гателей в 1930—1931 гг. обнаружило, что наиболее подходящим
коленчатым валом является вал, показанный на фиг. 191 под № 5,
Д1Я которого можно рекомендовать следующий порядок вспышек:
6—2—5—8—3—7—4.
Вышеупомянутое расположение колен и порядки зажигания
приняты в большинстве восьмицилиндровых• моторов, о которых
идет речь.
Сравнение восьмицилиндровых двигателей
Два, наиболее широко применяемые типа восьмицилиндровых
моторов, это—V образный, по четыре цилиндра в ряд и однорядный.
Каждый из них имеет определенные теоретические и практиче-
ские преимущества, которые кратко могут быть перечислены как
следующие.
V-образвый тип двигателя
Преимущества:
1) Более компактна конструкция и потому меньше занимает места
по длине под капотами автомобиля и аэроплана.
2) Короче и поэтому жестче коленчатый вал.
3) Меньше требует главных подшипников.
4) Не так ясно выражаются крутильные колебания.
Недостатки:
1) Больше нагружены подшипники шатунных шеек вследствие
действия на нее двух шатунов.
2) Недоступность к клапанам, кулачкам и частям карбюратора.
240
3) Удваивание некоторых частей, как-то! выхлопных и водяных
труб и соединительных шлангов.
4) Относительно большая ширина двигателя, вследствие чего
головки цилиндров располагаются ближе к капоту.
Однорядный восьмицилиндровый двигатель
Преимущества:
1) Меньший износ главных и шатунных подшипников.
2) Лучшая доступность к частям, требующим особого ухода.
3) Меньшее число частей и многие из них, как то: выхлопные
и водопроводные соединения, проще по конструкции.
4) Конструкция двигателя в целом более прямолинейна.
Недостатки:
1) Общая длина, примерно, вдвое больше, чем у V-образного
мотора.
2) Большее число коренных подшипников.
3) Тяжелее, чем V-образный тип.
4) Большая склонность к крутильным колебаниям.
5) Труднее получить надлежащее газораспределение.
6) Более сложный и более дорогой коленчатый вал.
В отношении главного недостатка однорядного восьмицилинДро-
вого двигателя, а именно крутильных колебаний, вызываемых
относительно длинным коленчатым валом, необходимо отметить,
что они являлись причиной ряда случаев поломки коленчатого
вала в тяжелых двигателях внутреннего сгорания, и в частности
в дизелях, установленных на дирижаблях.
Применение твердых и жидкостных демпферов крутильных ко-
лебаний, многие типы которых теперь известны, способствовало
устранению этого недостатка.
Уравновешивание других типов двигателей
В настоящей главе мы имеем возможность остановиться на ура-
вновешивании только немногих типов двигателей. Мы ознакоми-
лись с основными методами уравновешивания, применяя их в при-
веденных выше рассуждениях; по этому не представляется труд-
ным применить их к любому типу двигателя. Путь, по которому
нам неизбежно придется следовать, заключается в том, чтобы рас-
смотреть кривые крутящего момента и уравновешиваемых сил
любого рассматриваемого специального типа двигателя и, таким
образом, создать себе вполне определенное мнение о пригодности
данного типа для требуемых целей.
Устранение в двигателях моментов от сил инерции
Как первоначально было отмечено Ланчестером, моменты от
сил инерции вызываются тем обстоятельством, что оси цилиндров
смещаются Друг относительно друга. Эги моменты могут быть
устранены в многоцилиндровых типах при помощи метода сим-
метрии т. е. „оптического или зеркального отражения". Смысл
этого выражения может быть выяснен путем рассмотрения от-
дельного случая.
241
16 Джодж
Известно, что в двухцилиндровом вертикальной двигателе с ко-
ленами, расположенными под углом 180°, имеется неуравновешен-
ный момент от сил инерции первого порядка. Если мы теперь
вообразим зеркало, расположенное на конце коленчатого вала и
перпендикулярно его оси, то отраженная форма коленчатого вала
вместе с оригиналом даст такое расположение колен, при котором
моменты от сил инерции будут отсутствовать или, другими сло-
вами, момент оригинала будет точно уравновешиваться моментом
отраженного вала.
Это сочетание самого предмета и его отражения представляет
собой не что иное, как простой коленчатый вал четырехцилинд-
рового однорядного мотора, который и может служить доказа-
тельством этого положения.
В свою очередь, шестиколепный вал с коленами, расположен-
ными под углом 120°, можно разделить центральной поперечной
плоскостью так, что одна половина вала будет точным отраже-
нием другой его половины. Известно, что в этом типе результи-
рующего момента от сил инерции не имеется.
То же самое будет для двухцилиндрового двигателя с цилинд-
рами, расположенными под углом 180°. Этот
тип представляет правильное отражение
формы одноцилиндрового типа, а поэтому
в нем не будет никаких моментов.
Вообще говоря, если существует при лю-
бом расположении цилиндров оптическая
симметрия относительно плоскости, перпенди-
кулярной оси вала,
инерции не будет,
быть применен при
цилиндров.
с эксцентриситетом
то моментов от сил
Этот принцип может
любом расположении
Влияние смещения
цилиндра на уравно-
вешенность двигателя
Смещение кривошипного механизма в
направлении вращения (известное под назва-
нием дезаксиального расположения) было не-
давно применено на практике отдельными
конструкторами автомобильных, мотоциклет-
ных и авиационных моторов. Такое смеще-
ние имеет целью уменьшить давление на
стенки цилиндра в начале рабочего хода, когда давления макси-
мальны. Это расположение вызывает изменение диаграммы крутя-
щего момента, а также влияет на уравновешенность двигателя.
Здесь не предполагается детально рассматривать вопрос о влия-
нии смещения на уравновешенность мотора, так как потребовался
бы сложный математический анализ, не соответствующий тому
результату, который бы мы получили. Наша задача состоит в
том, чтобы кратко показать действительные результаты этой прак-
тики и указать общее направление в рассмотрении вопроса.
Рассмотрим фиг. 192. На этой фигуре линия ОА{ представляет
242
ось цилиндра смещенного мотора и линия CS — нормального типа
Когда кривошип будет перпендикулярен к оси цилиндра, шатун
соответственно будет находиться в положениях РА., и р'а__для
смещенного типа и PC и РгС~для нормального типа. Точ^и А и
А2 первого из упомянутых случаев соответствуют точке С в послед-
нем случае.
Аналитический метод1
Вопрос влияния смещения на уравновешенность мотора может
быть лучше рассмотрен аналитически. Обычно принятый метод
заключается в трм, чтобы получить зависимость движения сме-
щенного поршня от угла поворота кривошипа и затем, посред-
ством двойного диференцирования, получить выражение для уско-
рения.
Таким образом движение смещенного поршня выражается рядом
гармонических движений различной частоты, максимальное значе- *
ние которых зависит от отношения длины шатуна к радиусу кри-
смещения.
для нормального типа двигателя выражается
вошипа и от угл;
Сила инерции
уравнением:
Md'2x _ М
~~g
М(Рхх ___ М
g dP — g
ш2 * г | cos 0 -|- С.2 cos 20 -[— С± cos 40 Ц- С6 cos 60 -1— • •
и для смещенного типа следующим уравнением:
cos 0 + A., cos 20 4- Л cos 40 Д, cos 60 -j-
м Г
-V- ш8 /- J sin 0 Ь’3 sin 30 4" В5 sin 50 -Д • • • и т. д.
где С2, Q, С6 и т. д. — постоянные величины, зависящие от отно-
шения , А.2, Д, Ае и т. д , В3, Въ, В-, и т. д. тоже постоянные,
/
зависящие от отношения и величины смещения. Каждая из по-
Г
стоянных может быть выражена в виде алгебраического ряда, если
заменить через X отношение длины шатуна к радиусу кривошипа
и через а — смещение. Как видно из выражения ускорения для сме-
щенного типа, в него вошли и нечетные гармоники, так что дви-
жение поршней в этом случае не будет идентично с движением
поршня в нормальном типе.
Количественный эффект смещения и уравновешенность мотора
станут более понятными, если рассмотреть конкретный пример.
Возьмем отношение-^- = Х = 5 и величину смещения, равную
1 Подробнее см. Мартенс, Динамика поршневых двигателей, стр. 1S—22.
Яковлев, Кинематика механизмов ч. I, стр. 114—130. Автоавиоиздат 1933. Прим,
перев.
радиусу кривошипа; тогда выражение для перемещения поршня
напишется так:
% = /-cos 6 —/ (0,9700 -J- 0,016 cos 20 — 0,00001 cos 40 -|- •
• • • -[-0,0415 sin 0 — 0,0002 sin 30-|~ • • •)}
Как видно, более высокие гармоники становятся менее сущест-
венными. Было доказано, что для одного цилиндра с отношением
I е
- —Ь и смещением, равным половине радиуса кривошипа, уве-
личение силы инерции первого порядка будет лишь на 0,0002 от
их нормальной величины и для четырехцилиндрового смещенного
мотора неуравновешенные силы инерции второго порядка на 1,5%
больше, чем в нормальном четырехцилиндровом типе.
I Вообще говоря, при величине смещения,
----! "Л”"’ * применяемой на "практике, влияние этого
। Д смещения на уравновешенность мотора не
j Ц принимается во внимание.
[‘бЦ.
। 1 \ Приблизительный метод подсчета для дви-
[ । \/ гателя со смещенными цилиндрами
' 1 \
н 1 ! \ Следующий метод является приближен-
— ]. \ ным, но дающим в достаточной мере точ-
" । ! х \ ные результаты. Он состоит в том, что при-
' \ * нахождении выражения для перемещения
/ \ । поршня к числу, стоящему под корнем,
4--»—----------- прибавляется небольшая величина, для того
/ I чтобы сделать это число полным квадратом.
] । / Тогда это выражение упрощается и для по-
х. i L Z ( лучения выражения ускорения поршня может
г ''У' ! ./ быть легко диференцируемо. Возьмем фиг.
Фиг. 193. 193 и, пользуясь имеющимися на ней обозна-
чениями, напишем следующее соотношение.
Перемещение поршня:
и
откуда
и
x = l cos ф + г cos 6 • •
г sin 0 = I sin + Ъ • •
sin ср
г sin 0 — b
(1)
(2)
х — г cos О
cos ср —-----.----
Угол ср может быть исключен применением отношения:
„.о . , . /rsinO — Ь \2 /х —гсоьбх2
Sln" ? + cos-® = 1 = ----j) •
244
Это' выражение можно привести к следующему виду:
л2 — 2х • г cos 9 + (fc2 +>л — I2 — ‘2 Ъг sin 0) = О,
куда входит х; отсюда:
х /-cos 0 -|-1
(3)
Чтобы сделать выражение, стоящее под корнем, полным ква-
„ 1 (гsin6 — Ъ \4
дратом, добавим к нему небольшую величину J .
При этом никакой существенной ошибки здесь не вводится, так
как добавленный член является членом второго порядка мало-
сти. Тогда уравнение (3) принимает вид:
। , Г 1 1 / rsinO —&\21 - , (гsin 0 — Ь)2 .
с = г cos О-]-/ 1— 2 ( — у--) =rcos9—--------—
Это выражение можно упростить:
x = rcos0—2^sin-0-|--y sin6-
Диференцируя, получим скорость:
где
.7 dx Г Л I r on h о
У = — г I sin 9 + , cos 29------,-cos9 I,,’
p at L / / J ut
- У— угловая скорость, которая может быть заменена выра
жением:
тогда
2 it п ~п .
— -60 j 30 ’
7 7 "/if . . г . Ъ ,,
Vp=— г 3Q sin 94~-у sin 20 2 C0S®
Ускорение поршня получим, продиференцировав выражение ско-
рости по времени:
, dV.„ d2 х (T^l\2 b г г ос । «in (i I-
47=- dt-’= diT = - 44 “S«+T “s2e+ cb,n“ J
Это выражение почти идентично с выражением, ранее получен-
ным для нормального мотора, но здесь входит добавочный член
г\м)7гш1>-
Если в вышеупомянутом выражении приравнять 9 = 0, то полу-
чим выражение ускорения для нормального .мотора.
245
Силы инерции поступательно движущихся масс в смещенном
моторе выражаются формулой:
* = — g Ар = — Д 30 ) (COs0 + ~Z cos 20-ф z sinOj-
Четырехцилиндровый мотор со смещенными осями цилиндров
В случае четырехцилиндрового однорядного мотора влияние
смещения на силы инерции может быть легко изучено путем рас-
смотрения выражения Для сил инерции поступательно движущихся
масс, данного выше, а именно:
/Иг/киуг , । Ъ г 1
F =-----—( 30J [cos0 + j smO ф cos 20 |,
где г, I и b соответственно будут: радиус кривошипа, длина ша-
туна и величина смещения; 0 — угол поворота кривошипа и А1—
масса поступательно движущихся частей кривошипного меха-
низма. Возвращаясь к фиг. 183, увидим, что два внешних колена
можно рассматривать как одно; то же самое относится и к двум
внутренним коленам.
Суммарные силы инерции первого порядка для двух колен тог-
да могут быть выражены формулой:
Л = — [cos0-j- & sinO-j-cos (180°4-0) -ф-
-ф J’ sin(180°4-0)] •
Так как
cos (180° 4-0) = — cosO
и
sin (180°-ф 0) = - - sin О,
то упомянутое выше выражение будет равно нулю и, следова-.
тельно, силы инерции первого порядка будут совершенно уравно-
вешены.
Суммарные силы инерции для двух колен второго порядка бу-
дут равны:
F, = - ( gg)2 [cos 20 ф cos 2 (180° -ф 0) ] -•=
так что, как и в случае нормального мотора, силы инерции вто-
рого порядка будут неуравновешены и притом на ту же самую
величину.
Так же заметим, что величина смещения Ъ не входит в полу-
ченный результат и, следовательно, уравновешенность мотора со
смещением идентична уравновешенности нормального мотора.
Этот результат можно легко показать и графически из диа-
граммы сил инерции,
24Ь
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие. ... .......................... . . .
ГЛАВА ПЕРВАЯ
Наддув в двигателях внутреннего сгорания
Наддув бензиновых двигателей ................................. . . . . 5
Нагнетатели............................................................. 17
Наддув двигателей воздушного охлаждения . . . . .................... ?.|
Паровая турбина......................................................... 38
ГЛАВА ВТОРАЯ
Детонация в бензиновых двигателях
Исследования Тнзара ио детонации ...................................... 53
Детонация и конструкция цилиндра . ............................... 55
1ЛАВА ТРЕТЬЯ
Автомобильные и авиационные топлива
Бензол (технический)................................................... 70
Нафталино-бензольная смесь............................................ 76
Спирт как моторное топливо ............................................ 78
Парафин.................................................. . . • ... 86
Водород как топливо ........................................... ..... 85
Использование угольного газа в бензиновых двигателях................... 90
Газообразные топлива для авиационных двигателей........................ 92
Керосино-газовые смеси................................................. 94
ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ
Быстроходные двигатели с воспламенением от сжатия
Способы воспламенения топлива....................................... 106
Система механического впрыска топлива................................. 106
Испытание авиационных двигателей...................................... ИЗ
Быстроходный золотниковый двигатель тяжелого топлива.................. 119
ГЛАВА ПЯТАЯ
Кинематика и динамика быстроходных двигателей
ввутреннего сгорания
Графической метод определения скорости поршня......................
Графический метод построения ускорения поршня .....................
Инерционные силы поступательно движущихся масс.....................
Крутящий момент....................................................
Применение формулы крутящего момента...............................
Влияние числа оборотов на величину крутящего момента ..............
Давление на стенки цилиндра .......................................
Маховик....................................................• • • • -
ГЛАВА ШЕСТАЯ
Уравновешивание двигателей
Центробежные силы н моменты.....................
Уравновешивание кривошипов противовесами........
Уравновешивающая машина.........................
Общий случай уравновешивания двигателей.........
Примеры на уравновешивание......................
Гармоники ......................................
134
138
141
152
165
175
176
179
195
198
199
206
210
223
Редактор Г. Холоманов. Технич. редактор И. Эвенсон
Сдано в набор 10/VIII 33 г. Подп. к печ. 28/IX 33 г.
Издат. № 226. Индекс МС 68-5-2. Тир. 10.000. Форм. бум. 62 X 941/ltji
Кол. зн. в печ. л. 52.000.
Уполном. Главлита В—64829.
8-я тип. Мособл полиграф, ул. Фридриха Энгельса, 46. Наряд 2639.