Двигатели армейских машин. Часть 1. Теория. - Белов П.М., Бурячко В.Р., Акатов Е.И.

Глава I. Циклы двигателей внутреннего сгорания
Глава II. Процессы газообмена в двигателях
Глава VI. Индикаторные и эффективные показатели двигателей
Глава VIII. Процессы смесеобразования в двигателях с принудительным воспламенением рабочей смеси
Глава X. Эксплуатационные характеристики двигателей
Глава XII. Регулирование двигателей внутреннего сгорания
Глава XIII. Методы повышения мощностных и экономических показателей двигателей
Глава XIV. Работа двигателей в особых условиях эксплуатации
Глава XV. Особенности рабочего процесса новых и перспективных силовых установок
Автор: Белов П.М. Бурячко В.Р. Акатов Е.И.
Теги: технология металлов машиностроение приборостроение детали автомобиля военная техника
Год: 1971
Похожие
Основы теории тепловых ракетных двигателей. Теория, расчет и проектирование
Сборка авиационных двигателей
Land Rover Freelander 1997-2002. Модели с бензиновыми и дизельными двигателями
Автомобильные двигатели
Текст
                    
П. М. БЕЛОВ,
В. Р. БУРЯЧКО,
Е. И. АКАТОВ
Двигатели
армейских
МАШИН
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
ТЕОРИЯ
Под редакцией
кандидата технических наук,
доцента П. М. БЕЛОВА
Ордена Трудового Краоного Знамени
ВОЕННОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МИНИСТЕРСТВА ОБОРОНЫ СССР
МОСКВА—1071
355.728
Б43
Белов П. М., Бурячко В. Р.» Акатов Е. И.
Б43 Двигатели армейских машин. Часть первая. Теория.
М., Воениздат, 1971.
512 стр.
Книга представляет собой первую часть учебника «Двигатели армейских
машин».
В ней рассматриваются теоретические основы рабочего процесса двигате-
лей внутреннего сгорания, вопросы регулирования, режимы работы и харак-
теристики, а также основы теории турбонагнетателей и процессы, сопрово-
ждающие работу приборов и систем питания. Большое внимание уделено
анализу влияния различных эксплуатационных и конструктивных факторов
на протекание различных процессов в карбюраторных двигателях и дизелях.
В книге в необходимом объеме нашли отражение особенности рабочего
процесса новых и перспективных силовых установок.
Книга предназначена в качестве учебника для слушателей и курсантов
высших военно-учебных заведений, связанных с изучением автотракторной
техники. Она может быть также использована инженерно-техническим персо-
налом автотракторной специальности и студентами гражданских вузов.
Рецензенты:
Заслуженный деятель науки и техники РСФСР,
доктор технических наук, профессор Н. X. Дьяченко,
кандидат технических наук, доцент Б. П. Пугачев
1-12-4
126—1971	355.728
ПРЕДИСЛОВИЕ
В основу изложения материала книги авторами
положен классический метод теоретического анализа про-
цессов действительного цикла поршневых двигателей вну-
треннего сгорания. При этом основные разделы написаны
применительно к карбюраторным двигателям и дизелям ав-
тотракторного типа.
Для лучшего усвоения и закрепления теоретического ма-
териала в отдельных случаях наряду с положениями класси-
ческой теории авторы сочли необходимым дать конструктив-
ные схемы и описание принципа работы наиболее важных
систем и приборов двигателей (карбюраторы, топливные на-
сосы, агрегаты газотурбинного наддува, регуляторы и т. п.).
Учитывая специфические условия эксплуатации армейских
машин, в книге предпринята попытка рассмотрения некото-
рых особенностей рабочего процесса поршневых двигателей
при работе их в особых условиях и включена в нее отдель-
ная глава по неустановившимся режимам.
Значительное внимание уделено эксплуатационным харак-
теристикам, вопросам теплопередачи и газотурбинному над-
дуву как одному из наиболее эффективных средств форси-
ровки двигателей.
Определенное отражение в книге нашли перспективы раз-
вития двигателей и последние достижения в области двигате-
лестроения. В частности, достаточно подробно рассматрива-
ются системы впрыска топлива в двигателях с принудитель-
ным воспламенением рабочей смеси, расслоенное смесеобра-
зование, новые способы смесеобразования в дизелях,
многотопливные двигатели. Дано принципиальное описание
рабочего процесса газотурбинных двигателей, комбинирован-
ных силовых установок, двигателей с переменной степенью
сжатия, двигателей внешнего сгорания, роторных двигателей
и топливных элементов.
I*
3
Книгу написали:
—	введение, главы II, III, V, VIII, IX, XI, XII и XV (кро-
ме разделов 7 и 8) — доцент, кандидат технических наук БЕ-
ЛОВ П. М.;
—	главы I, IV, VII, XIII (кроме разделов 2 и 3), XIV
(кроме раздела 3) и раздел 7 главы XV — доцент, кандидат
технических наук БУРЯЧКО В. Р.;
—	главы VI, X, разделы 2 и 3 главы XIII, раздел 3 гла-
вы XIV и раздел 8 главы XV — доцент, кандидат технических
наук АКАТОВ Е. И.
ВВЕДЕНИЕ
В современном мировом энергетическом балансе
двигатели внутреннего сгорания занимают первое место как
в количественном отношении, так и по вырабатываемой сум-
марной мощности. Практически в настоящее время они при-
меняются почти во всех областях техники.
На армейских машинах двигатели внутреннего сгорания
используются не только в качестве основных силовых уста-
новок, но и для привода вспомогательного оборудования, а
также оборудования для обслуживания и ремонта машин и
их агрегатов.
Первый поршневой двигатель внутреннего сгорания по-
явился в 1860 г., изобретен он был французским инженером
Ленуаром. В связи с отсутствием предварительного сжатия
рабочего тела и неудачным конструктивным решением дви-
гатель Ленуара представлял собой крайне несовершенную
тепловую установку, которая не могла конкурировать даже
с паровыми машинами того времени.
Исходя из предложенного в 1862 г. французским инжене-
ром Бо де Роша рабочего цикла двигателя внутреннего сго-
рания с предварительным сжатием рабочего тела и сгора-
нием при постоянном объеме, немецкий механик И. Отто
в 1870 г. создал четырехтактный газовый двигатель, явив-
шийся прообразом современных карбюраторных двигателей.
По своим показателям двигатель Отто значительно превзо-
шел паровые машины и в течение ряда лет использовался
в качестве стационарного двигателя.
Впервые бензиновый двигатель транспортного типа был
предложен в 1879 г. и затем выполнен в 1881 г. в металле
русским инженером И. С. Костовичем. Двигатель Косто-
вича по своему времени имел весьма прогрессивную кон-
струкцию и отличался очень высокими показателями. В этом
двигателе было применено электрическое зажигание с ори-
гинальной системой и использованы противолежащие ци-
линдры. При мощности 80 л. с. двигатель Костовича весил
240 ка, опережая по удельному весу на два-три десятилетия
5
все получившие в последующем распространение карбюра-
торные двигатели.
Начало развития двигателей с самовоспламенением от
сжатия — дизелей относится к 90-м годам прошлого столе-
тия. В 1894 г. немецкий инженер Р. Дизель теоретически раз-
работал рабочий цикл двигателя с самовоспламенением от
сжатия. Сделав ряд отступлений от своих теоретических
предпосылок, в 1897 г. Р. Дизель выполнил в металле пер-
вый образец работоспособного стационарного компрессорного
двигателя. В дальнейшем вследствие ряда конструктивных
недостатков этот двигатель не получил широкого распростра-
нения и был снят с производства. Значительно больших успе-
хов в производстве компрессорных дизелей добились русские
инженеры. Внеся ряд оригинальных изменений в двигатель
Р. Дизеля, они создали образцы двигателей, получивших при-
знание не только в России, но и за рубежом.
В 1899 г. русский инженер Г. В. Тринклер предложил кон-
струкцию двигателя с самовоспламенением от сжатия, рабо-
тающего без особого компрессора для распиливания топли-
ва. Этот двигатель, получивший название бескомпрессорного
дизеля, в 1901 г. был построен на Путиловском заводе и ра-
ботал по смешанному циклу. В последующем, в период с
1902 по 1910 г., ряд моделей бескомпрессорных дизелей для
тракторов построил русский изобретатель Я. В. Мамин.
Двигатели Г. В. Тринклера и Я. В. Мамина представляли
собой первые модели транспортных двигателей с самовоспла-
менением от сжатия и явились прообразами всех используе-
мых в настоящее время дизелей.
Наряду с непосредственной разработкой и созданием ра-
ботоспособных конструкций поршневых двигателей внутрен-
него сгорания русские ученые внесли большой вклад и в раз-
работку науки о рабочем процессе двигателей — теорию дви-
гателей внутреннего сгорания. В 1906 г. профессор Москов-
ского высшего технического училища В. И. Греневецкий раз-
работал метод теплового расчета двигателей. Развитый и
дополненный впоследствии профессором Е. К. Мазингом,
членом-корреспондентом АН Н. Р. Брилингом, академиком
Б. С. Стечкиным и другими учеными, этот метод расчета
широко используется как у нас в стране, так и за рубежом.
Мировое признание получила разработанная академиком
Н. Н. Семеновым и его школой теория цепных реакций, яв-
ляющаяся базой для теории процессов горения. Общеприз-
нанными являются также работы профессоров А. С. Соколи-
ка, А. Н. Воинова и ряда других советских ученых.
Несмотря на большой вклад русских инженеров и ученых
в создание и разработку двигателей внутреннего cropaHHHj
транспортное двигателестроение в России вследствие ее эко-
номической отсталости не получило должного развитая. Бы-
6
стрыми темпами двигателесгроение, в том числе и транс-
портное, стало развиваться у нас только после Великой Ок-
тябрьской социалистической революции, и особенно в 30—
40-х годах. В настоящее время исходя из перспективного ти-
пажа колесных и гусеничных машин осуществляется непре-
рывная дальнейшая модернизация автомобильных и трактор-
ных двигателей. При этом основное внимание при разработ-
ке конструкций новых и перспективных двигателей уделяется
повышению их удельных мощностных показателей, эконо-
мичности, надежности и долговечности.
Использование двигателей на армейских машинах имеет
ряд особенностей, связанных со специфическими условиями
работы армейской автотракторной техники. В связи с этими
особенностями двигатели колесных и гусеничных машин на-
ряду с общими требованиями к транспортным двигателям
должны удовлетворять еще специальным требованиям. Осо-
бое значение для этих двигателей приобретают:
—	высокие мощностные показатели, обеспечивающие
движение машин с необходимыми скоростями в трудных до-
рожных условиях или в условиях бездорожья при полных
нагрузках;
—	быстрый и безотказный запуск в любых климатиче-
ских условиях при минимальном времени выхода на номи-
нальные рабочие режимы;
—	высокая экономичность, обеспечивающая максималь-
ный запас хода машин и возможно меньший расход топлива;
—	способность, хотя бы кратковременно, к работе на не-
стандартных топливах (многотопливность);
—	малые габариты и вес в связи с необходимостью мак-
симально возможного использования под полезную нагрузку
шасси машин;
—	простота обслуживания и регулировок как средство
обеспечения и повышения готовности и работоспособности
силовых установок в условиях ограниченных возможностей
и времени;
—	высокая надежность и повышенный срок службы в тя-
желых условиях эксплуатации;
—	легкость управления и автоматизация работы систем
для снижения утомляемости водителей при больших физиче-
ских нагрузках;
—	возможность отбора мощности для привода различных
вспомогательных агрегатов и оборудования в процессе дви-
жения и при стоянке машин.
Принципиально в качестве силовых установок армейских
машин могут использоваться различные типы двигателей
внутреннего сгорания. Большое внимание в последнее Время
за рубежом уделяется разработке для армейских машин газо-
турбинных двигателей. Однако работы по созданию таких
7
двигателей пока еще не вышли за рамки экспериментов и ши-
рокое применение газовых турбин на колесных и гусеничных
машинах является все еще вопросом будущего. Появившиеся
в последнее десятилетие роторные двигатели при их неоспори-
мых преимуществах перед поршневыми двигателями в обла-
сти малых мощностей в области мощностей, потребных для
силовых установок армейских машин, не могут конкуриро-
вать с существующими двигателями и практически не имеют
перспектив широкого применения в качестве основных сило-
вых агрегатов колесных и гусеничных машин.
Основными силовыми установками для армейских машин
в настоящее время по-прежнему остаются поршневые двига-
тели. При этом на армейских легковых автомобилях, легких,
средних грузовых автомобилях и колесных тягачах исполь-
зуются обычно карбюраторные двигатели, а на тяжелых
грузовых автомобилях и колесных тягачах, на всех гусенич-
ных машинах применяются исключительно дизели.
Достоинствами карбюраторных двигателей являются:
—	меньшие габаритные размеры и вес;
—	несколько лучшая самоприспособляемость;
—	более легкий запуск, особенно при низких температу-
рах;
—	меньший шум;
—	простота и меньшая стоимость топливной аппара-
туры;
—	более простые регулировки и обслуживание.
К числу основных недостатков этих двигателей можно
отнести:
—	низкую экономичность;
—	загрязнение воздушного бассейна вредными и ядови-
тыми продуктами;
—	высокие требования к топливу;
—	низкие динамические качества при переменных режи-
мах работы;
—	зависимость работы системы питания от положения
двигателя и машины;
—	сравнительно более высокая пожароопасность и др.
По сравнению с карбюраторными двигателями дизели:
— обладают значительно более высокой экономичностью;
— могут работать, хотя бы кратковременно, на нестан-
дартных топливах;
—	имеют хорошие динамические качества;
—	допускают значительное форсирование по мощности
путем наддува.
Основные недостатки дизелей:
—	большие габаритные размеры и большой вес;
—	сложная и дорогая топливная аппаратура;
—	большой шум и жесткая работа.
8
Промежуточное положение между карбюраторными дви-
гателями и дизелями занимают двигатели с впрыском топли-
ва и принудительным воспламенением рабочей смеси. Эти
двигатели в зависимости от организации процесса смесеоб-
разования и конструктивных особенностей могут в той или
иной степени сочетать в себе положительные свойства и кар-
бюраторных двигателей и дизелей.
Детальный анализ различных преимуществ и недостатков
перечисленных типов поршневых двигателей показывает, что
наиболее перспективными силовыми установками, учитывая
достижения современного двигателестроения, для всех клас-
сов армейских машин следует считать дизели. Действитель-
но, для армейской автотракторной техники прежде всего
удобно иметь универсальный в той или иной степени по топ-
ливу двигатель. Высокая экономичность дизелей может зна-
чительно увеличить запас хода машин, а также сократить в
значительной степени перевозки горючих и смазочных мате-
риалов, которые даже по опыту второй мировой войны могут
составлять до 60% всех перевозок. При одинаковой мощно-
сти силовой установки автомобили с дизелями обладают зна-
чительно более высокими тягово-динамическими качествами,
имеют более высокую среднюю скорость движения и лучшие
разгонные характеристики. У дизелей имеется большая воз-
можность форсирования их методом газотурбинного надду-
ва, позволяющего повысить мощность двигателя в отдельных
случаях в два раза и более без снижения экономических
показателей и без существенных конструктивных изменений
при умеренных давлениях наддува.
Глава I
ЦИКЛЫ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
1. Общие положения
Двигатель внутреннего сгорания является маши-
ной, преобразующей скрытую термохимическую энергию топ-
лива в механическую работу. Это преобразование основано3
на использовании известного физического эффекта значи-
тельного расширения газообразных тел при повышении их;
температуры.
Газообразный носитель тепловой энергий, который под-
вергается нагреванию и, расширяясь, оказывает1 силовое Воз-
действие на подвижные части двигателя, называется рабо'-
чим телом.
В двигателях внутреннего сгорания этот нагрев осущест-
вляется за счет теплоты, выделяющейся в результате экзо-
термической реакции окисления топлива, происходящей не-’
посредственно в самом рабочем теле.
В отличие от этого в двигателях внешнего сгорания (па-*
ровые машины и турбины) температура рабочего тела повы-
шается путем теплопередачи от внешнего источника теплоты.
В зависимости от способа реализации работы теплового
расширения газа различают поршневые (роторно-поршне-
вые) и газотурбинные двигатели.
В поршневых (роторно-поршневых) двигателях горячее
рабочее тело расширяется в объеме, замыкаемом подвиж-
ным поршнем или ротором, непосредственно воспринимаю-
щими силовое воздействие газа.
В газотурбинных двигателях нагретое рабочее тело рас-
ширяется в потоке, объем которого не замкнут. При этом
работа теплового расширения сначала преобразуется в ки-
нетическую энергию газа, которая затем трансформируется
в механическую работу на лопатках вращающегося рабочего
колеса.
.Поршневые двигатели современных .наземных боевых и
транспортных машин могут быть классифицированы по не-
скольким признакам.
По числу тактов рабочего цикла — на четырехтактные и
двухтактные.
1D
По способу восйлаМененйя рабочей смесй— с воспламене-
нием от сжатия (дизели) и с принудительным воспламене-
нием (с искровым зажиганием).
По способу смесеобразования — с внешним смесеобразо-
ванием, когда горючая смесь полностью или частично приго-
товляется вне цилиндра двигателя (карбюраторные двига-
тели, двигатели с впрыском топлива во впускную трубу);
с внутренним смесеобразованием, когда горючая смесь обра-
зуется только внутри цилиндра при впрыске топлива (дизе-
ли, двигатели с непосредственным впрыском легкого топ-
лива).
По роду применяемого топлива — легкого топлива (рабо-
тающие на бензине, лигроине, керосине); тяжелого топлива
(работающие на дизельном топливе, соляровом масле, ма-
зуте); газовые, использующие природные или искусственные
горючие газы; многотопливные, которые могут работать на
Топливах различного фракционного состава — на бензине,
лигроине, керосине, дизельном топливе или их смесях.
По способу регулирования мощности — с количественным
регулированием, при котором работа цикла изменяется за
счет количества рабочего тела, участвующего в цикле, и с ка-
чественным регулированием, при котором работа цикла из-
меняется за счет состава (качества) рабочего тела, а его
количество не регулируется.
2. Действительные циклы поршневых двигателей
внутреннего сгорания
Непрерывное преобразование теплоты в механиче-
скую работу возможно только путем кругового изменения
параметров состояния рабочего тела, т. е. при совершении
цикла, в котором работа расширения превышает энергию,
затрачиваемую на сжатие.
Теоретически наибольший полезный эффект можно полу-
чить при совершении замкнутого обратимого термодинами-
ческого цикла, в котором рабочее тело неизменно и отсутст-
вуют всякие тепловые и газодинамические потери, кроме
обязательного отвода теплоты холодильником. Такие циклы
рассматриваются в курсе технической термодинамики.
В реальных поршневых двигателях механическая работа
получается в итоге последовательного совершения ряда
сложных процессов.
Совокупность периодически повторяющихся тепловых, хи-
мических и газодинамических процессов, в результате осу-
ществления которых термохимическая энергия топлива пре-
образуется в механическую работу, называется действитель-
ным циклом двигателя.
11
Принципиальные отличия действительных циклов от тер-
модинамических заключаются в следующем:
—	действительные циклы являются разомкнутыми и каж-
дый из них совершается со своей порцией рабочего тела;
—	вместо подвода тепла в действительных циклах проис-
ходит процесс сгорания, который осуществляется с конечны-
ми скоростями и при изменении химического состава рабо-
чего тела;
—	теплоемкость рабочего тела, представляющего собой
реальные газы переменного химического состава, в действи-
тельных циклах непрерывно изменяется;
—	в процессе осуществления действительных циклов про-
исходит постоянный теплообмен между рабочим телом и
окружающими его деталями.
Действительные циклы двигателей графически изобра-
жаются или в координатах давление — объем (р, V), или в
координатах давление — угол поворота коленчатого вала
(р, ср). Такие графические зависимости давления от указан-
ных параметров называются индикаторными диаграммами.
Если в качестве независимой переменной принимается
объем рабочей полости цилиндра V, то индикаторная диа-
грамма носит название свернутой (рис. 1.1), а если незави-
симой переменной является угол поворота коленчатого вала,
то диаграмма называется развернутой (рис. 1.2). При этом
в силу свойств зависимости p = f(V) площадь свернутой ин-
дикаторной диаграммы, ограниченная линиями сжатия, сго-
рания и расширения, выражает в определенном масштабе
полезную или индикаторную работу Д действительного
цикла.
Наиболее достоверные индикаторные диаграммы полу-
чают экспериментально непосредственно на двигателях с по-
мощью специальных приборов — индикаторов давления.
Индикаторную диаграмму можно также построить на ос-
новании данных теплового расчета. В этом случае изобра-
жаемые диаграммами циклы носят название расчетных, ко-
торые вследствие несовершенства методики расчета и ряда
принятых допущений в большей или меньшей степени отли-
чаются от действительных циклов.
Действительный цикл четырехтактного двигателя совер-
шается за два оборота коленчатого вала и включает про-
цессы:
—	газообмена — выпуск отработавших газов (b'b”rd) и
впуск свежего заряда (frak)‘,
—	сжатия (akc'c");
— сгорания {crc"zz"}\
— расширения (c"zb'b").
При выпуске отработавших газов рабочая полость ци-
линдра двигателя очищается от них за счет их свободного
12
истечений (участок b\ Ь") и принудительного вытеснения
(участок &"г) поршнем в процессе движения его от н. м. т.
к в. м. т.
В период впуска свежего заряда поршень движется в об-
ратном направлении и освобождаемый им объем заполняется
свежим зарядом. Этот заряд представляет собой смесь топ-
лива с воздухом в двигателях с принудительным воспламе-
нением и внешним смесеобразованием и чистый воздух —
в двигателях с воспламенением от сжатия (дизелях).
Рис. 1.1. Свернутая индикаторная диаграмма че-
тырехтактного двигателя с принудительным вос-
пламенением рабочей смеси
Начало и конец процессов газообмена определяются от-
крытием и закрытием соответствующих клапанов.
После впуска поршень возвращается от н. м. т. в поло-
жение, соответствующее минимальному объему рабочей по-
лости (в. м. т.) При этом свежий заряд сжимается с повы-
шением давления и температуры, в связи с чем сам процесс
называется сжатием.
В конце процесса сжатия топливо воспламеняется и бы-
стро сгорает, выделяя значительное количество теплоты.
13
В двигателях с принудительным воспламенением смесь за-
жигается точечным источником тепловой энергии в виде
электрического разряда между электродами искровой свечи.
В дизелях впрыскиваемое топливо после перемешивания
с воздухом нагревается и самовоспламеняется за счет теп-
лоты горячего воздушного заряда.
Образовавшиеся в результате быстрого сгорания топлива
газообразные продукты оказывают значительное давление на
поршень, в результате чего совершается четвертый такт —
Рис. 1.2. Развернутая индикаторная диаграмма четырехтактного
дизеля
рабочий ход. В течение этого такта энергия теплового рас-
ширения газов преобразуется в механическую работу, вос-
принимаемую поршнем и остальными деталями кривошипно-
шатунного механизма двигателя.
Из рис. 1.1 видно, что границы реальных процессов не со-
впадают с мертвыми точками, как это происходит в термо-
динамическом или расчетном цикле.
В действительном цикле процессы обычно частично пере-
крывают друг друга. Начало наполнения, например, накла-
дывается на конец выпуска; сгорание начинается в конце
сжатия, а завершается в процессе расширения; выпуск начи-
нается еще до окончания расширения. В силу этого контур
действительной диаграммы (ас'с" zb'Ь" га) «скругляется» и
располагается внутри диаграммы расчетного цикла (acz'ba),
не учитывающего указанных особенностей. Поэтому действи-
тельная индикаторная работа оказывается меньше, чем ра-
бота расчетного цикла. Обычно разность этих работ учиты-
вается коэффициентом полноты диаграммы ср, который опре-
14
деляется экспериментально и для современных двигателей
равен 0,92—0,97. С учетом изложенного индикаторная рабо-
та действительного цикла Ц будет равна
Ц
(I.D
где L\— индикаторная работа расчетного цикла.
Действительный цикл двухтактного двигателя (рис. 1.3)
отличается от четырехтактного тем, что в нем нет специаль-
Рис. 1.3. Свернутая индикаторная диаграмма
двухтактного двигателя:
1— выпускное окно: 2 — продувочное окно
ных ходов поршня для осуществления процессов газообмена,
а имеются только два основных такта — сжатие и рабочий
ход, которые осуществляются за один оборот коленчатого
вала. Очистка цилиндров от отработавших газов и его на-
полнение свежим зарядом происходят здесь в конце процесса
15
расширения и в начале сжатия. Так как в этом случае дви-
жение поршня для газообмена не используется, то очистка и
наполнение совершаются в основном принудительно свежим
зарядом, предварительно сжатым до определенного дав-
ления.
Процессы сжатия, сгорания и расширения в двухтактных
двигателях осуществляются так же, как и в четырехтактном.
В связи с тем что процессы газообмена в двухтактных
двигателях осуществляются во время окончания расширения
и Начала сжатия, часть рабочего объема Vri оказывается по-
терянной для основных процессов.
Поэтому в двухтактных двигателях различают геометри-
ческий (полный Vh) и действительный (У^) рабочие объ-
емы, которые связаны между собой уравнением
У к =	(1.2)
Соответственно с этим двухтактные двигатели имеют и
две степени сжатия:
геометрическую
У с
и действительную
У'ь+ Ус
е« - Vc •
Если обозначить через
где фп — доля потерянного рабочего объема, то связь
геометрической и действительной степенью сжатия
выразить в виде
Величина фп зависит от схемы продувки и обычно
лется от 0,12 до 0,25.
(1.3)
(1.4)
между
можно
(1.5)
колеб-
3. Теплоислользование в действительном цикле
Полезный эффект действительного цикла характе-
ризуется величиной индикаторной работы, которая эквива-
лентна разности между подведенной и отведенной теплотой,
т. е.
— Qi Q3,
(1.6)
16
где А — тепловой эквивалент работы, ккал]кГ • м\ А = 1/427;
Qi — количество подведенной в действительном цикле
теплоты, ккал\
Q2 — тепловые потери действительного цикла, ккал,
или в системе СИ
~ Qi Q2-
Абсолютное количество подведенной теплоты Qi зависит
от массы и теплоты сгорания топлива, вводимого в двига-
тель за цикл, и при одинаковых рабочих объемах цилиндров
определяется относительным составом горючей смеси и каче-
ственными параметрами процесса наполнения.
Степень использования подведенной теплоты, т. е. эконо-
мичность действительного цикла, оценивается индикаторным
коэффициентом полезного действия, который равен
или в системе СИ
С учетом выражения (1.6) индикаторный к. п. д. можно за-
писать иначе:
(18)
41	41
Таким образом, теплоиспользование в действительном
цикле зависит от относительной величины тепловых потерь.
В современных двигателях внутреннего сгорания эти по-
тери достигают 55—70%, вследствие чего задача сокращения
их является первоочередной проблемой теории двигателей.
Чтобы яснее представить происхождение тепловых потерь и
оценить возможность их уменьшения, целесообразно срав-
нить действительные циклы с их идеальными прототипами —
соответствующими термодинамическими циклами.
Работа любого термодинамического цикла также эквива-
лентна разности подведенной к рабочему телу и отведенной
от него теплоты:
ALt= Qi	(1.9)
где Lt — работа термодинамического цикла, кГ • м;
Qi — количество подведенной теплоты, ккал-,
Q2t — количество отведенной теплоты, ккал.
В системе СИ эта работа равна
Lt — Qi Q,2t*
17
Отводимая холодильником теплота Q2z представляет со-
бой тепловые потери термодинамического цикла. Эти обяза-
тельные согласно второму началу термодинамики потери об-
условлены необходимостью возвращения рабочего тела в ис-
ходное состояние для возобновления последующего цикла и
могут быть названы термодинамическими.
Величина Q2t зависит от вида и параметров цикла, но
никогда не может быть ниже некоторого минимума, опреде-
ляемого тепловыми потерями цикла Карно. Поэтому термо-
динамические потери относят к категории принципиально не-
устранимых, подчеркивая тем самым, что при данных сте-
пени сжатия и характере подвода теплоты они не могут быть
уменьшены никакими техническими усовершенствованиями.
Эффективность термодинамического цикла зависит от от-
носительной величины термодинамических потерь и опреде-
ляется термическим к. п. д.:
=	(1.10)
Вследствие практической невозможности реализовать тер-
модинамический цикл действительная индикаторная работа
всегда оказывается меньше термодинамической (рис. 1.4).
Вычитая выражение (1.6) из выражения (1.9) при одина-
ковом теплоподводе, можно получить
A(Lt — Lt)=Q2—Q2t	(1.11)
или в системе СИ
= Q2
Отсюда следует, что уменьшение работы действительного
цикла по сравнению с термодинамическими эквивалентно
(а в системе СИ — численно равно) увеличению тепловых
потерь Q2 по сравнению с Q2t. Эти дополнительные к термо-
динамическим потери действительного цикла, являющиеся
следствием технического несовершенства реальных двигате-
лей, называют техническими потерями теплоты QTex.
Таким образом, отводимое в действительном цикле коли-
чество теплоты можно представить суммой термодинамиче-
ских и технических потерь:
С?2 = Q?t + Огех-	0-12) '
В отличие от принципиально неустранимых термодинами-
ческих потерь технические потери зависят от уровня разви-
тия теории и опыта постройки двигателей. По мере совершен-
ствования рабочего процесса и конструкции они могут сокра-
щаться, в связи с чем их анализ чрезвычайно полезен для
ориентации относительно возможностей и путей развития
двигателей.
Рассмотрение технических потерь помогает также лучше
понять механизм влияния различных факторов на рабочий
процесс и показатели двигателя.
Эквивалентное техническим потерям уменьшение работы
действительного цикла по сравнению с термодинамическим
Рис. 1.4. Сравнение действительного и термодина-
мического циклов
происходит как в результате прямых тепловых потерь, так
и вследствие недостаточной эффективности использования
располагаемой теплоты.
Прямые тепловые потери обусловлены:
—	неполным окислением топлива из-за местного недо-
статка кислорода в зонах горения;
—	отводом теплоты в стенки рабочей полости во время
сгорания и утечкой рабочего тела из-за ее негерметичности;
19
—	поглощением части выделившейся теплоты при диссо-
циации продуктов сгорания при высоких температурах.
В результате прямых тепловых потерь действительное ко-
личество теплоты, которое можно преобразовать в работу,
т. е. располагаемая активная теплота, оказывается меньше
теплоты сгорания, введенной в двигатель массы топлива.
Уменьшение активного тепловыделения снижает работу дей-
ствительного цикла. Однако при этом следует иметь в виду,
что сокращение работы не точно эквивалентно величине пря-
мых тепловых потерь, а соответствует только той их части,
которую можно было бы использовать в термодинамическом
цикле.
Уменьшение эффективности использования располагаемой
активной теплоты в действительном цикле определяется:
—	повышением теплоемкости реального рабочего тела по
сравнению с идеальным;
—	отличием действительной динамики тепловыделения
при сгорании от закона подвода теплоты в термодинамиче-
ском цикле;
—	теплоотдачей в стенки рабочей полости и утечкой ра-
бочего тела во время сжатия и расширения;
—	предварением выпуска.
Реальное рабочее тело при сгорании изменяет свой со-
став и превращается в нагретую газовую смесь с повышен-
ным содержанием трехатомных газов (СО2, Н2О). Поэтому,
теплоемкость продуктов сгорания по сравнению с теплоемко-
стью холодного воздуха возрастает в 1,3—1,5 раза, а повы-
шение их температуры при подводе одного и того же коли-
чества теплоты соответственно уменьшается. Снижение при-
роста температуры сокращает повышение давления газа при
сгорании и существенно снижает работу, отдаваемую им при
расширении.
Отличие действительной динамики сгорания обусловлено
конечной скоростью химических реакций, в результате чего
значительная часть теплоты выделяется после в. м. т. в уве-
личивающемся объеме рабочей полости цилиндра. В этих
условиях не может произойти такого же значительного повы-
шения давления, как в теоретическом изохорном процессе,
что дополнительно к влиянию теплоемкости снижает работу
расширения и ухудшает использование активной теплоты.
На рис. 1.4 показаны диаграммы действительного и тер-
модинамического циклов карбюраторного двигателя. Сравни-
вая эти диаграммы, можно установить влияние дополнитель-
ных потерь действительного цикла на эффективность исполь-
зования вводимой в двигатель теплоты и на характер изме-
нения максимального давления цикла (точки zt и z).
Следует отметить, что выделение теплоты в процессе рас-
ширения помимо понижения максимального давления цикла
20
сокращает путь поршня, на котором совершается полезная
работа. Поэтому чем несовершеннее динамика сгорания и
чем дальше от в. м.т. завершается подвод теплоты, тем с
меньшей степенью расширения она реализуется и эффектив-
ность ее преобразования в механическую работу существенно
снижается.
Теплоотдача в головку, стенки цилиндра и днище поршня
приводит к понижению температуры рабочего тела, а следо-
вательно, и к уменьшению давления во всех точках цикла.
В этом же направлении действует утечка газа вследствие
недостаточной герметичности поршневых колец, дополнитель-
но сокращая работу действительного цикла.
Предварение выпуска, связанное с открытием выпускного
клапана до прихода поршня в н. м. т. (точка Ь' на рис. 1.4),
понижает давление в конце расширения, приводя также
к соответствующему уменьшению работы газа.
Все рассмотренные явления значительно снижают работу
действительного цикла по сравнению с термодинамическим
и обусловливают появление дополнительных технических
тепловых потерь.
В дополнение к этому в реальных циклах часть индика-
торной работы приходится затрачивать на совершение про-
цессов газообмена. Эту отрицательную работу (£Нас, рис. 1.4)
обычно относят к механическим потерям и в оценку индика-
торных показателей не включают.
Учитывая характер причин, обусловливающих уменьше-
ние работы действительного цикла по сравнению с термоди-
намическим, технические потери теплоты можно представить
дифференцированно в виде
(£/ — £/) = Л (ДЛН сг -|- Д£т>0 + Д£р>т + А^д.сг + А£пр.в)> 0’13)
где Д£н.сг—уменьшение полезной работы вследствие не-
полноты сгорания и диссоциации продуктов
окисления, кГ>м (дж)\
Д£т, 0 — уменьшение полезной работы вследствие теш
лоотдачи в стенки рабочей полости и утечек
из-за недостаточной герметизации поршневых
колец, кГ • м (дж)\
— уменьшение полезной работы вследствие уве-
личения теплоемкости реального рабочего те-
ла, кГ • м (дж)\
Д£д< сг— уменьшение полезной работы вследствие отли-
чия динамики сгорания от закона подвода теп-
лоты в термодинамическом цикле, кГ*м (дж);
ДАпр.в — уменьшение полезной работы вследствие пред-
варения выпуска отработавших газов, кГ• м
(дж).
21
Принимая во внимание выражения (1.8), (1.11) и (1.13),
индикаторный к. п. д. целесообразно выразить формулой, ко-
торая раскрывает обусловливающие его факторы:
. фг/ "Ь	СГ 4~ О 4" ^Лр, Т "И АЛд. СГ 4~ Д^-пр. в) Z- .
ЦД4)
или в системе СИ
. Qzt 4“ (ДА„. сг 4- Д^т. о 4“ Д^р. т 4- Д^д. сг 4" Д^пр. в)
- 1----------------------Q,------------------'
Использование теплоты в действительном цикле удобно
иллюстрировать с помощью тепловой диаграммы* приведен-
ной на рис. 1.5. Здесь площадь OtCtztiot эквивалентна полно-
му количеству теплоты Qb подведенному к идеальному рабо-
чему телу в термодинамическом цикле при постоянном объ-
еме. Вследствие неполноты сгорания и диссоциации продук-
тов окисления часть этой теплоты (lZ]Ztil) в действительном
цикле не участвует. Некоторое количество теплоты
(dz2zxld) теряется вследствие теплоотдачи и утечек газа во
время сгорания.
Уменьшение полезной работы, обусловленное неполнотой
сгорания и теплоотдачей, меньше соответствующих потерь
теплоты и изображается площадями b\Z\Ztbtb\	и
о), расположенными выше изохоры atbt.
Оставшееся количество теплоты, эквивалентное площади
otctz2dot, соответствует активному тепловыделению в дей-
ствительном цикле. Однако эта теплота нагревает реальное
рабочее тело с переменной теплоемкостью, для которого изо-
хоры CZ3 и аЬ3 располагаются более полого, чем для идеаль-
ного газа. Вследствие этого в действительном цикле площадь
Otczskot, соответствующая той же активной теплоте, оказы-
вается меньшей по высоте, но увеличенной в сторону возра-
стания энтроциц. ,Как видно из диаграммы, это значительно
снижает температуру в точке z и повышает теплоотвод, эк-
вивалентный площади oab^ko. Разность площадей oab^ko и
Otdtb^dot является дополнительной тепловой потерей, обус-
ловленной переменной теплоемкостью рабочего тела, и равна
соответствующему уменьшению полезной работы /4ALPT
(epb^ke). Эта энергия целиком обнаруживается в отработав-
ших газах двигателя.
Вследствие конечной скорости химических реакций дей-
ствительное выделение указанного количества теплоты про-
исходит не по изохоре cz3, а по линии сгорания с' cz, что еще
больше смещает кривую расширения zb вправо. Часть теп-
лоты отводится в стенки на линии расширения (fbzb^mf),
что приводит к уменьшению полезной работы на величину
Q(bb4b1'), Тем не менее площадь, соответствующая тепло-
22
отводу при реальной динамике сгорания (oabfo), оказы-
вается больше тепловых потерь при изохорном подводе того
же количества теплоты (oab^ko). Разности этих площадей
представляет собой тепловую потерю, определяемую несо-
вершенством динамики сгорания, и равна соответствующему,
уменьшению полезной работы ЛА£Д. сг (kbzbjk).
Рис. 1.5. Тепловая диаграмма термодинамического и действительного
циклов
Открытие выпускного клапана в точке Ь' дополнительно
увеличивает отвод теплоты на величину, соответствующую
площади b'bb", что определяет уменьшение полезной работы
вследствие предварения выпуска Д£Пр. в.
Кроме того, полезная работа действительного цикла
уменьшается тю ср.авлению с термодинамической- иэ-за теп-
23
лоотдачи и утечек в процессе сжатия на величину
Сумма 0 +ДА’0 + Д£”'0 +ДАТ.Осоставляет общее уменьше-
ние полезной работы вследствие теплоотдачи.
Таким образом, как видно из рис. 1.5, общий отвод теп-
лоты в действительном цикле оказывается больше, чем тер-
модинамические тепловые потери, а индикаторная работа
ALi (ac'zb'b"a) меньше термодинамической ALt (atCtZtbtat)
из-за технических потерь, показанных на диаграмме заштри-
хованными площадями.
Для оценки удельного веса технических потерь в теории
двигателей пользуются относительным коэффициентом по-
лезного действия, равным отношению индикаторного к. п. д.
к термическому, т. е.
__ rii _ i Фтех
^0- —-1	—
(1.15)
Относительный к. п. д. показывает, насколько действи-
тельный цикл приближается к термодинамическому, приня-
тому в качестве идеального критерия.
Примерные значения коэффициентов полезного действия
и отдельных составляющих технических потерь для современ-
ных двигателей приведены в табл. 1.1.
Таблица 1.1
Коэффициенты полезного действия и технические потери действительных
циклов современных двигателей на номинальных режимах
Наименование параметров и их обозначение	Пределы значений	
	для дизе- лей	для карбю- раторных двигателей
Термический к. п. д, —	0,64-0,67	0,54—0,58
Индикаторный к. п. д. —	0,42—0,44	0,30—0,33
Относительный к. п. д. —	0,65—0,66	0,57—0,59
Относительные потери Из-за переменной теп- полезной работы дейст- лоемкости рабочего тела вительного цикла по	дду- сравнению с термодина-	р> т мическим циклом	0,09—0,10	0,10—0,12
Из-за несовершенства динамики сгорания ДДЛд. сг Qi	0,05—0,07	0,03—0,04
24
Пределы значений
Наименование параметров и их обозначение	для дизе- лей	для карбю- раторных двигателей
Из-за теплопередачи в стенки рабочей полости ЛДДт. О 01	0,04—0,05	0,03—0,05
Из-за неполноты сго- рания и диссоциации ^^^н. сг 0.	0,01—0,02	0,05-0,06
Из-за предварения вы- пуска •^А-^пр. в 0.	0,01	0,01
Как следует из данных табл. 1.1, технические потери дей-
ствительного цикла являются в основном следствием пере-
менной теплоемкости рабочего тела (А£р. т), несовершенства
динамики сгорания (А£д. сг) и теплообмена (А£т. 0). В слу-
чаях неноминальных режимов и особенно при ненормальной
работе неисправного двигателя удельный вес указанных по-
терь может еще значительно возрасти. Поэтому на эти виды
потерь следует обращать главное внимание при определении
путей совершенствования двигателей и при анализе влияния
на их рабочий процесс различных конструктивных и эксплуа-
тационных факторов.
Глава П
ПРОЦЕССЫ ГАЗООБМЕНА В ДВИГАТЕЛЯХ
1. Общая характеристика процессов газообмена
в двигателях внутреннего сгорания
Как отмечалось в главе I, для осуществления ра-
бочего процесса в реальных двигателях необходимо перио-
дически каждый цикл удалять из цилиндров образующие-
ся продукты сгорания и вводить в них свежий заряд. Про-
цессы очистки двигателей от продуктов сгорания и заполне-
ние их свежим зарядом называются процессами газообмена.
Процессы газообмена представляют собой очень сложные
газодинамические явления. Они связаны исключительно
с неустановившимся движением газовых потоков и осущест-
вляются при переменных проходных сечениях органов газо-
распределения, а также при непрерывном изменении давле-
ния и температуры рабочего тела.
В четырехтактных двигателях на процессы газообмена
отводится два специальных хода поршня, в течение которых
каждый из цилиндров работает подобно газовому насосу, в
связи с чем эти два хода называются насосными ходами,
а сами процессы газообмена носят иногда название насосных
процессов.
Графически процессы газообмена в четырехтактном дви-
гателе показаны на рис. II.1. Начинаются они с момента
открытия выпускного клапана в точке Ь', а заканчиваются
с закрытием впускного клапана в точке а0.
К началу открытия выпускного клапана (примерно за
40—70° до прихода поршня в н. м. т.) давление газов в ци-
линдре снижается до 4—5 кГ/см2 (0,4—0,5 мн/м2), а темпе-
ратура— до 1100—1600° К.
Так как отношение давления в цилиндре (рц) к давлению
на выпуске (р0) превышает критические значения, то с от-
крытием выпускного клапана истечение отработавших газов
происходит с постоянными критическими скоростями, вели-
чина которых ориентировочно может быть определена по вы-
ражению
w = 18,3 Ут,
где w — скорость истечения газов, м/сек;
Т — температура газов в цилиндре, ° К.
26
Рис. 11.1. Процессы газообмена в четырехтактном
двигателе:
а — действительный хапактео протекания: б — условное
изображение; а0 — конец закрытия впускного клапана;
Ъ' — начало открытия выпускного клапана; d — конец
закрытия выпускного клапана; /— начало открытия
впускного клапана
27
Истечение газов от начала открытия выпускного клапана
до прихода поршня в н. м. т. составляет первую фазу про-
цессов газообмена, которая называется свободным выпуском.
В течение этой фазы из цилиндров удаляется примерно 60—
70% продуктов сгорания, в связи с чем давление газов в ци-
линдре к концу фазы резко снижается, величина отношения
этого давления к давлению на выпуске переходит в подкри-
тическую область и скорость истечения газов с приходом
поршня в н. м. т. становится ниже критической.
После прохождения поршнем н. м. т. начинается вторая
фаза — выталкивание отработавших газов или принудитель-
ный выпуск, которая продолжается до прихода поршня в
в. м. т.
В конце второй фазы остаточные газы занимают объем
камеры сгорания (Кс). В связи с наличием аэродинамиче-
ских сопротивлений на выпуске (клапаны, выпускной трубо-
провод, глушитель шума) давление их превышает давление
окружающей среды на некоторую величину Дрг и равно
ДРг
Обычно значения давления и температуры остаточных га-
зов у существующих двигателей равны
рг = (1,05 -4- 1,2) кГ)см2 или рг = (0,105 ч- 0,02) мн)м2 и Тг =
= (700 4-1100)° К.
Третья, заключительная, фаза процессов газообмена —
наполнение цилиндров свежим зарядом — соответствует дви-
жению поршня от в. м. т. (точка г) до точки а0. В начале
этой фазы происходит снижение давления остаточных газов
в цилиндре частично за счет их расширения при движении
поршня к н. м. т., а частично за счет продолжающегося вы-
пуска через выпускной клапан (до точки d). Когда давление
в цилиндре уменьшится до давления на впуске или несколько
ниже, через впускной клапан начинает поступать свежий
заряд и к моменту прихода поршня в н. м. т. (точка а) в ци-
линдре устанавливается давление ра, величина которого
меньше давления на впуске и равна
Ра=Рвп — ^Ра,
где рви— давление на впуске в двигатель;
кра— потери давления на впуске, зависящие от сопро-
тивления впускной системы и режимов работы
двигателя.
Температура газов в точке а вследствие подогрева заря-
да за счет контакта с нагретыми деталями и смешении
28
с остаточными газами, наоборот, будет выше температуры
на впуске на величину
А Та “ Та Гвп,
где Та — температура рабочего тела в точке а\
Гвп— температура на впуске в цилиндр.
Заканчивается третья фаза с закрытием впускного кла-
пана (точка «о). Заключительная часть этой фазы, соответ-
ствующая движению поршня от н. м. т. до точки а0 (при-
мерно 40—70° поворота коленчатого вала), называется доза-
рядкой. За время дозарядки в цилиндры поступает некото-
рое дополнительное количество свежего заряда, в связи с чем
действительные параметры рабочего тела в конце наполне-
ния будут несколько отличаться от его параметров в точке а.
Обычно это расхождение учитывается специальными коэф-
фициентами и при расчете рабочего цикла считают, что про-
цесс наполнения завершается в н. м. т. при параметрах ра
и Та, учитывающих дозарядку.
В двухтактных двигателях нет специальных ходов порш-
ня для очистки и наполнения цилиндров. Процессы газооб-
мена здесь ограничены во времени и осуществляются в кон-
це хода расширения и в начале хода сжатия выпуском отра-
ботавших газов и продувкой цилиндров предварительно, сжа-
тым до давления рь в специальном продувочном насосе све-
жим зарядом. При этом очистка цилиндров от продуктов
сгорания и заполнение их свежим зарядом осуществляются
почти одновременно.
Графически процессы газообмена в двухтактном двига-
теле изображены на рис. II.2. Подобно четырехтактным дви-
гателям они также делятся на три фазы.
Первая фаза — предварение продувки или свободный вы-
пуск — начинается с началом открытия выпускных окон
(точка Ь), когда давление газов в цилиндре составляет 4—
6 кГ1см2 (0,4—0,6 мн/м2) и выше, а температура их —
1000—1500° К. Истечение газов в течение первой фазы про-
исходит преимущественно с постоянной критической скоро-
стью, которая только в конце периода снижается до подкри-
тических значений.
Заканчивается первая фаза теоретически в тот момент,
когда давление газов в цилиндре становится равным давле-
нию заряда на впуске pk. Примерно в это время открывают-
ся продувочные окна (точка d) и начинается вторая фаза —
продувка или принудительный выпуск и зарядка цилиндров.
Во второй фазе в цилиндр поступает свежий заряд, ко-
торый вытесняет отработавшие газы и заполняет цилиндр.
Заканчивается вторая фаза в момент закрытия впускных
или продувочных органов (в зависимости от схемы про-
дувки).
29
Характер протекания последней фазы зависит от органи-
зации процессов газообмена. Если раньше закрываются про-
дувочные окна, то имеет место частичная потеря заряда и
фаза называется утечкой заряда. Если, наоборот, раньше
закрываются выпускные окна, то в цилиндр будет поступать
дополнительная порция заряда и фаза носит название доза-
рядки.
крытия выпускных окон; d—начало открытия продувоч-
ных окон; d' — конец закрытия продувочных окон
Состояние рабочего тела в конце процессов газообмена
в двухтактных двигателях определяется также давлением ра
и температурой Та конца наполнения, при этом
Ра=--Рк~ &Ра
И
Ta = Tk + ^Tai
где рь и Tk — давление и температура заряда после проду-
вочного насоса.
Из рис. II.1 и II.2 видно, что открытие и закрытие орга-
нов газораспределения осуществляется при положениях пор-
шня, отличных от положений его в в. м. т. и н. м. т.
Выраженные в углах поворота коленчатого вала относи-
тельно в. м. т. и н. м. т. моменты начала открытия и конца
закрытия впускных и выпускных органов носят название фаз
газораспределения. Для некоторых автотракторных двигате-
лей отечественного производства фазы газораспределения
приведены в табл. II.1.
30
Таблица II.1
Фазы газораспределения автотракторных двигателей
Марка двигателя	Впускные клапаны			Выпускные клапаны			Пере- крытие клапа- нов
	начало откры- тия до в. м. т.	конец закрытия после н. м. т.	общая продол- житель- ность открытия	начало откры- тия до н. м. т.	конец закрытия после в. м. т	общая продол- житель- ность открытия	
	°п. к. в.	°п к. в	°п. к в	°п. к. в.	°п к в.	°п к. в.	°п. к. В.
ГАЗ-21	24	64	268	58	30	268	54
ГАЗ-13	24	64	268	50	22	252	46
ЗИЛ-111	45	97,5	322,5	81	61,5	322,5	106,5
ГАЗ-66	24	64	268	50	22	252	46
ЗИЛ-130	31	83	294	67	47	294	78
ЗИЛ-375	16	71	267	52	35	267	51
СМД-14	10	46	236	56	10	246	20
КДМ-46	14	32	226	54	26	260	40
ЯМЗ-204	46*	46*	92	85	54**	139	—
Д-6	20	48	248	48	20	248	40
ЯМЗ-236	20	56	256	56	20	256	40
ЯМЗ-238	20	56	256	56	20	256	40'
ЯМЗ-240	20	56	256	56	20	256	40
Д-12А	20	48	248	48	20	248	40
Д-12-525	20	48	248	48	20	248	40
* Для двигателя ЯЛ43-204 продувочные окна до и после н. м. т.
** После н. м. т.
Как следует из табл. II.1, у всех современных четырех-
тактных двигателей впускные клапаны открываются и за-
крываются со значительным опережением и запаздыванием,
причем всегда имеет место довольно большое перекрытие
клапанов («перекрытие фаз»). Наличие опережения и за-
паздывания, а также перекрытие впускного и выпускного
клапанов создают условия для повышения их эффективной
пропускной способности и позволяют использовать динами-
ческие явления в период впуска и выпуска для улучшения
очистки и наполнения цилиндров.
Соответствующее опережение открытия, например, выпу-
скного клапана обеспечивает очистку цилиндра от отрабо-
тавших газов при минимальных потерях полезной работы
вследствие предварения выпуска и при минимальных затра-
тах работы на выталкивание отработавших газов. Запазды-
вание закрытия этого клапана позволяет дополнительно уда-
лить из цилиндра некоторое количество остаточных газов за
счет использования инерции движущихся через выпускной
клапан масс газа и перепада давлений между цилиндром и:
окружающей средой на выпуске в начале впуска. Кроме
того, при опережении открытия и запаздывании закрытия
31
клапана увеличивается его эффективное проходное сечение
в течение всего процесса выпуска (рис. II.3).
Опережение открытия впускного клапана обеспечивает
достаточное проходное сечение его к началу поступления све-
жего заряда в цилиндр, благодаря чему увеличивается эф-
фективная пропускная способность клапана в период всего
впуска и улучшается наполнение. На рис. II.3 схематически
показано изменение площади проходного сечения клапана по
углу поворота распределительного вала для двух случаев:
при отсутствии опережения и запаздывания открытия и за-
крытия клапана — кривая 1 и при таком опережении откры-
тие. 11.3. Изменение площади проходного сечения кла-
пана при различных фазах распределения:
/ — закрытие и открытие клапана без опережения и запазды-
вания: 2 —открытие и закрытие клапана с опережением и за-
паздыванием
тия, когда проходное сечение клапана (/mm) к началу дви-
жения поршня от в. м. т. становится достаточным для по-
ступления заряда в цилиндр, — кривая 2. Как можно видеть
из этого рисунка, в первом случае для наполнения может ис-
пользоваться только часть хода поршня (угол A<pi), в то вре-
мя как во втором случае процесс наполнения возможен в те-
чение всего хода впуска (Дсрг), т. е. он может продолжаться
значительно больший период времени, что приведет к повы-
шению эффективной пропускной способности клапана. Дей-
ствительно, в процессе открытия и закрытия проходное сече-
ние клапана непрерывно изменяется, поэтому пропускная
способность клапанов зависит не только от площади их мак-
симального проходного сечения и от общего времени нахож-
дения в открытом состоянии, но и от самого характера изме-
нения мгновенных проходных сечений клапана во времени.
Исходя из этого для оценки пропускной способности клапана
32
используется специальный параметр, который называется
«время — сечение» и определяется как
/	?2
„время — сечение" = j /КЛ = J fKd<?,
6	' <Р1
где /к—переменное проходное сечение клапана;
t—время открытия;
п — число оборотов коленчатого вала;
<Pi и <?2 — углы поворота распределительного вала, соот-
ветствующие началу открытия и концу закрытия
клапана.
На рис. II.3 «время — сечение» в соответствующем мас-
штабе определяется площадями, ограниченными кривыми f=
=f(<p) и осью абсцисс. Сравнение площадей под кривыми 1
и 2 наглядно показывает зависимость параметра «время —
сечение», а следовательно, и пропускной способности клапа-
нов от фаз распределения.
Запаздывание закрытия впускного клапана кроме повы-
шения пропускной способности позволяет также осуществить
некоторую дозарядку путем дополнительного поступления
заряда в цилиндры, во-первых, за счет более низкого давле-
ния в цилиндре по сравнению с давлением на впуске в нача-
ле хода сжатия, а во-вторых, за счет использования инерции
потока свежего заряда во впускном трубопроводе, движу-
щегося в период впуска со скоростью до 40—70 м/сек.
Перекрытие клапанов или перекрытие фаз при правиль-
ном выборе обеспечивает лучшую очистку камеры сгорания
за счет вытеснения остаточных газов свежим зарядом в на-
чале процесса наполнения («продувка камеры сгорания»).
Фазы распределения для каждого из двигателей подби-
раются обычно экспериментальным путем и с таким расче-
том, чтобы обеспечивались наилучшие очистка и заполнение
цилиндров двигателей при наиболее характерных режимах
их работы. В тех случаях, когда клапаны открываются
с большим опережением и закрываются с большим запазды-
ванием, фазы распределения называются широкими и, наобо-
рот, когда опережение открытия и запаздывание закрытия
клапанов незначительны, фазы называются узкими.
2. Параметры процессов газообмена
По своей физической сущности все параметры про-
цессов газообмена могут быть разделены на две группы:
— на параметры, определяющие состояние рабочего тела
в отдельных наиболее характерных точках процесса;
— на параметры, характеризующие совершенство процес-
сов очистки и наполнения цилиндров в целом.
2—165
33
К первой группе относятся давление рг и температура Тг
остаточных газов, подогрев заряда от нагретых деталей АГ,
давление ра и температура Та конца наполнения. При рас-
четах рабочего цикла реальных двигателей значения рг, Тг
и ДГ обычно выбираются на основе статистических данных
для соответствующих двигателей, а значения ра и Та чаще
всего, определяются аналитическим путем.
Вторую группу составляют коэффициент остаточных га-
зов и коэффициент наполнения тщ.
Коэффициент остаточных газов представляет собой отно-
шение количества молей остаточных газов в цилиндре двига-
теля к количеству молей поступившего в него свежего заря-
да, т. е.
=	(П-1)
где Мг — количество молей остаточных газов, находящихся
в цилиндре двигателя;
М — количество молей свежего заряда.
Он характеризует качество очистки цилиндров двигателя
от продуктов сгорания и определяет относительное содержа-
ние их в рабочем теле. Основная тенденция в развитии дви-
гателей по отношению к vr сводится к снижению этого коэф-
фициента до возможно минимального значения.
Коэффициентом наполнения называется отношение коли-
чества воздуха в молях (Л4) или килограммах (G), действи-
тельно поступившего в цилиндр, к тому количеству воздуха
в молях (Mh) или килограммах (Gh), которое могло бы раз-
меститься в рабочем объеме цилиндра (Vh) при давлении и
температуре в исходном состоянии на впуске в двигатель.
Следовательно,
М G G	,тточ
- Mh	'	( L2)
где ув — удельный вес воздуха на впуске.
Под давлением и температурой в исходном состоянии на
впуске понимается:
—	для двигателей без наддува — давление р0 и темпера-
тура То окружающего воздуха;
—	для двигателей с наддувом и двухтактных двигате-
лей— давление рк и температура Th воздуха после нагнета-
теля или продувочного насоса.
Применительно к двухтактным двигателям различают два
коэффициента наполнения:
а)	коэффициент наполнения, отнесенный ко всему рабо-
чему объему Vh-
G
YV- Vh4B ’
34
б)	коэффициент наполнения, отнесенный только к полез-
ной части рабочего объема V\:
G
r,v~
Первый из этих коэффициентов называется условным,
а второй — действительным. Они связаны между собой урав-
нением
^v = (1— Ф)Чр	(П-3)
где ф— потерянная доля хода поршня.
Коэффициент наполнения является одним из важнейших
параметров теории двигателей внутреннего сгорания. Он ха-
рактеризует качество процесса впуска и представляет собой
поправку, учитывающую отклонение условий внутри цилин-
дра от условий на впуске в двигатель.
Тенденция развития двигателей в отношении коэффициен-
та наполнения направлена на максимально возможное повы-
шение его величины.
3.	Температура конца наполнения
Рабочее тело в конце процесса наполнения со-
стоит из остаточных газов и поступившего в цилиндр двига-
теля свежего заряда, поэтому внутренняя энергия рабочего
тела в точке а будет равна сумме внутренней энергии све-
жего заряда и внутренней энергии остаточных газов, т. е.
pcvM (7"о	Д7") + pcVrMrT r = pcVaMaTа,
где Ку, Pcvr и Pcva — мольные теплоемкости при постоянном
объеме соответственно свежего заря-
да, остаточных газов и рабочего тела;
Го — температура свежего заряда на впу-
ске;
ДГ— подогрев заряда от деталей двигателя.
Полагая iicVa = ^cv и рсуг = фргу, из последнего уравнения
получим
УИ(7' + Д7') + ^МгГг = МаТа,
где ф — коэффициент, учитывающий отличие мольной тепло-
емкости остаточных газов от мольной теплоемкости свежего
заряда.
Затем, выразив Мг и Ма через М и сократив на этот мно-
житель обе части уравнения, найдем
(7'0 + ДГ) + фтЛ = (1 + Тг)^>
2*	35
откуда температура конца наполнения
Т _ То + д7' + Ф-ГгЛ
1+ Тг
(П.4)
Для двигателей с наддувом и для двухтактных двигате-
лей
Та = Tk + \T+\^rTr .	(П.5)
Таким образом, температура конца наполнения опреде-
ляется подогревом заряда от нагретых деталей двигателя
(ДГ), температурой остаточных газов (Тг) и коэффициентом
остаточных газов yr. С повышением всех этих параметров Та
возрастает.
4.	Уравнения коэффициента наполнения, общие
для всех двигателей
Предположим, что процесс наполнения совершает-
ся без дозарядки и заканчивается в точке а (рис. II.4) при
давлении ра и температуре Та.
Количество молей рабочего тела в конце наполнения
Ма = М+ Mr	(П-6)
или
Л4а = Л4(1 + ТД
откуда количество молей свежего заряда
(IL7)
Из характеристического уравнения
Р<уа=ышата
количество молей рабочего тела в точке а определится как
".--nst'	01.8)
где 848 * — универсальная газовая постоянная, кГ • м/моль* К.
Подставляя значение Л4а в уравнение (II.7), получим
-и—SWTTV-	<М)
* При измерении давлений в кГ/см2\ при измерении давлений
в h/jh2 универсальная газовая постоянная равна 8314 дж1моль° К.
36
Для определения количества молей заряда, которое тео-
ретически можно разместить в рабочем объеме цилиндра Vh,
воспользуемся характеристическим уравнением
?0УЛ = 8487ИА7'0,
из которого
(НЛО)
РрУh
§48^ •
Рис, П.4. К выводу уравнения коэффици-
ента наполнения:
а — условное окончание процесса наполнения;
йо — действительное окончание процесса напол-
нения (закрытие впускного клапана); ''—услов-
ное окончание процесса выпуска
После подстановки получим		значений М и Mh в уравнение (II.2)		
	flv =	Уд а Ра , Л) Ук Ро Та	1	(П.П)
			1 + 1г ’	
Так как	Уа__	УаУс _	_ !	
	Vh	УсУа— Ус)	»— 1 ’	
то окончательно^
У1 __	6 Ра Л) 1
’ Ро Та 1 +1f •
(П.12)
Для двигателей с наддувом ро=Рь и T0=Tk, поэтому

__	«	Ра	ТЬ 1
е— 1 Pk	Та' 1 + 1г *
(11.13)
37
Если, учитывая уравнения (II.4) и (II.5), исключить из
уравнений (11.12) и (11.13) температуру конца наполнения,
то можно получить еще два следующих уравнения для коэф-
фициента наполнения:
и
V)K = —Ц- •	, т .	(п.15)
с—1 Pk /* + ДГ + ИЛ	V 7
Поскольку при выводе уравнений коэффициента наполне-
ния не использовались никакие ограничения и условия, свя-
занные с особенностями рабочего процесса различных типов
двигателей, то все полученные выше уравнения являются
справедливыми как для четырехтактных, так и для двухтакт-
ных двигателей. В случае двухтактных двигателей в этих
уравнениях необходимо лишь использовать действительную
степень сжатия (ед), а также давление и температуру про-
дувочного воздуха.
5. Уравнения коэффициента остаточных газов
и коэффициента наполнения для четырехтактных
двигателей
Если в четырехтактном двигателе не учитывать
влияния на процессы газообмена перекрытия клапанов, то
можно считать, что объем остаточных газов в конце выпуска
(Vr) будет равен объёму камеры сгорания (Ус). При этом
условии на основании характеристического уравнения
prVc = 848MrTr
количество молей остаточных газов определится как
где рг и Тг — соответственно давление и температура оста-
точных газов.
Из уравнений (П.2) и (II.8) количество молей свежего
заряда равно
Тогда коэффициент остаточных газов
_ Мг _ Ус Рг То 1
м Уц Ро тг •
38
Учитывая, что
Ус . . Ve _	1
yh Уа-Ус *-1’
окончательно получим
Тг=—Ц--—•	(и.1б)
1г е-1 Ро ?r V	v '
Уравнение (11.16) называется уравнением профессора
Греневецкого. Из этого уравнения следует, что основными
параметрами, определяющими величину коэффициента оста-
точных газов в четырехтактных двигателях, являются сте-
пень сжатия (s), коэффициент наполнения (т]у), давление
(рг) и температура (Тг) остаточных газов.
При повышении степени сжатия уменьшается объем ка-
меры сгорания, что приводит к сокращению объема и коли-
чества остаточных газов, а следовательно, и к снижению зна-
чения уг. Поэтому, например, в дизелях, имеющих высокие
степени сжатия, коэффициент остаточных газов всегда мень-
ше, чем в карбюраторных двигателях, степень сжатия кото-
рых значительно ниже *.
С повышением коэффициента наполнения увеличивается
при прочих равных условиях количество свежего заряда и
снижается относительное количество остаточных газов, в ре-
зультате чего уменьшается.
Давление остаточных газов определяет их плотность. При
повышении давления плотность остаточных газов увеличи-
вается и соответственно возрастает. Значения рг зависят
в основном от числа оборотов коленчатого вала и сопротив-
ления на выпуске. Как при увеличении оборотов, так и при
повышении сопротивления на выпуске давление остаточных
газов повышается, в связи с чем соответственно увеличи-
вается и уг. При этом в зависимости от числа оборотов коэф-
фициент остаточных газов изменяется примерно по парабо-
лическому закону, а в зависимости от сопротивления на вы-
пуске— линейно.
Температура остаточных газов оказывает на влияние,
обратное давлению рг. При повышении температуры 7\ плот-
ность остаточных газов уменьшается и значения сни-
жаются. Величина температуры остаточных газов зависит от
степени сжатия, числа оборотов коленчатого вала и нагруз-
ки двигателя. При повышении степени сжатия Тг умень-
шается, а при увеличении числа оборотов и нагрузки повы-
шается.
* Это не относится к двухтактным дизелям, где определяется пре-
имущественно схемой продувки.
39
Следует заметить, что влияние иа температуры оста-
точных газов значительно менее существенно, чем влияние s
и рг. Поэтому во всех случаях, когда наблюдается изменение
е и рг, коэффициент остаточных газов определяется обычно
этими параметрами.
Уравнение (11.16) позволяет преобразовать применитель-
но к четырехтактным двигателям полученные в предыдущем
параграфе выражения для коэффициента наполнения и при-
вести их к виду, наиболее наглядно выражающему физиче-
скую сущность этогр коэффициента.
Полагая приближенно ф=1, из уравнения (11.14) полу-
чим
Л = -5- т=г -	+ дг)- <ПЛ7)
а из уравнения (11.16)
=	(П.18)
Приравнивая правые части последних выражений, найдем
— 0 + дп=—Ц--—• —,
PoV £— 1	40	'	£—1 Ро V
откуда после соответствующих математических преобра-
зований получим
Для четырехтактного двигателя с наддувом по аналогии
ru= т —fl ——Ц-.	(Н.20)
Tk + pk V tPa) £ — i	v >
Из уравнений (11.19) и (11.20) следует, что коэффициент
наполнения четырехтактных двигателей при данной степени
сжатия определяется:
—	степенью подогрева заряда от деталей двигателя
/ Го + АГ Tk + АГ \
I То и тк )’
—	степенью понижения давления на впуске и —)
\ Ро Pk /
вследствие наличия гидравлических сопротивлений;
—	степенью изменения давления в цилиндре в течение
процесса наполнения	в связи с изменением объема
остаточных газов по сравнению с объемом камеры сгорания
при их расширении от давления рг до давления ра.
40
6. Процессы газообмена в двухтактных двигателях
Ограниченность во времени и совместное протека-
ние процессов впуска и выпуска в двухтактных двигателях
создают большие трудности для осуществления качественной
очистки и достаточно эффективной зарядки цилиндров. Од-
ним ИЗ' основных средств преодоления этих трудностей яв-
ляется использование наиболее рациональных схем продув-
ки, характеризуемых размерами проходных сечений впуск-
ных и выпускных органов, моментами их открытия и
закрытия, направлением и организацией газовых потоков.
Все существующие схемы систем продувки двухтактных
двигателей можно разделить на контурные и прямоточные.
Контурные схемы характеризуются тем, что поток проду-
вочного воздуха в них от продувочных окон направляется
вдоль образующих цилиндра в камеру сгорания, где пово-
рачивается на 180° и затем движется в обратном направле-
нии к выпускным окнам. Контурных схем очень много. Ос-
новными из них являются:
Простая поперечно-щелевая продувка (рис. II.5, а). Про-
дувочные и выпускные окна в двигателях с такой схемой
располагаются параллельно на противоположных сторонах
боковой поверхности цилиндров. Очистка цилиндров дости-
гается за счет направленного потока свежего заряда, посту-
пающего через продувочные окна, выполненные обычно под
острым углом к оси цилиндра. Схема является наиболее про-
стой, но и наименее совершенной из всех известных схем.
Применяется исключительно в маломощных двигателях.
Для улучшения очистки цилиндров в схемах данного типа
иногда используют поршни со специальными выступами на
днищах.
Поперечно-щелевая продувка с автоматическим клапаном
(рис. 11.5,6). Схема является дальнейшим совершенствова-
нием и развитием простой поперечно-щелевой продувки и от-
личается от нее наличием автоматических клапанов, располо-
женных над продувочными окнами. Клапаны открываются
во второй половине фазы продувки и закрываются несколь-
ко позже закрытия выпускных окон. Введение клапанов поз-
воляет уменьшить утечку свежего заряда, улучшить очистку
цилиндров и повысить их наполнение за счет дозарядки.
Петлевая схема продувки (рис. II.5, в) характеризуется
расположением выпускных окон под продувочными с одной
стороны цилиндра. При этом другая сторона цилиндра
остается свободной и используется обычно для размещения
аппаратуры и различных приборов. Положение и форма окон
в петлевых схемах позволяют иметь довольно удачное на-
правление потоков свежего заряда, в результате чего дости-
гается хорошая очистка и наполнение цилиндров.
41
Благодаря простоте и достаточной надежности двигатели
с петлевыми схемами продувки применяются на автомобилях
и тракторах. Известно, например, несколько моделей много-
топливных двухтактных двигателей такого типа, используе-
мых на армейских колесных и гусеничных машинах за ру-
бежом («Лукоминг» и др.).
Фонтанная схема (рис. II.5, г)—разновидность петлевой
схемы, когда окна располагаются по всему периметру ци-
Рис. П.5. Схемы системы продувки двухтактного двигателя:
а — поперечно-щелевая; б — поперечно-щелевая с автоматическим клапаном, в — пет-
левая; г— фонтанная; д — прямоточно-щелевая; е — прямоточная клапанно-щелевая
линдра. Схема обеспечивает очень хорошую продувку цен-
тральной части цилиндра и обладает всеми достоинствами
петлевых схем. Недостатками ее являются сложность кон-
струкции и сравнительно большая утечка свежего заряда в
период газообмена.
В прямоточных схемах движение свежего заряда происхо-
дит только в одном направлении параллельно оси цилиндра.
Эти схемы могут быть прямоточно-щелевыми и прямоточны-
ми клапанно-щелевыми.
42
Прямоточно-щелевые схемы (рис. II.5,(9) используются
только в двигателях с расходящимися поршнями. В этих схе-
мах свежий заряд поступает через продувочные окна с одной
стороны цилиндра и, двигаясь вдоль его оси, вытесняет от-
работавшие газы через выпускные окна, расположенные с
противоположной стороны.
В прямоточных клапанно-щелевых схемах (рис. II.5, е)
свежий заряд подается в цилиндры через продувочные окна,
а отработавшие газы удаляются через специальные выпуск-
ные клапаны, управляемые распределительными механиз-
мами.
Достоинством прямоточных схем является высококачест-
венная очистка цилиндров от остаточных газов при сравни-
тельно небольших потерях свежего заряда. Основные недо-
статки— сложность конструкции и тяжелые условия работы
поршней, управляющих открытием выпускных окон.
Прямоточные схемы получили довольно широкое распро-
странение в двухтактных двигателях автотракторного типа.
Они используются, например, на отечественных двигателях
Ярославского моторного завода, на зарубежных двигателях
фирм «Джиемси», «Коммер», «Юнкере» и др.
Качество процессов газообмена в двухтактных двигате-
лях в конечном итоге оценивается также коэффициентом на-
полнения и коэффициентом остаточных газов, при этом в от-
личие от четырехтактных двигателей коэффициент остаточных
газов в двухтактных двигателях в основном определяется
схемой продувки. Однако ввиду ряда специфических особен-
ностей процессов выпуска, очистки и наполнения для харак-
теристики процессов газообмена в двухтактных двигателях
используется еще ряд специфических параметров, наиболее
важными среди которых являются коэффициент пфодувки,
давление и температура продувочного воздуха.
При очистке цилиндров двухтактных двигателей часть
свежего заряда смешивается с отработавшими газами и вы-
брасывается в выпускной тракт. В связи с этим количество
воздуха или горючей смеси, подаваемое за каждый цикл в
цилиндр, всегда больше того количества, которое требуется
для зарядки цилиндра. Потеря части воздуха или горючей
смеси крайне нежелательное, но неизбежное явление, ибо
только в этом случае можно достаточно хорошо очистить ци-
линдры от продуктов сгорания.
Избыточное по отношению к необходимому для рабочего
процесса количество воздуха или горючей смеси учитывается
специальным коэффициентом, который называется коэффи-
циентом продувки или коэффициентом избытка продувочного
воздуха.
Под коэффициентом продувки понимается отношение при-
веденного к условиям окружающей среды объема воздуха
43
(Vo), действительно поданного в цилиндр за цикл, к рабо-
чему объему цилиндра (V/J, т. е.
?о = -Й-.	(П.21)
v h
Этот коэффициент называется условным или геометриче-
ским. Кроме того, различают еще действительный коэффи-
циент избытка продувочного воздуха, или коэффициент про-
дувки
ф   бицикл
?Д	б?раб ’
где Оцикл— количество воздуха, поданного в цилиндр на-
сосом за цикл, кг!цикл\
Ораб — количество воздуха, оставшегося в цилиндре
после закрытия продувочных и выпускных орга-
нов, кг/цикл.
Коэффициент продувки зависит от схемы продувки. Чем
ниже значение этого коэффициента, тем более совершенна и
отработана в конструктивном отношении система продувки
двигателя в целом и тем меньше затраты мощности на очи-
стку и зарядку цилиндров. Для современных быстроходных
двигателей значения геометрического коэффициента продув-
ки равны фо=1,2-7-1,6.
У каждого из двигателей величина коэффициента продув-
ки изменяется с изменением числа оборотов коленчатого
вала. С увеличением числа оборотов коэффициент продувки
уменьшается, что является одной из причин сравнительно
меньшей быстроходности двухтактных двигателей, поскольку
в этих двигателях трудности осуществления газообмена с
увеличением оборотов значительно возрастают. При повыше-
нии быстроходности двухтактных двигателей для поддержа-
ния необходимых значений коэффициента продувки, обеспе-
чивающих качественную очистку цилиндров, приходится по-
вышать давление продувочного воздуха, что связано с
дополнительными затратами мощности на процессы газооб-
мена.
Давление продувочного воздуха рк зависит от системы
продувки и форсировки двигателя по оборотам. С увеличе-
нием ръ повышается давление конца наполнения ра, увеличи-
ваются среднее индикаторное давление и мощность двига-
теля. Кроме того, при повышении рк уменьшается необходи-
мая высота продувочных окон и потерянная доля хода порш-
ня; Однако при увеличении рк возрастают затраты мощности
на привод продувочного насоса и снижается экономичность
двигателя. Поэтому значения рц необходимо выбирать опти-
мальными.
44
Исследования показывают, что трудности осуществления
продувки возрастают с увеличением числа оборотов и диа-
метра цилиндров. Исходя из этого в качестве критерия для
выбора рк принимают так называемое продувочное число,
представляющее собой произведение диаметра цилиндра
(в м) на число оборотов ко-
ленчатого вала в минуту, т. е.
Dn. Примерная зависимость рк
от Dn для современных двига-
телей показана на рис. II.6.
Температура продувочного
воздуха Тк зависит от вели-
чины давления продувочного
воздуха, типа и совершенства
конструкции продувочного на-
соса. Величина Тк может быть
определена из уравнения
nk~'
Тк = Т0(-^)Пк , (П.22)
\ го /
Рис. 11.6. Зависимость давления
продувочного воздуха от «проду-
вочного числа»
где пк — показатель политропы сжатия, зависящий от типа
продувочного насоса.
Для ротативных насосов пк= 1,554-1,75, а для центробеж-
ных пк= 1,84-2,0.
7. Влияние различных факторов на коэффициент
наполнения
Полученные ранее уравнения показывают, что
коэффициент наполнения является функцией ряда взаимосвя-
занных между собой параметров, зависящих часто от одних
и тех же конструктивных особенностей или условий работы
двигателя. Поэтому в целях большей наглядности при ана-
лизе влияния различных факторов на коэффициент наполне-
ния целесообразно рассматривать их воздействие на не
непосредственно, а через комплекс тех основных величин,
которые изменяются в каждом конкретном случае и в ко-
нечном итоге определяют значение указанного коэффи-
циента.
Степень сжатия. Формально из всех уравнений следует,
что с увеличением степени сжатия коэффициент наполнения
должен снижаться. В действительности в связи с изменением
соответственно степени сжатия таких параметров, как дав-
ление и температура остаточных газов, подогрев заряда и
45
коэффициент остаточных газов, зависимость между и сте-
пенью сжатия является значительно более сложной и
определяется конкретными условиями. Исследования показы-
Рис II.7. Схема впускного тракта
двигателя:
k—k — сечение во впускном клапане;
0—0 — сечение на входе во впускной тракт
вают, что в общей сложно-
сти влияние степени сжатия
на коэффициент наполнения
незначительно и практи-
чески в большинстве слу-
чаев можно считать не
зависящим от степени сжа-
тия.
Обороты коленчатого ва-
ла двигателя оказывают
влияние на коэффициент на-
полнения через давление
конца наполнения (ра),дав-
ление остаточных газов (рг)
и подогрев заряда (ДГ).
Значение давления ра за-
висит от потерь на впуске
в двигатель. Ориентировоч-
но эти потери можно оце-
нить, исходя из уравнения
Бернулли, которое примени-
тельно к впускному тракту
(рис. II.7) при условии
установившегося движения
заряда представим в виде
Ро , К'о _ Ра , вп , е в
7о Г 2^	7	' вп 2^
(11.23)
где pQ — давление окружающей среды в сечении 0—О
на входе, кГ1см2\
То и Т — удельный вес заряда на входе и в клапане,
кг/.м3;
w0 и wk. вп—скорости заряда на входе во впускной тракт
и во впускном клапане, м)сек\
g — ускорение силы тяжести, м!сек.
Евп — коэффициент аэродинамических сопротивле-
ний впускного тракта.
Принимая приближенно шо = О и уо = т> из уравнения
(11.23) получим
P<j Ра 2g ' (1 + ^вп) ^’к. вп"
46
Разность ро — ра представляет собой потери давления на
впуске. Обозначим ее через Дра, тогда
Л^ = ^(1 + ^п)^Вп	(П.24)
И
Ра = Рй~ Ьра.	(11.25)
В соответствии с условием неразрывности потока заряда
во впускном тракте можно записать
/к. вп^к. вп ~ F
где /к.вп — площадь проходного сечения впускного клапа-
на, ж2;
Лп—площадь днища поршня, л/2;
,	Sn
Ст — средняя скорость поршня, м!сек\ =
откуда скорость заряда в клапане
W = с = E"Sn = УнП
к- вп /к. вп ЗОЛ. вп ЗОЛ. вп ’
где 5 — ход поршня, м\
п—число оборотов коленчатого вала, об/мин\
Vn — рабочий объем цилиндра, м3.
Подставляя значение wK вп в уравнение (11.24), найдем
7	vln2
= 2^-900 (1 + ^вп) Т2
'К. вп
или окончательно
ДЛ = £(1-Нвп)-#~ •	(11.26)
J к. вп
где k — постоянная величина для данного двигателя и дан-
ных условий окружающей среды; k= 2-900 jf~ *
Из уравнения (11.26) следует, что потери давления на
впуске пропорциональны числу оборотов коленчатого вала
во второй степени. Поэтому при увеличении оборотов &ра
увеличивается, в связи с чем давление конца наполнения
(уравнение 11.25) будет соответственно снижаться.
Применяя аналогичную методику к выпускному тракту,
можно получить, что
.	и2
Д/>, = М1 + $вып) —2--- (11.27)
Лс вып
47
и
Л=А + ДЛ-	(П.28)
где &рг— потери давления на выпуске;
$вып — коэффициент аэродинамического сопротивле-
ния выпускного тракта;
/к. вып — площадь проходного сечения выпускного кла-
пана.
Следовательно, потери давления на выпуске также про-
порциональны числу оборотов коленчатого вала двигателя во
второй степени. Тогда согласно уравнению (11.28) при повы-
шении оборотов давление остаточных газов будет расти.
Подогрев заряда ДТ зависит от температуры деталей дви-
гателя и продолжительности контакта рабочего тела с этими
деталями. При увеличении числа оборотов температура де-
талей повышается, а время контакта их с рабочим телом со-
кращается. Исследования показывают, что преобладающим
является сокращение времени контакта, в связи с чем при
увеличении оборотов подогрев заряда несколько снижается.
Таким образом, при увеличении числа оборотов коленча-
того вала давление конца наполнения и давление остаточных
газов изменяются в направлении снижения коэффициента на-
полнения, а изменение подогрева заряда, наоборот, способ-
ствует некоторому его повышению. Так как обычно влияние
подогрева на значительно менее существенно, чем влия-
ние ра и рг, то зависимость между коэффициентом наполне-
ния и оборотами коленчатого вала определяется характером
изменения давления конца наполнения и давления остаточ-
ных газов, в связи с чем при увеличении оборотов коэффи-
циент наполнения уменьшается.
На рис. II.8 в качестве примера показана зависимость
коэффициента наполнения от числа оборотов коленчатого
вала двигателя ГАЗ-66. Наблюдающееся некоторое повыше-
ние в начальный период является следствием влияния фаз
распределения. Для современных быстроходных двигателей
характерно использование большого опережения открытия и
большего запаздывания закрытия клапанов. При этих усло-
виях на малых оборотах, когда продолжительность рабочего
цикла сравнительно большая, свежий заряд может частично
выбрасываться в выпускной тракт в период перекрытия кла-
панов и выталкиваться обратно во впускной тракт в началь-
ный период сжатия, в результате чего значения коэффициен-
та наполнения снижаются. По мере увеличения оборотов ко-
ленчатого вала в связи с сокращением продолжительности
цикла утечки заряда будут сокращаться, а коэффициент на-
полнения увеличиваться. При некотором определенном для
каждого двигателя числе оборотов утечки свежего заряда
полностью исчезают и коэффициент наполнения достигает
48
максимального значения. В дальнейшем в силу вступает за-
висимость коэффициента наполнения от числа оборотов и
при увеличении оборотов непрерывно уменьшается.
Нагрузка двигателя. Нагрузка в карбюраторных двигате-
лях и в дизелях регулируется различными способами, что
приводит к различному характеру зависимости коэффициен-
та наполнения от нагрузки в каждом из этих двигателей.
В карбюраторных двигателях нагрузка регулируется из-
менением положения дроссельной заслонки (количеством
смеси). При увеличении, например, нагрузки дроссельная за-
					
			/ а		
			1007»Ne		
					
			460%n7		— о
					
						 о	
		° \			
			К20%«е		
					
1200	1600	2000	2^00	2800 п, об/мин
Рис. П.8. Зависимость коэффициента наполнения от
числа оборотов коленчатого вала (двигатель ГАЗ-66):
1 — максимальное значение коэффициента наполнения
слонка открывается, сопротивление на впуске уменьшается
и количество подаваемой в цилиндры двигателя горючей сме-
си увеличивается, в связи с чем повышается давление конца
наполнения и температура двигателя. Повышение давле-
ния ра приводит к соответствующему увеличению коэффи-
циента наполнения. При этом, поскольку давление и темпера'
тура остаточных газов практически не зависят от нагрузки,
а вследствие увеличения количества свежего заряда его по-
догрев, несмотря на повышение температуры деталей, почти
не изменяется, зависимость между коэффициентом наполне-
ния и нагрузкой в карбюраторном двигателе близка к ли-
нейной (рис. II.9, а).
В дизелях нагрузка регулируется количеством впрыски-
ваемого топлива (качеством смеси). Поэтому сопротивление
впускного тракта здесь в зависимости от нагрузки не изме-
49
Рис. П.9. Влияние на коэффициент наполнений нагрузки двигателя:
а — карбюраторные двигатели; б — дизель
няется, а изменяется лишь подогрев свежего заряда. При
повышении нагрузки подогрев свежего заряда увеличивается,
что приводит к некоторому снижению коэффициента напол-
нения. При снижении нагрузки, наоборот, подогрев умень-
шается и 7]V соответственно растет (рис. II.9, б). Следует за-
метить, что изменения коэффициента наполнения в зависи-
мости от нагрузки в дизелях по своим абсолютным значе-
ниям сравнительно незначительны, и в ряде случаев можно
считать, что r]V не зависит от нагрузки.
Состояние и конструкция впускного и выпускного трак-
тов. При изменении сопротивления впускного тракта ($вп)
соответственно изменяется и коэффициент наполнения (урав-
нения 11.25 и 11.26). Например, установка воздухоочистите-
лей, несоответствие их производительности, закоксовывание
впускного трубопровода, использование карбюраторов несо-
ответствующей размерности приводят к снижению коэффи-
циента наполнения. Наоборот, использование двух или не-
скольких карбюраторов, применение надлежащего воздухо-
очистителя, хорошее состояние внутренней поверхности впу-
скного трубопровода могут обеспечить значительное повыше-
ние
Особенно значительный эффект в повышении коэффициен-
та наполнения может быть достигнут за счет конструкции
впускного трубопровода. Специальная обработка, подбор
наиболее рациональной формы и оптимальных размеров
впускного тракта позволяют не только сократить до мини-
мума аэродинамические сопротивления, но и использовать
динамические явления во впускном и выпускном трубопрово-
дах в процессе истечения газов. В результате значительно
может быть увеличено весовое наполнение цилиндров и по-
вышен коэффициент наполнения, что наглядно подтверждает-
ся рис. 11.10, где показаны кривые изменения rjv в зависимо-
сти от числа оборотов для трех впускных трубопроводов дви-
гателя М-21. Кривая 3 получена на обычном серийном дви-
гателе со стандартным впускным трубопроводом, кривая 2 —
с трубопроводом, имеющим расширенное сечение каналов и
уменьшенное сопротивление за счет плавных переходов, кри-
вая 1 — с трубопроводом, имеющим раздельные каналы от
смесительной камеры до головки цилиндров и впускные ка-
налы в головке круглой формы при постепенном уменьшении
проходного сечения от плоскости входа к седлам клапанов.
Сопротивление на выпуске оказывает на TjV несколько
меньшее влияние, чем сопротивление на впуске, однако и
здесь эффект может быть значительным. Так, применение
различных утилизационных устройств, например обогревате-
лей кузова, кабины, дегазаторов и т. п., приводит к увели-
чению противодавления на выпуске, благодаря чему резко
повышается коэффициент остаточных газов и снижается со-
51
ответственно коэффициент наполнения. Рациональная форма
выпускного тракта является также одним из средств повы-
шения
Тепловое состояние. С повышением температуры деталей
двигателя увеличивается подогрев свежего заряда (АГ), в
связи с чем величина коэффициента наполнения уменьшается.
Это обстоятельство является одной из основных причин
снижения мощности двигателей при перегревах. Этим же
объясняются обычно несколько более низкие значения коэф-
Рис. НЛО. Влияние на коэффициент наполне-
ния конструкции впускного.тракта двигателя
(двигатель М-21, опыты К. В. Горбунова и
А. А. Акименко):
1 — трубопровод с раздельными каналами от смеси-
тельной камеры до головки цилиндров: 2 — впускной
трубопровод с расширением и плавными переходами:
3 — стандартный впускной трубопровод
фициента наполнения у двигателей с воздушным охлажде-
нием, температура деталей которых всегда выше, чем темпе-
ратура соответствующих деталей в двигателях с жидкост-
ными системами.
Размеры и количество клапанов. При увеличении разме-
ров или количества впускных и выпускных клапанов снижа-
ются потери на впуске и выпуске, что приводит к соответ-
ствующему повышению коэффициента наполнения. При неиз-
менных размерах и количестве клапанов некоторое повыше-
ние коэффициента наполнения может быть достигнуто за счет
уменьшения угла наклона фаски клапана, так как при этом
увеличивается площадь его проходного сечения. Поэтому
вполне оправдано использование некоторыми заводами впу-
скных клапанов с фасками под углом 30° вместо 45°.
Определение влияния на коэффициент наполнения может
оказывать также и расположение клапанов. При верхних
клапанах, например, впускной трубопровод получается более
выгодной формы, благодаря чему сокращается его сопротив-
ление. Кроме того, при верхних клапанах возможно исполь-
зование в процессе зарядки цилиндров гравитационных сил.
52
Материал деталей. Применение алюминиевых сплавов
для деталей цилиндро-поршневой группы вместо чугуна поз-
воляет значительно понизить их температуру, что снижает
подогрев заряда и обеспечивает повышение коэффициента на-
полнения.
Условия на впуске. С повышением давления заряда сни-
Ра
жаются относительные потерн на впуске и отношение — уве-
личивается, что приводит к соответствующему возрастанию
коэффициента наполнения. Этим, в частности, объясняются
более высокие значения у двигателей с наддувом по срав-
нению с двигателями без наддува.
10 20 30 40	50 60 70 f,*C
Рис. 11.11. Влияние на коэффициент
наполнения температуры окружаю-
щего воздуха (двигатель М-21,
п = 2500 об!мин)
При повышении температуры заряда сокращается раз-
ность между температурой деталей двигателя и температурой
заряда, в связи с чем уменьшается интенсивность теплооб-
мена между зарядом и деталями, снижается подогрев заряда
и коэффициент наполнения увеличивается (рис. 11.11). По
опытным данным, зависимость между коэффициентом напол-
нения и температурой на впуске приближенно можно выра-
зить уравнением
Уу2 ?	02
где и 7)^2—коэффициенты наполнения, соответствую-
щие температурам заряда на впуске;
Г01 и Л>2—температуры заряда на впуске.
Следует заметить, что повышение коэффициента напол-
нения с увеличением температуры не приводит к увеличению
весового наполнения цилиндров, поскольку при этом сни-
жается плотность заряда.
Фазы распределения. В тихоходных двигателях использу-
ются обычно суженные фазы, при которых клапаны откры-
53
ваются и закрываются почти без опережения и запаздыва-
ния относительно в. м. т. и н. м. т. Значения коэффициента
наполнения в таких двигателях достигают максимума при
сравнительно низких оборотах коленчатого вала и с повы-
шением оборотов резко снижаются (рис. 11.12).
В быстроходных двигателях, наоборот, применяются ис-
ключительно расширенные фазы, которые
большим опережением открытия
Рис. 11.12. Влияние на коэффициент
наполнения фаз распределения
характеризуются
и запаздыванием закрытия
клапанов, а также значи-
тельным их перекрытием.
При таких фазах дости-
гается хорошая очистка
цилиндров и создаются
благоприятные условия
для дополнительной их
дозарядки. В результате
удается обеспечить необ-
ходимые значения коэф-
фициента наполнения
при высоких оборотах ко-
ленчатого вала. Однако
в случае низких оборо-
тов, когда продолжитель-
ность цикла довольно
значительна,в таких дви-
гателях происходит утеч-
ка заряда, в связи с чем
при уменьшении числа оборотов ниже определенного предела
коэффициент наполнения в быстроходных двигателях сни-
жается и становится ниже, чем у тихоходных.
Фазы распределения в процессе эксплуатации могут из-
меняться. Например, увеличение зазоров в газораспредели-
тельном механизме может привести к значительному суже-
нию фаз и к соответствующему снижению коэффициента на-
полнения. К таким же результатам может привести и
неправильная установка деталей привода газораспределения
при сборке газораспределительного механизма.
Подогрев заряда на впуске. В карбюраторных двигателях
для обеспечения качественного смесеобразования организует-
ся дополнительный подогрев горючей смеси на впуске. Во
избежание резкого снижения коэффициента наполнения сте-
пень этого подогрева должна быть такой, чтобы к заряду
цодводилось количество тепла, только необходимое для ис-
парения имеющегося в нем топлива.
В дизелях, где смесеобразование осуществляется в конце
процесса сжатия после впрыска топлива, подогрев заряда
нецелесообразен и необходимо стремиться во всех случаях
к снижению его величины.
54
Таблица II.2
Значения основных параметров процессов газообмена
Наименование параметра	Буквенные обозначения	Единица измере- ния	Значение параметров					
			Карбюраторные двигатели		Дизели			
			четырех- тактные	четырех- тактные с наддувом	четырех- тактные	двухтактные с прямоточной продувкой	двухтактные с контурными схемами продувки	четырех- тактные с наддувом
Коэффициент остаточ- ных газов	7г		0.06-	-0,16	0,03—0,06	0,03—0,07	0,07—0,15	0,03—0,06
Давление остаточных газов	Рг	кГ /СМ2	1.0Д5-1,2		1,06—1,2	1,05	—1,2	1,05—1,2
Температура остаточ- ных газов	Тг	°К	900—	-1100		600—800		
Коэффициент наполне- ния	V	—	0,75—	-0.85	0,8—0,9	0,75—0,85 к полному ходу		0.8—0,95
Давление конца на- полнения	Ра	кГ/см2	(0,78 -0,85) р0	(0,8—0,88) pk	(0,85—0,90) р0	(0,85—	0,90) р*	(0,88—0,96) р*
Температура	конца наполнения	Та	°К	300-	-400	310—330		320—380	
Подогрев заряда		°К	5—25	2—10	5—25		2—10	
Коэффициент	про- дувки Сл <л	<Р	—	—	—	—	1,2-	-1,6	—
Кроме рассмотренных выше основных факторов, на коэф-
фициент наполнения определенное влияние могут оказывать
состав смеси, углы опережения зажигания и т. п. При бедной
смеси и позднем зажигании, например, сгорание протекает
в невыгодных условиях, в связи с чем повышается темпера-
тура деталей, усиливается подогрев заряда и снижается коэф-
фициент наполнения, причем тем значительнее, чем беднее
смесь или позже зажигание.
8. Значение параметров процессов газообмена
для современных двигателей
По опытным данным, значения основных параме-
тров процессов газообмена для современных автотракторных
двигателей при. работе их на номинальных режимах нахо-
дятся в пределах, указанных в табл. II.2.
Глава III
ПРОЦЕСС СЖАТИЯ
1.	Теплообмен в процессе сжатия и средний
показатель политропы сжатия
Предварительное сжатие рабочего тела в двигате-
лях внутреннего сгорания позволяет повысить тепловой пере-
пад, в котором осуществляются рабочие циклы, вследствие
чего увеличивается степень расширения в период рабочего
хода и улучшается использование вводимого в двигат’ели
тепла. Сжатие также создает благоприятные условия для
протекания процесса сгорания в связи с уменьшением объе-
ма рабочего тела и повышением его температуры и давления
перед воспламенением топлива. В результате этого при сжа-
тии значительно повышается работа газов и улучшается эко-
номичность рабочего процесса.
В теоретических циклах сжатие начинается с момента дви-
жения поршня от н.м.т. к в. м. т. и осуществляется без теп-
лообмена. В реальных двигателях начало сжатия определяет-
ся фазами распределения, а сам процесс носит сложный
характер и сопровождается непрерывным, переменным по ве-
личине и направлению теплообменом между рабочим телом
и окружающими его деталями, частичной утечкой заряда че-
рез неплотности в сопряжениях деталей и испарением части
находящегося в цилиндре в капельножидком состоянии топ-
лива.
В начале хода сжатия температура заряда (Та) обычно
значительно ниже средней температуры окружающих дета-
лей, поэтому начальная стадия процесса сопровождается под-
водом теплоты к рабочему телу. Кривая действительного про-
цесса в этот период проходит несколько круче кривой адиа-
батного сжатия и показатель его больше показателя адиаба-
ты (рис. III.1). По мере движения поршня от н.м.т. к в. м.т.
температура рабочего тела повышается и теплообмен между
зарядом и окружающими его деталями вследствие уменьше-
ния разности их температур снижается, а показатель линии
сжатия по своим значениям приближается к значениям по-
казателя адиабаты. В некоторый момент времени мгновен-
ная температура рабочего тела становится равной темпера-
туре стенок цилиндра и наступает мгновенный адиабатный
процесс (точка а). При дальнейшем сжатии заряда его тем-
57
пература становится выше средней температуры окружаю-
щих деталей, направление теплообмена изменяется и теплота
начинает отводиться уже от рабочего тела к деталям двига-
теля. Кривая действительного процесса в этом случае прохо-
Рис. 111.1. Изменение давления и показа-
теля политропы сжатия в зависимости от
объема полости цилиндра:
а — давление сжатия; б — показатель политропы
дит более полого, чем адиабата сжатия, показатель его ста-
новится меньше показателя адиабаты, причем разность ме-
жду ними увеличивается по мере приближения поршня к
в. м. т.
Таким образом, процесс сжатия в реальных двигателях
представляет собой сложный политропный процесс, осуще-
ствляющийся с переменным показателем п1х по всей линии
сжатия.
58
Если отдельные небольшие участки процесса сжатия под-
чинить уравнению PxVnxx = const и вычислить для них сред-
ние значения показателя политропы (mix), то примерный ха-
рактер изменения этого показателя по ходу поршня будет
иметь вид, показанный на рис. III.1,6. Как можно видеть из
рисунка, максимальные значения показатель действительного
процесса сжатия П\х имеет в начале процесса, затем по мере
движения поршня к в. м.т. значения п\х уменьшаются и до-
стигают минимума около в. м.т. Некоторый подъем кривой
^ix=f(Vx) в конце процесса является следствием снижения
интенсивности теплообмена в связи с уменьшением объема
рабочего тела и размещением его в наиболее нагретой части
цилиндра, а также следствием начинающегося тепловыделе-
ния при сгорании.
При практических расчетах рабочего цикла использование
переменных значений показателя политропы сжатия весьма
затруднительно, да и не вызывается необходимостью. Поэто-
му для упрощения расчетов обычно переменный показатель
П\х заменяют некоторым постоянным показателем пь вели-
чина которого выбирается таким образом, чтобы при исход-
ных и конечных параметрах действительного процесса при
этом постоянном показателе за процесс сжатия получалась
бы та же работа, что и при истинном переменном показателе.
Этот условный и постоянный по величине показатель назы-
вается средним показателем политропы сжатия. Значения
его у существующих двигателей равны = 1,34-=-1,39 и все-
гда ниже показателя адиабаты (k = 1,4-т-1,41). Поэтому в це-
лом процесс сжатия сопровождается некоторым отводом
тепла от рабочего тела.
При проектировании новых двигателей величина среднего
локазателя или определяется методом последовательных
приближений на основании уравнений работы и теплообмена
в процессе сжатия, или выбирается исходя из анализа осо-
бенностей проектируемого двигателя и влияния различных
факторов на протекание процесса сжатия. Для существую-
щих двигателей значения гц могут быть определены анали-
тическим путем исходя из уравнения политропы в начале и
конце сжатия:
р<Упа1=рУпс'.	(Ш.1)
Логарифмируя это уравнение, получим
lg Az + «11g У а = IgPc + «11g УС,
откуда
„ _ 'g Pc — <g Ра _ lg Pc — 1g Ра
1-lgVe-lg7t- 1g е
59
где рс и ра—давления в конце и начале сжатия, определя-
ются по индикаторным диаграммам;
—степень сжатия.
С точки зрения наивыгоднейщего протекания процесса
сжатия во всех случаях целесообразно иметь более высокие
значения среднего показателя политропы сжатия, В пределе
равные показателю адиабаты,
2.	Влияние различных факторов на протекание
процесса сжатия
Протекание процесса сжатия в целом характери-
зуется средним показателем политропы сжатия П\. Значения
этого показателя зависят от условий теплообмена при сжа-
тии, которые определяются разностью между температурами
заряда й деталей, поверхностью и продолжительностью кон-
такта рабочего тела с деталями, коэффициентом теплоотдачи
от газов к окружающим их поверхностям, количеством све-
жего заряда и количеством топлива, которое испаряется в
процессе сжатия. Во всех случаях, когда повышается подвод
тепла к рабочему телу, средний показатель политропы сжа-
тия увеличивается, а когда теплоотдача от рабочего тела
усиливается, значение уменьшается.
К числу наиболее важных факторов, оказывающих влия-
ние на теплообмен в процессе сжатия и на величину сред-
него показателя политропы сжатия, относятся число оборотов
коленчатого вала двигателя, нагрузка, размерность цилин-
дров, степень сжатия, материал деталей, тепловое состояние
и т. п.
При повышении оборотов коленчатого вала за счет уве-
личения частоты циклов возрастает количество вводимого в
двигатель за единицу времени тепла и соответственно повы-
шается температура его деталей. Однако одновременно с этим
в течение каждого цикла сокращается время контакта рабо-
чего тела со стенками цилиндра и уменьшается утечка заря-
да через зазоры между деталями. Совместное воздействие
указанных факторов приводит к снижению отвода тепла от
рабочего тела, в результате чего при увеличении числа оборо-
тов средний показатель политропы сжатия повышается.
На рис. III.2 показана зависимость давления конца сжа-
тия и среднего показателя политропы от числа оборотов ко-
ленчатого вала для дизелей «Татра-912» и ЯМЗ-238. Как сле-
дует из этого рисунка, в дизелях с увеличением числа обо-
ротов значения среднего показателя политропы сжатия не-
прерывно растут, причем зависимость между пх и оборотами
коленчатого вала близка к линейной и примерно идентична
для всех нагрузок.
60
В карбюраторных двигателях (рис. III.3) при полных на-
грузках П\ практически почти не зависит от оборотов, при
частичных нагрузках с увеличением оборотов ti\ повышается
и тем значительнее, чем меньше нагрузка. Такой характер
зависимости между средним показателем политропы сжатия
Рис. 111.2. Изменение среднего показателя политропы и давления
конца сжатия в зависимости от числа оборотов коленчатого вала
при полной на1рузке:
---двигатель «Татра-912»,---двигатель ЯМЗ-238
и оборотами свидетельствует о сложном теплообмене в кар-
бюраторных двигателях, который связан не только с измене-
нием температуры деталей и времени контакта рабочего тела
с деталями, но и с изменением количества самого рабочего
Рис. III.3. Изменение среднего показателя поли-
тропы сжатия карбюраторного двигателя в зави-
симости от числа оборотов коленчатого вала:
/ — полный дроссель; 2 — открытие дросселя на 40%;
3 — открытие дросселя на 20%
тела и количества испаряющегося за процесс сжатия топ-
лива.
При увеличении нагрузки в карбюраторных двигателях
повышается температура деталей и увеличивается количе-
ство рабочего тела. Увеличение количества рабочего тела
приводит к уменьшению относительной величины утечки за-
ряда и сокращению поверхности теплообмена, приходящейся
61
на единицу массы рабочего тела (относительной поверхности
теплообмена-----. В результате совместного воздействия
С^зар /
этих трех факторов с увеличением нагрузки в карбюраторных
двигателях подогрев заряда несколько увеличивается и сред-
ний показатель политропы сжатия повышается.
В дизелях количество рабочего тела практически с из-
менением нагрузки почти не изменяется, поэтому характер
зависимости п\ от нагрузки здесь определяется лишь темпе-
ратурой деталей и утечками заряда. Как показывают экспе-
Рис. II 1.4. Изменение среднего показателя политропы
сжатия в дизелях в зависимости от нагрузки:
---двигатель «Татра-912», и = 1860 об/мин-,-двигатель
ЯМЗ-238, я = 1900 об/мин
риментальные данные, под воздействием этих двух факторов
средний показатель политропы сжатия сохраняет почти по-
стоянное значение и от нагрузки не зависит (рис. III.4).
Одним из важных параметров, оказывающих значитель-
ное влияние на теплообмен в процессе сжатия, является ве-
личина относительной поверхности контакта рабочего тела с
окружающими его деталями:
Лц __ aD2 __ const
где —поверхность контакта рабочего тела и деталей в
процессе сжатия;
а и b — коэффициенты, зависящие от хода поршня и фор-
мы камеры сгорания;
D — диаметр цилиндра.
При увеличении рабочего объема цилиндров за счет одно-
временного изменения D и S или только изменения одного
хода поршня относительная поверхность контакта умень-
шается, в результате чего уменьшается теплоотвод. Поэтому
двигатели с большими размерами (Кд, D и S) имеют и более
62
высокие значения среднего показателя политропы сжатия.
Это обстоятельство является одной из причин более низких
пусковых качеств дизелей с малыми размерами цилиндров,
в которых из-за низких значений особенно при холодном
пуске, температура и давление в конце сжатия могут ока-
заться недостаточными для воспламенения топлива.
При неизменном рабочем объеме относительная величи-
на поверхности контакта рабочего тела уменьшается с увели-
чением диаметра цилиндра (£>). Поэтому чем более коротко-
ходен двигатель, тем большие значения будет иметь средний
показатель политропы сжатия.
Значительное влияние на поверхность контакта оказывает
также тип камеры сгорания. При компактных камерах (на-
пример, сферической, клиновой) относительная поверхность
контакта рабочего тела с деталями уменьшается, что приво-
дит к снижению теплоотвода и к соответствующему повыше-
нию П\.
Использование алюминиевых сплавов вместо чугуна для
изготовления деталей цилиндро-поршневой группы позволяет
за счет меньшей тепловоспринимаемости и повышенной теп-
лопроводности алюминия значительно снизить их темпера-
туру, в связи с чем увеличивается отвод тепла от рабочего
тела и значения среднего показателя политропы сжатия
уменьшаются.
С повышением степени сжатия увеличиваются темпера-
тура и давление в конце процесса и возрастают в связи с
этим утечки рабочего тела. Однако одновременно с этим
сокращается поверхность камеры сгорания и уменьшается от-
носительная поверхность контакта рабочего тела с деталями.
В итоге совместного воздействия этих факторов показа-
тель п\ в зависимости от степени сжатия изменяется незна-
чительно, несколько уменьшаясь с ее повышением.
В двигателях с воздушным охлаждением температура теп-
лопередающей поверхности всегда выше, чем в деталях с
жидкостным охлаждением. Поэтому двигатели с воздушным
охлаждением имеют более высокие значения среднего пока-
зателя политропы сжатия.
При жидкостном охлаждении величина П\ зависит от тем-
пературы охлаждающей жидкости. Повышение температуры
охлаждающей жидкости или перегрев двигателя увеличивает
подогрев рабочего тела и П\ соответственно повышается. Сни-
жение температуры охлаждающей среды, наоборот, приводит
к усилению теплоотвода от рабочего тела и к уменьшению
среднего показателя политропы сжатия. Это, в частности,
наблюдается при пуске холодных двигателей, когда значе-
ния П\ настолько падают, что получающаяся при этом пока-
зателе в конце сжатия температура не обеспечивает развития
процесса сгорания и двигатель не запускается.
63
В связи с анализом зависимости П\ от теплового состоя-
ния двигателей необходимо заметить, что вообще все меро-
приятия, ведущие к снижению средней температуры деталей,
как, например, повышение скорости циркуляции воды, охла-
ждение днища поршня и т. п., снижают значения среднего
показателя политропы сжатия.
Определенное влияние на п\ оказывает также наддув. При
увеличении давления наддува сокращается поверхность охла-
ждения, приходящаяся на единицу массы рабочего тела, в
результате цего уменьшаются относительные тепловые поте-
ри и средний показатель политропы сжатия увеличивается.
В карбюраторных двигателях на величину соответст-
вующее влияние могут оказывать состав смеси и углы опере-
жения зажигания. При обогащении смеси увеличиваются за-
траты тепла на испарение топлива в процессе сжатия, что
равносильно отводу тепла от рабочего тела и должно вести
к снижению значений П\. Сильное обеднение смеси, наоборот,
должно вызывать повышение значений среднего показателя
политропы сжатия, причем не только и не столько за счет
снижения затрат тепла на доиспарение топлива, сколько за
счет усиления подогрева рабочего тела при повышенной тем-
пературе деталей цилиндро-поршневой группы в связи с мед-
ленным и длительным сгоранием.
Аналогично обеднению смеси на П\ должны влиять позд-
нее зажигание в карбюраторных двигателях и поздний
впрыск топлива в дизелях, также приводящие к невыгодному
протеканию процесса сгорания.
При износе цилиндро-поршйевой группы увеличиваются
утечки рабочего тела и значения среднего показателя поли-
тропы сжатия уменьшаются. Этим, в частности, объясняется
плохой запуск сильно изношенных двигателей. Наличие на-
гара на стенках камеры сгорания и днище поршня, отложе-
ние слоя накипи на наружной поверхности цилиндров ухуд-
шают условия охлаждения и вызывают увеличение подвода
тепла к рабочему телу, приводя к соответствующему повы-
шению значений
3.	Параметры конца процесса сжатия
К параметрам конца процесса сжатия относятся давле-
ние (рс) и температура (Гс) рабочего тела в конце сжатия.
Для определения этих параметров воспользуемся уравне-
нием политропического состояния рабочего тела в процессе
сжатия (Ш.1) и характеристическими уравнениями
paVa — GRTa
и
Р<УС = GRTct
64
?№ра,Та,рс,Тс — давления и температуры рабочего тела со-
ответственно в точках а и с (рис. Ш.1);
G — вес рабочего тела;
R—газовая постоянная рабочего тела.
Из уравнения (Ш.1)
/ \п'
РС = Ра^)
или
Рс=Ра^-
(Ш-2)
Из характеристических уравнений
Ра' Va а Va\Vc ) ~ a\VC J
и окончательно
тс = Тагп'-\	(Ш.З)
Пределы значений параметров конца процесса сжатия и
среднего показателя политропы сжатия для современных
двигателей при номинальных режимах приведены в табл. Ш.1.
1' аблица 111.1
Пределы изменения показателей процесса сжатия в современных
двигателях
Тип двигателя	Параметры и пределы их изменения		
	средний показа- тель политропы сжатия гц	давление конца сжатия р кГ1см*	температура конца сжатия тс, °к
Карбюраторные . * » . Дизели: с разделенными	1,34—1,37	6—12	600—750
камерами . . . с неразделенными	1,34-1,38	30—45	700—900
камерами . . ,	1,34—1,38. В отдельных случаях до 1,42	40—60	850—1050
3—165
Глава IV
ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ
1.	Физико-химические основы процесса сгорания
В отличие от термодинамического цикла, в кото-
ром предполагается подвод теплоты извне, рабочее тело в
реальных двигателях нагревается в результате осуществления
процесса сгорания.
Процесс сгорания представляет собой комплекс физико-
химических явлений, связанных с возникновением и быстрым
протеканием реакции окисления топлива, сопровождающейся
интенсивным выделением теплоты и световым излучением.
Сгорание занимает особое место среди остальных процес-
сов действительного цикла, так как его результатом является
повышение внутренней энергии сжатого рабочего тела, которая
в последующем преобразуется в работу расширения.
Из данных табл. 1.1 (см. главу I) 'следует, что несовер-
шенство процесса сгорания даже на номинальных режимах
работы обусловливает до 3/4 всех технических потерь и сни-
жает индикаторную работу действительного цикла по срав-
нению с термодинамической на 12—16%. При этом из-за не-
совершенства динамики сгорания использование теплоты
ухудшается на 3—7% вследствие повышения теплоемкости
рабочего тела (на 3—8%) и в результате неполноты сгорания
и диссоциации (на 2—3%)-
Исходя из этого основные требования к процессу сгорания
с точки зрения наилучшего теплоиспользования можно све-
сти к следующему:
—	максимальное приближение динамики сгорания к за-
кону подвода теплоты, принятому в термодинамическом цик-
ле, т. е. своевременность и высокая скорость сгорания;
—	максимальная полнота сгорания топлива и малая сте-
пень диссоциации продуктов окисления;
—	минимальное увеличение теплоемкости рабочего тела.
В качестве топлива для поршневых двигателей внутрен-
него сгорания обычно используются продукты переработки
нефти — бензин, лигроин, керосин, дизельное топливо, пред-
ставляющие собой смеси различных углеводородных соеди-
нений. Поэтому процесс сгорания таких топлив в конечном
счете сводится к химическим реакциям соединения углерода
и водорода с кислородом воздуха. С точки зрения химиче-
66
скбй кинетики в основе этих реакций лежит элементарный
акт столкновения молекул горючего и окислителя, в резуль-
тате которого разрушаются внутримолекулярные связи исход-
ных компонентов, замещаясь новыми.
Чтобы такой акт мог произойти, сталкивающиеся моле-
кулы должны обладать определенным запасом кинетической
энергии. Поэтому разрушение существующих и образование
новых связей осуществляется не во всех случаях, а только
при соударении определенной части наиболее быстро движу-
щихся молекул.
Скорость химической реакции, характеризуемая массой
вещества, прореагировавшего за единицу времени, зависит
от числа таких активных столкновений и выражается законом
Аррениуса
_ Е
w 'RT cTcQ кг/сек,	(IV.1)
где kQ— константа, определяющая общее число столкно-
вений молекул топлива и окислителя при единич-
ной их концентрации в секунду;
___Е
и
е — множитель, определяющий вероятную долю ак-
тивных столкновений, завершающихся образова-
нием продукта реакции;
р-/? — универсальная газовая постоянная;
Т—температура реагирующей смеси;
ст, с^ — соответственно мгновенные концентрации топли-
ва и окислителя.
В уравнении (IV.1) особую роль играет величина Е, ко-
торая получила название энергии активации. Энергия акти-
вации— это та минимальная дополнительная энергия, кото-
рую нужно сообщить молекулам при данных температуре и
давлении среды, чтобы их столкновение привело к разруше-
нию внутримолекулярных связей.
Величина энергии активации зависит от химической при-
роды топлива и физических условий, в которых происходит
сгорание. Если молекулы непрочны, имеют свободные неза-
мещенные связи и движутся с высокими скоростями, то энер-
гия активации обычно незначительна (0—0,8 ккал/моль).
Поэтому реакции с участием таких молекул легко возникают
и могут протекать самопроизвольно даже в нормальных ус-
ловиях. В случае, инертных молекул требуются очень высокие
значения энергии активации (десятки и даже сотни
ккал/моль) и реакции с участием таких молекул путем непо-
средственного их соединения практически невозможны и
могут осуществляться лишь в особых условиях.
Для углеводородов, входящих в состав топлив нефтя-
ного происхождения, энергия активации составляет 20—
3*	67
Рис. IV.1. Схема цепной ре-
акции:
Л — неразветвленная цепь: Б —
разветвленная цепь
40 ккал/моль. Вероятность непосредственного соединения
углеводородов с молекулами кислорода при таких условиях
ничтожно мала. Поэтому соударение основного количества
молекул, обладающих некоторой средней энергией, скорее
всего может приводить только к частичным структурным из-
менениям, в результате которых образуются различные про-
межуточные продукты, требующие, как правило, уже зна-
чительно меньшей энергии акти-
вации.
Быстротечность процесса окис-
ления реальных углеводородных
топлив и кратковременность су-
ществования промежуточных про-
дуктов чрезвычайно затрудняют
экспериментальное исследование
подлинного механизма сгорания.
По этой причине содержание и
последовательность отдельных
его стадий до настоящего вре-
мени полностью еще далеко не
изучены. Однако в результате
большого числа исследований
можно считать установленным, что сгорание в двигателях
представляет собой сложный многостадийный процесс, со-
провождающийся образованием различных активных проме-
жуточных продуктов, которые в ряде случаев могут способ-
ствовать дальнейщему развитию реакций, выполняя роль
катализаторов.
Такие реакции, в которых самоускорение процесса вызы-
вается продуктами промежуточных стадий, выполняющих
роль активных центров для продолжения процесса, называ-
ются цепными.
Современная теория цепных реакций разработана на ос-
нове критического использования многочисленных предшест-
вующих теорий горения и взрывов акад. Н. Н. Семеновым
и его школой. В соответствии с этой теорией цепная реакция
начинается с зарождения одного или нескольких активных
центров, способных вступать в реакцию и дать начало пер-
вым звеньям цепи. В конце каждого звена вновь появляются
активные центры (рис. IV. 1), от которых цепи продолжаются
дальше. При этом в случае образования одного активного
центра цепь продолжается в одном направлении и называет-
ся неразветвленной (Л). При появлении в конце каждого
звена двух и более активных центров цепь продолжается в
нескольких направлениях и носит название разветвлен-
ной (Б).
Цепной процесс продолжается до тех пор, пока не про-
изойдет обрыва цепи из-за гибели активных центров в ре-
68
зультате столкновения с инертными молекулами или со стен-
ками сосуда, в котором находятся реагирующие вещества.
Развитие разветвленной цепной реакции можно продемон-
стрировать на примере окисления водорода. Зарождение цепи
происходит в результате распада молекулы водорода при ее
столкновении с любой активной молекулой:
Н2 + М -> Н + Н + М.	(IV.2)
Каждый из образовавшихся атомов водорода, имея свобод-
ную валентность, является активным центром и дает начало
первому звену цепи
Н + О2-^ОН + О.	(IV.3)
Атом кислорода и гидроксильная группа, появляющиеся в
конце первого звена, образуют два активных центра, даю-
щих начало двум новым цепям:
О + Н2 Н + ОН;	(IV.4)
ОН + Н2-^Н + Н2О.	( V.5)
Первая из этих цепей вновь образует два активных центра,
от которых начинаются две следующие цепи по уравнениям
(IV.3) и (IV.4), а вторая — конечный продукт Н2О и один
активный центр.
Таким образом, в результате вступления в реакцию од-
ного атома водорода возникает удвоенное количество актив-
ных центров, из которых затем образуются две цепи, благо-
даря чему реакция идет с самоускорением.
Механизм окисления углеводородов, входящих в состав
моторных топлив, протекает намного сложнее, чем описанная
цепная реакция, и до конца еще не раскрыт. По современ-
ным представлениям, активными центрами первых стадий
цепных реакций сложных углеводородов могут быть органи-
ческие перекиси, гидройерекиси, альдегиды или продукты
термического распада — радикалы, непредельные и активизш
рованные молекулы и т. п.
Поскольку ход цепной реакции определяется вероятност-
ными законами, то в зависимости от температуры и давления
процесс может пойти по совершенно различным направле-
ниям. В реальных двигателях физические условия развития
процесса сгорания особенно сильно различаются в началь-
ный и последующий периоды, в связи с чем целесообразно
разделить процесс сгорания на две стадии — на воспламене-
ние топлива и на распространение пламени.
Воспламенение. В соответствии с законом Аррениуса
(уравнение IV. 1) процессы окисления при низких темпера-
69
турах протекают медленно и не могут привести к образова-
нию пламени. Для воспламенения топлива в двигателях не-
обходимо повысить кинетическую энергию молекул до такого
уровня, при котором скорость реакции резко возрастет.
В зависимости от способа повышения энергии реагирую-
щих молекул различают принудительное воспламенение и са-
мовоспламенение.
В случае принудительного воспламенения пламя обра-
зуется за счет сильного нагреаа небольшого объема горючей
смеси от какого-либо постороннего высокотемпературного ис-
точника тепловой энергии. Такими источниками могут быть,
например, электрический искровой разряд, пламя, накален-
ная поверхность в камере сгорания и т. п.
При самовоспламенении посторонний источник тепловой
энергии отсутствует и пламя образуется вследствие разогре-
ва до определенной температуры всей горючей смеси. В дви-
гателях это достигается предварительным сжатием рабочего
тела, в связи с чем такой способ называется воспламенением
от сжатия.
Несмотря на определенные различия указанных двух спо-
собов образования пламени, механизм воспламенения в
обоих случаях остается одинаковым и заключается в про-
грессирующем самоускорении химических реакций в резуль-
тате накопления в реагирующей системе активных промежу-
точных продуктов и теплоты.
По своей сущности воспламенение в двигателях внутрен-
него сгорания относится к цепочно-тепловым процессам.
Обычно начальная стадия процесса, как правило, является
чисто цепочной и протекает с очень незначительным выделе-
нием теплоты. В дальнейшем на определенном этапе скорость
цепных реакций возрастает и выделение теплоты увеличи-
вается. При этом, если выделение теплоты превысит тепло-
отвод, температура реагирующей среды начнет повышаться.
В результате этого увеличивается количество активных столк-
новений частиц и появляются новые цепи, что приводит к
саморазогреву смеси, вызывающему в свою очередь еще
большее повышение скорости реакций.
Прогрессивное самоускорение реакций сначала за счет
образования активных продуктов, а затем за счет разогрева
смеси приводит практически к мгновенному выделению теп-
лоты в зоне реакции. Температура этой зоны резко повы-
шается и появляется свечение образовавшихся продуктов —
пламя.
Таков примерно общий механизм воспламенения в двига-
телях. Однако в зависимости от физических условий его кон-
кретное протекание может быть различным.
При высоких температурах (1200—2300° К) соударение ча-
стиц настолько сильноА что возможен разрыв внутримолеку-
70
лярных связей с образованием свободных радикалов, кото-
рые образуют активные центры, порождающие цепные реак-
ции. В этом случае начальные цепные процессы протекают
чрезвычайно быстро, в результате чего сразу же возникает
саморазогрев смеси, приводящий к тепловому взрыву. При
таком воспламенении практически невозможно провести гра-
ницы между цепной и тепловой стадией. Поэтому оно назы-
вается высокотемпературным одностадийным. А так как вы-
сокотемпературное воспламенение происходит всегда в огра-
ниченной зоне, где имеется максимальная температура, то
его считают точечным.
Высокотемпературное одностадийное точечное воспламе-
нение характерно для двигателей с принудительным воспла-
менением рабочей смеси — карбюраторных и с впрыском лег-
кого топлива.
При менее высоких температурах (450—800° К) цепные
процессы в начале воспламенения протекают относительно
медленно. В этих условиях из-за недостаточной кинетической
энергии молекул при соударениях не происходит их распада,
но возможно образование неустойчивых промежуточных про-
дуктов соединения с кислородом, например, органических пе-
рекисей и т. п. После накопления таких соединений они мо-
гут интенсивно разлагаться с образованием альдегидов, сво-
бодных радикалов и других активных веществ. Поскольку в
процессе распада перекисей выделяется, как правило, очень
незначительное количество тепла, температура и давление ре-
агирующей смеси изменяются мало. Поэтому сопровождаю-
щее этот процесс свечение получило название холодного
пламени, а сам процесс называется холоднопламенным. Об-
разующиеся в результате холоднопламенной стадии альде-
гиды и свободные радикалы значительно активизируют ре-
агирующую смесь по сравнению с исходным состоянием, по-
этому роль холодного пламени при низкотемпературном,
воспламенении чрезвычайно велика. В определенных усло-
виях холодное пламя может возникать несколько раз, пока
накопленное в системе количество активных центров не вы-
зовет разогрева и теплового самоускорения реакции, приво-
дящего к появлению «горячего» пламени.
Такйм образом, при относительно низких температурах
воспламенение является многостадийным.
В отличие от высокотемпературного точечного низкотем-
пературное воспламенение обычнб происходит во многих точ-
ках объема подготовленной к сгоранию смеси, в связи сч'ем
оно условно называется объемным.
Низкотемпературное многостадийное воспламенение ха-
рактерно, для дизелей. При нарушениях нормального проте-
кания процесса сгорания оно может также наблюдаться в
двигателях с искровым зажиганием.
71
При многостадийном воспламенении тепловой взрыв на-
ступает через некоторый период времени после начала цеп-
ных процессов. Этот период времени называется задержкой
воспламенения. Продолжительность задержки воспламенения
(V.) обратно пропорциональна скорости химических реак-
ций, их тепловому эффекту и определяется концентрацией
исходных веществ, температурой среды и энергией актива-
ции:
Е
ъ. = Вр~те^т,	(IV.6)
где В и т — постоянные коэффициент и показатель;
р и Т — давление и температура реагирующей среды;
Е—энергия активации; ,
pJ? — универсальная газовая постоянная.
Из уравнения (IV.6) следует, что для сокращения т' не-
обходимо повышать давление и температуру среды и приме-
нять топливо с пониженной энергией активации.
Распространение пламени. Из появившихся очагов на-
чального воспламенения пламя распространяется по всему
объему реагирующей смеси. При этом под распространением
пламени понимается последовательное принудительное вос-
пламенение слоев свежей горючей смеси. Процесс воспла-
менения и сгорания каждого такого слоя происходит в узкой
зоне, разделяющей несгоревшую смесь от продуктов сгора-
ния. Эта зона носит название фронта пламени.
Механизм перемещения фронта пламени сводится к про-
никновению активных частиц и передаче теплоты за счет
диффузии и теплообмена из зоны реакции в прилегающие
к ней слои свежего заряда. Нагрев этих слоев при наличии
активных частиц приводит к быстрому саморазгону реак-
ции и воспламенению их с образованием новых активных
продуктов и выделением теплоты, которые в свою очередь
транспортируются далее в последующие слои несгоревшей
смеси.
Путь, который проходит фронт пламени нормально к
своей поверхности в единицу времени, называется нормаль-
ной скоростью распространения пламени (wH).
Если среда, в которой распространяется пламя, представ-
ляет собой однородную, гомогенную смесь и не имеет суще-
ственного вихревого движения, то одним из основных фак-
торов, определяющих нормальную скорость, является относи-
тельный состав горючей смеси, который характеризуется
коэффициентом избытка воздуха. Под последним понимается
отношение действительного количества воздуха, находящего-
ся в смеси, к тому его количеству, которое теоретически не-
обходимо для полного сгорания имеющегося в ней топлива.
72
Обычно коэффициент избытка воздуха выражается уравне-
нием
где GB — часовой расход воздуха, кг!ч\
/0 — количество воздуха, теоретически необходимое для
сгорания 1 кг топлива;
GT— часовой расход топлива, кг/ч.
Наибольшая скорость распространения пламени в бензо-
воздушной смеси достигается при а = 0,85^-0,9, так как в этом
случае температура газов во фронте пламени становится мак-
симальной и способствует ускорению прогрева и воспламе-
нения прилегающих слоев свежей горючей смеси. Нарис. IV.2
показано влияние состава горючей смеси на величину скоро-
сти распространения пламени для нескольких топлив.
Как видно из рис. IV.2, нормальная скорость распростра-
нения пламени значительно снижается как при чрезмерном
обогащении смеси (^<Ц так и при ее обеднении (а^> 1)
В случае сильного переобогащения или переобеднения смеси
пламя может погаснуть
вообще, что является
следствием резкого сни-
жения концентрации од-
ного из реагирующих ком-
понентов, приводящего к
такому уменьшению ско-
рости реакции, когда теп-
лоотвод начинает превы-
шать тепловыделение.
Составы переобога-
щенной и переобедненной
горючей смеси, при кото-
рых пламя гаснет, назы-
ваются соответственно
Рис. IV.2. Зависимость нормальной
скорости распространения племени от
состава горючей смеси:
1— водород: 2—ацетилен; 3 — окись угле-
рода; 4 — этилен; 5 — пропан; 6 — метан
верхним и нижним кон-
центрационными преде-
лами распространения
пламени. Эти пределы за-
висят от свойств топлив
и физических условий их
горения. Так, с повышением температуры они несколько рас-
ширяются, а при увеличении инертных разбавителей (напри-
мер, остаточных газов) сужаются.
В карбюраторных двигателях с искровым зажиганием при
использовании жидких топлив нефтяного происхождения
обычно amin = 0,3, а атах=1,3. В случае использования газо-
образных топлив или применения специальных методов за-
73
жигания рабочей смеси указанные пределы в этих двигате-
лях могут быть расширены в сторону обеднения.
По опытным данным, нормальная скорость распростране-
ния фронта пламени в неподвижной среде при атмосферном
давлении составляет всего 0,35—0,55 м/сек, что явно недо-
статочно для своевременного завершения тепловыделения.
Поэтому в камерах сгорания современных двигателей свежий
заряд подвергается обычно интенсивному завихрению, в ре-
зультате чего появляется неупорядоченное пульсирующее дви-
жение отдельных объемов рабочей смеси. Такое газодина-
мическое состояние рабочего тела называется турбулентным,
а средний размер объемов газа, частицы которых в данный
момент времени имеют примерно одинаковые по величине и
направлению скорости и движутся как одно целое, носит на-
звание масштаба турбулентности и обозначается I.
Если величина I соизмерима с толщиной фронта пламени,
то турбулентность считается мелкомасштабной. В случаях
Рис. IV.3. Схема распространения
фронта пламени при крупномас-
штабной турбулентности:
8 толщина фронта пламени
когда масштаб превышает
толщину фронта пламени,
турбулентность называется
крупномасштабной.
Мелкомасштабная тур-
булентность, усиливая про-
цессы переноса теплоты и
активных частиц, ускоряет
активацию и прогрев смеж-
ных слоев горючей смеси и
поэтому способствует уве-
личению нормальной скоро-
сти распространения фрон-
та пламени.
Под воздействием круп-
номасштабной турбулентно-
сти фронт пламени сильно
искривляется и даже разры-
вается на отдельные горя-
щие объемы (рис. IV.3).
При этом фактическое ко-
личество свежей смеси, од-
новременно участвующей ц
реакции, значительно увеличивается, а общее время сгорания
резко сокращается.
Скорость распространения турбулентного пламени цт мо-
жет быть представлена суммой двух составляющих:
+ Ви' м/сек,	(IV.7)
где —нормальная скорость движения фронта относитель-
но реагирующей среды, м/сек\
74
Ё — коэффициент, учитывающий интенсивность турбу-
лизации;
и’ — пульсационная составляющая скорости реагирую-
щей среды, м/сек.
При достаточной интенсивности пульсаций нормальная
скорость (иы) увеличивается до 4—5 м/сек и резко возра-
стает и', в результате чего скорость распространения турбу-
лентного пламени повышается до 40—50 м/сек. Отсюда мож-
но сделать вывод о том, что крупномасштабная турбулент-
ность является фактором, оказывающим решающее влияние
на распространение пламени в двигателях. Характерной осо-
бенностью турбулентного пламени является его 'значитель-
ная толщина, достигающая 20—25 мм, а также размытость
и нечеткость границ.
Описанный механизм распространения пламени возможен
только в гомогенной смеси горючего и окислителя, характер-
ной для двигателей с принудительным воспламенением.
В двухфазной гетерогенной смеси, когда часть топлива нахо-
дится в капельножидком состоянии, воспламенение проис-
ходит в зонах, насыщенных парами топлива. От этих очагов
пламя распространяется внутрь зон, где находится жидкое
топливо. Так как горение может происходить только в паро-
вой фазе, то при наличии капельного топлива распростране-
ние пламени определяется диффузионными процессами пере-
носа теплоты, испарения топлива и смешения его паров с
кислородом из наружных зон.
Поскольку. физические процессы тепло- и массообмена
протекают гораздо медленнее химических реакций, то в ге-
терогенной смеси именно они определяют время сгорания.
Такое горение двухфазной смеси называют диффузионным.
2. Процесс сгорания в двигателях с принудительным
воспламенением
Характер процесса сгорания в двигателях обуслов-
лен особенностями подготовки и зажигания рабочей смеси.
Для двигателей с принудительным воспламенением эти осо-
бенности следующие;
—	цилиндр заполняется заранее приготовленной рабочей
смесью, состоящей в основном из паров топлива и воздуха с
примесью некоторого количества остаточных газов;
—	к моменту воспламенения рабочая смесь сжимается до
давлений 9—13 кГ/см2 (0,9—1,3 мн/м2), при этом темпера-
тура ее повышается до 600—750° К;
—	смесь зажигается от точечного высокотемпературного
источника тепловой энергии в виде электрического разряда
между электродами искровой свечи.
75
Изменение параметров рабочего тела и выделение тепло*
ты при сгорании в двигателе с принудительным воспламене-
нием удобнее всего проследить по развернутой индикаторной
диаграмме (рис. IV.4).
чего тела в цилиндре карбюраторного двигателя
(двигатель М-21, дроссель — полный
п = 2000 об!мин):
/ — подача искры в цилиндр двигателя; 2 — начало ви-
димого сгорания; 3 — максимальное давление цикла;
4 — конец сгорания; I, II, III — фазы сгорания; р — дав-
ление газов в цилиндре; Т — температура газов в ци-
линдре; -уг- — относительное тепловыделение, — угол
^ц	3
опережения зажигания
Исходя из характера изменения параметров процесса сго-
рания в разные моменты времени его можно условно разде-
лить на следующие три фазы:
— первая фаза — зажигание смеси и формирование очага
пламени;
76
вторая фаза —распространение пламени по объему ка
Меры сгорания;
— третья фаза—догорание смеси.
Рассмотрим каждую из этих фаз более подро&но.
Первая фаза начинается (точка /) с момента возникно-
вения искры в результате электрического разряда между
электродами свечи под действием импульса высокого напря-
жения. Для своевременного развития процесса сгорания и
выделения теплоты при наивыгоднейших условиях импульс
высокого напряжения подается к свече в конце хода сжатия
примерно за 20—55° поворота коленчатого вала до прихода
поршня в н.м.т. Этот угол называется углом опережения
зажигания.
Искровой разряд характеризуется чрезвычайно большой
плотностью тока и интенсивным выделением теплоты в огра-
ниченном объеме, в результате чего температура в канале
искры повышается до 6000—10 000° К. Под воздействием та-
ких высоких температур в объеме рабочей смеси внутри ис-
крового канала и смежных с ним слоях немедленно без
какого-либо периода задержки возникают и начинают разви-
ваться цепные процессы, которые в результате саморазгона
приводят к тепловому взрыву и образованию начального оча-
га горения.
В начальной стадии, когда размеры очага меньше мас-
штаба турбулентности, развитие процесса сгорания происхо-
дит относительно медленно в связи с тем, что турбулентные
пульсации не могут оказывать влияния на очаг воспламене-
ния. Под действием этих пульсаций очаг пламени может
лишь перемещаться в камере сгорания как одно целое.
В дальнейшем, после того как размеры охваченного пламе-
нем объема превысят величину масштаба турбулентности,
очаг пламени под воздействием турбулентных пульсаций де-
формируется и разрывается, поверхность фронта пламени при
этом искривляется и резко увеличивается. С этого момента
на развитие процесса сгорания решающее влияние начинает
оказывать крупномасштабная турбулентность и скорость рас-
пространения пламени резко возрастает, достигая в некото-
рых случаях 50 м/сек. Окончание формирования очага пла-
мени, способного к такому быстрому распространению в тур-
булизированном заряде, является концом первой фазы.
Поскольку практически фактическое окончание первой
фазы установить чрезвычайно трудно, то условно концом ее
считается момент «отрыва» линии сгорания от кривой сжа-
тия, снятой при выключенном зажигании (рис. IV.4).
По данным А. Н. Воинова, в течение первой фазы сгорает
всего 1,4% рабочей смеси. Давление газа при этом повы-
шается весьма незначительно, примерно на 1% от макси-
мального давления сгорания.
77
Продолжительность первой фазы в современных двига-
телях (рис. IV.5) составляет 0,5—1 мсек (10—30° п. к. в.) и
при достаточной энергии искрового разряда зависит главным
образом от нормальной скорости распространения пламени,
которая в свою очередь определяется в основном составом
смеси.
Значительное влияние на продолжительность первой фазы
может оказывать мелкомасштабная турбулентность, которая
0,5 0,5 0.7 0,8 0,9 1,0 1,1 at
Рис. IV.5. Зависимость продолжи-
тельности первой и второй фаз, сго-
рания от состава смеси в карбюра-
торном двигателе (по И. М. Ленину):
<pj — продолжительность первой фазы;
продолжительность второй фазы
ускоряет процессы тепло-
обмена и диффузии ак-
тивных частиц и тем са-
мым способствует сокра-
щению времени развития
очага до требуемых раз-
меров.
Однако при слишком
большой интенсивности
эта турбулентность, уси-
ливая теплоотвод и утеч-
ку активных частиц из
зоны горения, может
также и отрицательно
сказываться на протека-
нии первой фазы.
Во время второй фа-
зы, которая начинается с
момента отрыва линии
сгорания от линии сжа-
тия (точка 2, рис. IV.4),
происходит распростране-
ние образовавшегося ранее фронта пламени по всему объему
камеры сгорания. Концом этой фазы условно считается мо-
мент достижения максимального давления в цилиндре (точ-
ка 3, рис. IV.4).
Основным фактором, определяющим скорость распростра-
нения пламени во второй фазе, является крупномасштабная
турбулентность. Кроме того, в условиях замкнутого объема
камеры сгорания фронт пламени может получать дополни-
тельное перемещение за счет расширения продуктов сгора-
ния, которые вследствие нагрева увеличиваются в объеме
в три — четыре раза. На рис. IV.6 показаны мгновенные по-
ложения фронта пламени в камере сгорания для ряда поло-
жений коленчатого Зала. Как можно видеть из этого рисун-
ка, при наличии направленного вихревого движения перед-
няя граница фронта пламени после первой фазы перемещает-
ся со скоростью 38—45 м/сек, при этом сам фронт пламени
движется по криволинейной траектории. В современных бы-
строходных двигателях, имеющих камеры сгорания с интен-
78
сивным вихреобразованием, максимальная скорость распро-
странения турбулентного пламени может быть еще выше и
достигает 40—50 и даже 60 м/сек.
Вторая фаза продолжается (рис. IV.5) в течение 1—
1,2 мсек (25—30° п. к. в.). За это время выделяется примерно
70—80% теплоты. Температура рабочего тела в конце этой
фазы повышается до 2200—2300° К, а давление достигает
максимума и составляет 35—45 кГ/см2 (3,5—4,5 мн/м2).
Искра - 20°
а
Рис. IV.6. Схема распространения-фронта пламени в камере сгорания дви-
гателя с принудительным воспламенением рабочей смеси (опыты А: Н. Вои-
нова) :
а — при отсутствии направленного вихревого движения заряда; б — при наличии на-
правленного вихревого движения заряда
Скорость выделения теплоты во второй фазе в значитель-
ной мере определяет степень ее последующего преобразова-
ния в работу расширения. Потери от несовершенства дина-
мики сгорания (ДЛд. сг) будут наименьшими, если макси-
мальное количество теплоты выделится при положении
поршня, близком к в. м. т. Растягивание второй фазы и ее за-
вершение при расширяющемся объеме рабочей полости резко
повышают эти потери и ухудшают теплоиспользование. Сле-
дует, однако, иметь в виду, что с увеличением темпа тепло-
выделения растет скорость нарастания давления в цилиндре.
Резкое увеличение давления газов воспринимается деталями
кривошипно-шатунного механизма как удар и отрицательно
влияет на их срок службы. В связи с этим скорость нараста-
79
dp
ния давления газов по углу поворота коленчатого вала
получила название «жесткости» работы двигателя.
За время всей второй фазы различают максимальную
(и среднюю (жесткости. Максимальная
\ dy /max г	\ Д<р /ср
жесткость характерна для середины второй фазы сгорания,
когда фронт пламени приобретает наибольшую скорость и,
проходя через участки камеры с наибольшим поперечным
сечением, имеет развитую поверхность. В это время в реак-
цйи одновременно участвует наибольшее количество рабочей
смеси. Современные двигатели со степенями сжатия £ = 64-7
имеют
= 14-1,2	7 fal 4-1,2
\ dy / max	’ см2-град \	’ м2-град /
При степенях сжатия £ = 84-10 максимальная жесткость зна-
чительно возрастает и составляет
=1,5-4-2 “Г До,154-О,2
\ d<? /max ’ см2-град \	’ я2>град /
Продолжительность второй фазы зависит главным обра-
зот от газодинамического состояния заряда, определяющего
его турбулентность, и величины пути фронта пламени. Фак-
торы, влияющие на нормальную скорость распространения
пламени (состав смеси, давление и температура среды), на
длительности этой фазы практически почти не сказываются.
В течение третьей фазы завершается окончательное рас-
пространение пламени в слоях смеси, расположенных у сте-
нок камеры сгорания, происходит рекомбинация продуктов
диссоциации и заканчиваются окислительные процессы по-
зади фронта турбулентного пламени и в отдельных очагах.
Эта фаза характеризуется значительным замедлением про-
цессов, так как у стенок камеры сгорания скорость распро-
странения пламени уменьшается из-за усиления теплоотвода
и ослабления турбулентности, а догорание обычно происхо-
дит в условиях недостатка кислорода и лимитируется мед-
ленным поступлением его из соседних объемов.
Вследствие замедления конечных процессов третья фаза
не имеет четко выраженного окончания. Ориентировочно
можно считать, что ее продолжительность составляет 1 —
1,5 мсек (204-35° п. к. в.).
В третьей фазе выделяется дополнительно к первым двум
фазам еще 10—15% располагаемой теплоты. В итоге общее
тепловыделение за процесс сгорания составляет 80—90%
теплоты, введенной в цилиндр массы топлива. Остальные
10—20% теплоты выпадают из процесса из-за неполноты сго-
рания и диссоциации, а также из-за интенсивной теплоот-
дачи в стенки рабочей полости.
80
В связи с продолжающимся выделением теплоты темпе-
ратура газов в третьей фазе еще несколько повышается, до-
стигая 2300—2500° К, в то время как давление в цилиндре
из-за увеличения рабочей полости при расширении сни-
жается.
На продолжительность третьей фазы оказывают решаю-
щее влияние физико-химические свойства смеси, в первую
очередь ее состав и содержание остаточных газов. Некото-
рую положительную роль здесь играет мелкомасштабная тур-
булентность, которая увеличивает скорость тепло- и массооб-
мена и способствует завершению окислительных процессов
в зонах с недостаточным количеством какого-либо компо-
нента.
3. Влияние различных факторов на процесс сгорания
в двигателях с принудительным воспламенением
Как следует из предыдущего, основными условия-
ми, определяющими протекание процесса сгорания в двига-
телях с принудительным воспламенением, являются:
—	температура и давление рабочей смеси в начале вос-
пламенения;
—	концентрация топлива, окислителя и инертных (оста-
точных) газов;
—	интенсивность процессов тепло- и массообмена.
Эти условия зависят от ряда различных эксплуатацион-
ных и конструктивных факторов.
Эксплуатационные факторы
Состав смеси. Качественный состав горючей смеси непо-
средственно определяет концентрацию реагирующих веществ.
При отклонении от стехиометрического состава (а=1) проис-
ходит неполное использование избыточного компонента, что
влечет за собой уменьшение теплоты сгорания единицы мас-
сы горючей смеси и температуры горения, определяющей
нормальную скорость распространения пламени. В обога-
щенных смесях это происходит за счет неполного окисления
топлива, а в обедненных — вследствие разбавления балла-
стом (излишним воздухом).
Из рис. IV.5 следует, что оптимальной с точки зрения
сокращения продолжительности второй и особенно первой
фазы сгорания является обогащенная горючая смесь (а =
= 0,854-0,90). При этом же составе смеси быстрее завершает-
ся и третья фаза. Поэтому обогащение смеси до определен-
ного предела улучшает динамику сгорания, снижая соответ-
ствующие потери (рис. IV.7). Однако при этом несколько
81
увеличиваются потери, связанные с ростом теплоемкости ра-
бочего тела, и значительно возрастают потери вследствие
неполноты сгорания топлива.
В результате комплексного влияния указанных причин эф-
фективность использования теплоты сгорания обогащенных
смесей в целом ухудшается, а расход топлива увеличивается.
Рис. IV.7. Влияние состава смеси на отдельные
составляющие, технических потерь действитель-
ного цикла:
д.сг
— потери вследствие
несовершенства
дина-
мики сгорания;
—• потери
вследствие
непол-
ноты сгорания;
р.т
“Q
m
— потери
вследствие
изме-
нения теплоемкости рабочего тела
Однако, несмотря на это, увеличение абсолютного количе-
ства топлива, вводимого в двигатель при а<1, приводит к ро-
сту полезной работы цикла, а следовательно, и мощности
двигателя.
В обедненных смесях (а>1) за счет избытка воздуха
обеспечивается практически полное окисление топлива, в свя-
зи с чем потери, обусловленные неполнотой сгорания, здесь
резко снижаются. Кроме того, в этом случае уменьшается
теплоемкость продуктов сгорания, что приводит также к со-
кращению соответствующих потерь. Однако динамика сго-
рания обедненных смесей из-за снижения концентрации топ-
82
лива резко ухудшается, результатом чего является увеличен
ние потерь, связанных с законом тепловыделения. В итоге
при обеднении смеси до определенных пределов (а =
= 1,054-1,15) экономичность двигателей улучшается, а мощ-
ность несколько снижается.
Значительное обеднение горючей смеси (а = 1,2-?-1,25)
обычно приводит к неустойчивой работе двигателей, что яв-
ляется следствием резкого возрастания неидентичности цик-
лов. Последняя объясняется неодинаковым для каждого из
циклов составом смеси в зоне формирования пламени. Когда
смесь богата топливом, некоторые колебания ее состава в
зоне свечи не оказывают заметного влияния на воспламене-
ние, в то время как при бедной смеси даже небольшое из-
менение ее состава в сторону обеднения может привести к
резкому ухудшению воспламенения, затягиванию первой
фазы и запаздыванию тепловыделения в целом. В таком цик-
ле максимальное давление сгорания оказывается очень низ-
ким и воспринимается как перебой в работе двигателя.
При очень сильном обеднении смеси (а> 1,25), например
при запуске холодного двигателя или при перебоях в пода-
че топлива, работа двигателя сопровождается вспышками
горючей смеси во впускном трубопроводе и карбюраторе, ко-
торые являются следствием настолько медленного развития
процесса сгорания, что некоторая часДь топлива догорает не
только во время расширения, но и при выпуске. В результате
этого свежий заряд', поступающий в цилиндр, зажигается от
горящих газов и весь объем смеси во впускном трубопроводе
и карбюраторе вспыхивает.
Число оборотов. Скоростной режим двигателя определяет
газодинамическое состояние заряда в цилиндре. Возникаю-
щее при наполнении вихревое движение заряда усиливается
почти пропорционально числу оборотов коленчатого вала, по-
этому повышение скоростного режима значительно увеличи-
вает турбулизацию смеси, интенсифицирует процессы пере-
носа теплоты и активных частиц, ускоряя тем самым про-
цесс сгорания в целом (рис. IV.8). При этом наибольшее уско-
рение процесса обычно наблюдается во второй половине вто-.
рой фазы.
Однако, как свидетельствуют опыты, время развития вто-
рой и особенно первой и третьей фаз уменьшается медленнее,
чем растет число оборотов, В связи с этим по углу поворота
коленчатого вала при повышении скоростного режима дви-
гателя продолжительность процесса сгорания увеличивается,
а потери АЛд.Сг возрастают. Чтобы компенсировать это явле-
ние и обеспечить своевременное тепловыделение, при повы-
шении числа оборотов увеличивают угол опережения зажига-
ния 0 (рис. IV.9). В этом случае удается даже несколько
СНИЗИТЬ ДЛд.сг.
83
Рис. IV.8. Зависимость продолжительности фаз
процесса сгорания от числа оборотов (по опытам
Л. С. Сухаревой, НАМИ; отсек двигателя
ЗИЛ-375, дроссель — полный):
и т// — продолжительность первой и второй фаз по
времени, ?/ и ?//—продолжительность первой и второй
фаз по углу поворота коленчатого вала
Рис. 1V.9. 3 ависимость оптимального угла опережения
зажигания от числа оборотов коленчатого вала (двигатель
ГАЗ-66, дроссель — полный)
84
Нагрузка. Уменьшение нагрузки а карбюраторном двига-
теле сопровождается почти пропорциональным изменением
коэффициента наполнения которое осуществляется путем
дросселирования горючей смеси. При этом обратно пропор-
ционально т]у изменяется коэффициент остаточных газов уг,
загрязняющих свежую смесь и снижающих относительную
концентрацию реагирующих компонентов. Кроме того, умень-
шение давления конца наполнения при дросселировании рез-
ко снижает давление и температуру в конце сжатия.
Рис. IV.10. Зависимость продол-
жительности фаз процесса сгора-
ния от нагрузки (двигатель ГАЗ-66,
/г = 2000 об/мин, угол опережения
зажигания — оптимальный):
— продолжительность первой фазы;
?// —продолжительность второй фазы
Рис. IV.11. Зависимость оптималь-
ного угла опережения зажигания
от нагрузки (двигатель ГАЗ-66,
/1 = 2000 об!мин)
Все это сокращает скорость развития очага пламени в
первой фазе. По этим же причинам снижается нормальная
скорость распространения пламени во второй и третьей фа-
зах, а их протекание замедляется (рис. IV.10).
Отрицательное влияние дросселирования горючей смеси,
малозаметное -в начале прикрытия дроссельной заслонки,
становится весьма значительным при малых нагрузках и осо-
бенно при малых оборотах холостого хода.
Чтобы в какой-то мере компенсировать ухудшение дина-
мики сгорания, при дросселировании приходится прибегать
к обогащению горючей смеси, причем тем более значитель-
ному, чем выше дросселирование. Обогащение смеси приво-
дит к неполному сгоранию, в результате чего в отработав-
ших газах появляется значительное количество СО и Н2. Эти
продукты неполного сгорания, ослабляя инертность остаточ-
ных газов, делают их частично горючими и уменьшают вред-
ное влияние дросселирования на рабочий процесс. Однако
85
ййтёрй бт йеЯблиоты сгорания при этом ёсогда возрастают.
Для каждого нагрузочного режима существует свой опти-
мальный состав смеси, обеспечивающий наилучщую дина-
мику сгорания при минимальных потерях; вызванных непол-
нотой сгорания.
Помимо обогащения смеси ухудшение процесса сгорания
при дросселировании может частично компенсироваться уве-
личением угла опережения зажигания (рис. IV.11). При бо-
лее раннем зажигании процесс сгорания сдвигается в сто-
рону в. м.т. и протекает в более выгодных условиях.
Совместное влияние обогащения смеси и опережения за-
жигания позволяет обычно значительно уменьшить продол-
жительность сгорания в целом и сократить тем самым уве-
личение потерь, связанных с. динамикой тепловыделения.
Углы опережения зажигания. Для максимального сниже-
ния потерь от несовершенства динамики сгорания тепловы-
деление должно осуществляться не только с большой ско-
ростью, но и своевременно — при положении поршня, близ-
ком к в. м.т. Вследствие конечной скорости сгорания при-
ходится зажигать смесь раньше в. м.т., с тем чтобы .основное
тепловыделение было закончено, когда коленчатый • вал по-
вернется не более чем на 15—20° после в. м.т. (рис. IV.12).
С учетом продолжительности первой фазы сгорания /опти-
мальный угол опережения зажигания на номинальных режи-
мах в современных двигателях составляет обычно 25—40°
н. к. в. Отклонение угла опережения зажигания от оптималь-
ного приводит к смещению кривой тепловыделения относитель-
но в. м.т. и влечет за собой увеличение соответствующих по-
терь (А£д.сг), хотя скорость сгорания при этом может оста-
ваться неизменной (рис. IV.13).
При позднем зажигании значительная часть тепловыделе-
ния переносится на линию расширения и в увеличивающемся
объеме камеры сгорания не происходит требуемого повыше-
ния давления. Работа расширения при этом снижается, а
температура газов в конце расширения повышается. В слу-
чае увеличения угла опережения зажигания своевременность
тепловыделения улучшается. Однако при этом возрастает от-
рицательная работа в конце сжатия, так как поршню прихо-
дится преодолевать резко увеличивающееся от сгорания дав-
ление газов. Кроме того, при чрезмерно раннем зажигании
значительно возрастают давление и температура в цилиндре,
что вызывает возникновение детонационного сгорания, сущ-
ность которого будет рассмотрена ниже.
Наивыгоднейший угол опережения зажигания зависит от
продолжительности первой и второй фаз, поэтому, как уже
указывалось выше, при повышении числа оборотов и сни-
жении нагрузки угол опережения зажигания необходимо уве-
личивать.
86
Рис. IV.12. Индикаторные диаграммы карбюра-
торного двигателя при различных углах опереже-
ния зажигания:
% УГ0Л опережения зажигания
Рис. IV. 3. Влияние угла опережения зажи-
гания на изменение технических потерь,
связанных с несовершенством динамики
сгорания:
1 — полная нагрузка; 2 — частичная
^опт ~ оптимальный угол опережения
Ния; 9^	— эксплуатационный угол
нагрузка;
зажига-
опереже-
ния зажигания
87
Конструктивные факторы
Степень сжатия. С увеличением степени сжатия повыша-
ются давление и температура заряда перед зажиганием, что
положительно сказывается на воспламенении топлива и про-
текании первой фазы сгорания. Однако при этом уменьшает-
ся объем камеры сгорания, в связи с чем увеличивается от-
Fc
носительная величина ее поверхности -у- и возрастает отно-
сительное количество горючей смеси, соприкасающееся с
охлаждаемыми стенками. Эти пристеночные слои, от которых
интенсивно отводится теплота, сгорают с уменьшенной ско-
ростью. Поэтому продолжительность третьей фазы сгорания
при повышении степени сжатия несколько возрастает.
Таким образом, увеличение степени сжатия положительно
сказывается в основном только на термическом к. п. д. цик-
ла. Технические потери, связанные с динамикой сгорания,
его полнотой и повышением теплоемкости рабочего тела, при
росте степени сжатия могут даже несколько возрастать, сни-
жая в определенной степени эффект сокращения термодина-
мических потерь.
Форма и размеры камеры сгорания. Формами размеры ка-
меры сгорания определяют:
— относительную величину поверхности охлаждаемых
Fc
стенок ;
* с
—	газодинамическое состояние заряда (турбулентность);
—	величину пути пламени.
р
Относительная поверхность камеры сгоранияобуслов-
ливает количество заряда, находящегося в пристеночных
слоях и замедленно догорающего в течение третьей фазы.
р
Чем больше -гг-, тем интенсивнее теплоотвод и тем больше
"с
продолжительность третьей фазы. Наименьшую относитель-
ную поверхность имеют полусферические камеры сгорания,
а наибольшую — Г-образные с нижним расположением кла-
панов. Очень малые тепловые потери имеет камера в го-
ловке поршня, так как, несмотря на большую относительную
поверхность, она значительно меньше охлаждается.
Для обеспечения турбулизации заряда камере сгорания
придается специальная форма, обеспечивающая возникнове-
ние вихревого движения смеси при впуске и особенно в про-
цессе сжатия. Завихрение улучшает гомогенизацию рабочей
смеси и особенно положительно влияет на динамику сгора-
ния во второй и третьей фазах. Для увеличения турбулиза-
ции заряда применяют тангенциальное расположение впуск-
ных патрубков в головке, а также специальные вытеснители,
которые усиливают , завихрение в процессе сжатия. Чем
88
больше относительная площадь вытеснителей, тем быстрее
протекает сгорание во второй фазе.
Путь пламени в основном определяется размерами каме-
ры сгорания, числом и расположением искровых свечей. Для
сокращения пути пламени свечу целесообразно размещать
в центре камеры, как это делается в полусферических каме-
рах сгорания. Боковое расположение свечи, которое часто
оказывается наиболее приемлемым по конструктивным сооб-
ражениям, удлиняет путь пламени почти вдвое. При очень
больших размерах цилиндров применяются две свечи, вос-
пламеняющие смесь с двух сторон, что обычно использова-
лось в авиационных поршневых двигателях.
Форма камеры сгорания определяет текущую величину
площади фронта пламени по мере его удаления от свечи и,
таким образом, обусловливает мгновенное количество смеси,
принимающей участие в реакции. Пользуясь этим, можно в
определенных пределах управлять динамикой тепловыделе-
ния при разработке конструкции двигателя.
На динамику тепловыделения влияет также наличие и
расположение «горячих пятен»: выпускного клапана и слабо
охлаждаемых участков поверхности камеры сгорания. Для
наилучшего развития первой фазы целесообразно, чтобы от
этих «горячих пятен» разогревалась зона смеси вблизи ис-
кровой свечи, где образуется начальный очаг пламени.
Современные двигатели с принудительным воспламене-
нием имеют камеры сгорания, в конструкции которых так
или иначе учтены указанные положения. Наиболее распро-
страненные типы современных камер сгорания будут рас-
смотрены в главе VI.
Параметры искрового разряда. Надежность зажигания и
продолжительность первой фазы зависят от количества теп-
лоты, выделяющейся при искровом разряде. Рост тепловой
энергии разряда увеличивает объем смеси, прогреваемой до
температуры воспламенения, повышает тепловыделение этого
начального очага и уменьшает время формирования фронта
пламени, способного к быстрому самопроизвольному распро-
странению. Большое значение при этом имеют скорость и
продолжительность выделения теплоты. Однако положитель-
ный эффект повышения энергии разряда наблюдается только
до определенного момента, при котором достигается надеж-
ное и достаточно быстрое зажигание. Дальнейшее увеличе-
ние энергии влияет значительно меньше и не вызывает за-
метного улучшения протекания первой фазы процесса сго-
рания.
Значительная часть электрической энергии, запасенной
в системе зажигания, затрачивается обычно на ионизацию
газового промежутка, а также рассеивается в объеме каме-
ры сгорания, и только 10—20% идет непосредственно на на-
89
грев смеси в зоне Искры. Поэтому электрическая энергия
должна значительно превышать требуемое для эффективного
зажигания минимальное количество теплоты. Продолжитель-
ность выделения этой энергии зависит от характеристики си-
стемы зажйгайия и определяется соотношением емкостной и
индуктивной составляющих разряда. Повышение индуктивно-
сти высоковольтного контура увеличивает продолжитель-
ность разряда при том же общем запасе энергии в системе.
Энергия электрического разряда может быть значительно
повышена также путем увеличения амплитуды и продолжи-
тельности импульса напряжения на электродах свечи, что в
последнее время реализуется в транзисторных системах за-
жигания.
Повышение эффективности использования энергии разря-
да возможно и путем предварительной ионизации смеси.
Наиболее ценным следствием увеличения тепловой энер-
гии источника зажигания следует считать возможность рас-
ширения пределов обеднения рабочей смеси и увеличение
таким образом степени теплоиспользования в двигателе.
Максимальный положительный эффект от применения но-
вых источников зажигания наблюдается при запуске, а также
в случае работы двигателя на малых нагрузках и холостом
ходу, когда образование очага пламени наиболее затруднено
вследствие большой загрязненности смеси остаточными га-
зами.
4.	Детонационное сгорание
При определенных условиях рассмотренное выше
нормальное протекание процесса сгорания может нарушать-
ся и переходить в особый вид взрывного сгорания, сопровож-
дающийся резкими и звонкими металлическими стуками. При
очень сильных стуках падает мощность и снижается эконо-
мичность двигателя, он перегревается, а в отработавших га-
зах появляется черный дым. Такое сгорание называется де-
тонационным.
Природа детонационного сгорания обусловлена чрезвы-
чайно большим числом факторов, очень сложна и трудно
поддается экспериментальному исследованию. Поэтому до
настоящего времени нет общепринятой теории, полностью
объясняющей природу и механизм возникновения детонации
в двигателях. Наиболее вероятное толкование этого явления,
основанное на экспериментальных исследованиях А. С. Соко-
лика и А. Н. Воинова, сводится к следующему.
По мере развития процесса сгорания давление в цилин-
дре повышается и свежий заряд, еще не охваченный пламе-
нем, подвергается интенсивному сжатию, вследствие чего его
температура значительно повышается. Так, по данным рас-
90
четов при увеличении давления за время второй фазы
с 10—12 до 30—40 кГ1см2 (с 1 —1,2 до 3—4 мн/м2) темпера-
тура рабочего тела возрастает от 500—600 до 850—950° К.
Поэтому уже с самого начала процесса сгорания в несгорев-
шей части заряда начинают зарождаться и самоускоряться
цепные процессы, характерные для низкотемпературного мно-
гостадийного самовоспламенения. В итоге этих процессов
образуются нестойкие органические перекиси, которые при
Рис. IV.14. Схема, распространения фронта
пламени при умеренной детонации
(опыты А. Н. Воинова)
накоплении бурно распадаются с возникновением холодного
пламени. При дальнейшем повышении температуры может
происходить вторая и последующие холоднопламенные ста-
дии, в результате чего несгоревшая смесь чрезвычайно акти-
визируется и оказывается на границе теплового взрыва. В та-
ких условиях любое местное увеличение концентрации актив-
ных продуктов в сочетании со случайным повышением дав-
ления и температуры вызывает самовоспламенение этой ча-
сти заряда.
Возникновение очагов самовоспламенения доказано мно-
гочисленными фоторегистрациями, одна из которых показана
на рис. IV. 14. Как видно из этого рисунка, очаг самовоспла-
менения А образовался впереди основного фронта пламени,
91
вблизи от пристеночных слоев, где холоднопламенные про-
цессы наиболее интенсивны. От этого очага начинает рас-
пространяться свой фронт пламени, положения которого от-
мечены цифрами условной шкалы, каждое деление которой
равно 0,66 • 10-5 сек.
Возникший фронт пламени распространяется крайне не-
равномерно. В зонах, где предпламенные процессы не были
интенсивными и не накопилось достаточного количества ак-
тивных продуктов, пламя перемещается сравнительно мед-
ленно (направление С)—до 200 м/сек. Но зато в направле-
нии В, где смесь оказалась хорошо активизированной, ско-
рость движения фронта значительно возрастает, достигая в
данном опыте 750 м/сек. В таких зонах величина скорости
пламени становится соизмеримой со скоростью звука или
даже может превышать ее.
Любое возмущение в упругой среде может перемещаться
с конечной скоростью, равной, как известно, скорости рас-
пространения звука.
При скоростях движения фронта меньших скорости звука
выделение теплоты, расширяя газ, вызывает дополнительное
перемещение передней границы фронта, которое компенси-
рует повышение температуры в зоне горения и тем самым
препятствует местному увеличению давления. В случае же
когда скорость распространения фронта равна звуковой, та-
кого дополнительного перемещения его передней границы не
происходит. Поэтому повышение температуры совсем в не-
расширяющемся или малорасширяющемся объеме обуслов-
ливает местное повышение давления. В результате образует-
ся скачок давлений между фронтом пламени и остальным
зарядом. Этот скачок в виде волны движется вперед со ско-
ростью звука. Так появляется ударная волна.
Из рис. IV.14 видно, что ударная волна возникла в ре-
зультате ускорения пламени в зоне В и начала распростра-
няться вверх со скоростью 1200 м/сек.
Повышение давления во фронте ударной волны приводит
к соответствующему местному повышению температуры. По-
этому, проходя по несгоревшей, но уже активизированной
смеси, ударная волна вызывает ее самовоспламенение, до-
полнительный разогрев газа и еще большее повышение дав-
ления. Под действием этого давления фронт пламени прину-
дительно ускоряется и скорость его может превысить ско-
рость звука. Такое ускорение видно на рис. IV.14 слева от
зоны В.
Если местное повышение давления в ударной волне ста-
новится очень высоким, то свежий заряд успевает воспламе-
ниться и сгореть в самом фронте ударной волны. В этом слу-
чае последовательно воспламеняются слои заряда не путем
обычного переноса теплоты и активных частиц, а за счет
92
энергии ударной волны. Такое распространение пламени,
когда химические превращения успевают полностью завер-
шиться в самой ударной волне, называется детонационным.
В отличие от ударной в детонационной волне выделяется
энергия, что значительно увеличивает местное повышение
давления и повышает скорость ее распространения. В от-
дельных опытах зарегистрирована скорость распространения
детонационной волны до 2300 м/сек, что в несколько раз
превышает скорость распространения звука в свежем заряде,
равную 500—600 м/сек.
Попадая в область полностью сгоревшей смеси, детона-
ционная волна лишается добавочной энергии от химических
превращений топлива в ее фронте и вырождается в обыкно-
венную ударную, перемещающуюся со скоростью звука, рав-
ной для горячих продуктов сгорания 1000—1200 м/сек.
Чаще всего детонационные волны образуются не в пря-
мых ударных волнах, а в результате их отражения от стенок
цилиндра или камеры сгорания. На рис. IV. 14 показано, что
детонационная волна появляется в ударной волне, отражен-
ной из точки D. Детонационные волны в свою очередь отра-
жаются от стенок рабочей полости с образованием так на-
зываемой ретонационной волны (волна из точки С).
При сильной детонации может последовательно возни-
кать несколько очагов самовоспламенения, генерирующих
несколько ударных волн, которые в свою очередь переходят
в детонационные.
При встрече ударных и детонационных волн со стенками
цилиндра, камеры сгорания или с днищем поршня возникает
удар, вызывающий высокочастотные колебания этих дета-
лей, воспринимаемые как звонкий металлический стук. Чем
больше амплитуда давления во фронте волны, тем сильнее
этот стук. Ударные волны вызывают сравнительно слабые
стуки, а детонационные — с большой амплитудой давле-
ний — сопровождаются ударами большой силы. Возникающая
при этом вибрационная нагрузка на детали двигателя может
вызвать выкрашивание антифрикционного сплава в подшип-
никах коленчатого вала. Сдувание детонационными волнами
смазки с верхнего пояса цилиндра ускоряет его износ.
Значитёльное местное повышение температуры во фронте
детонационной волны приводит к частичной диссоциации
продуктов сгорания с образованием углерода, который затем
уже не успевает окислиться. Возможно также неполное сго-
рание смазочного масла. Поэтому сильная детонация сопро-
вождается дымным выпуском, падением мощности и сниже-
нием экономичности двигателя из-за роста неполноты сгора-
ния. Однако самым вредным последствием детонации яв-
ляется резкое увеличение теплоотдачи в местах встречи удар-
ных и детонационных волн с поверхностью деталей двигателя.
93
В связи с этим детонационное сгорание приводит к местному
повышению температуры, следствием чего является увеличе-
ние тепловых нагрузок деталей и снижение их надежности и
долговечности. При длительной работе с детонацией возмо-
жен общий перегрев двигателя.
Таким образом, детонационное сгорание отрицательно
влияет на рабочий процесс и долговечность деталей криво-
шипно-шатунного механизма и при эксплуатации двигателей
его следует избегать.
5.	Влияние различных факторов на детонацию
и меры борьбы с ней
Поскольку источником детонации является само-
воспламенение смеси перед фронтом пламени, то возникнове-
ние детонационного сгорания, в сущности, определяется со-
отношением периода задержки самовоспламенения топлива
и времени распространения основного фронта пламени. По-
этому все факторы, усиливающие интенсивность предпламен-
ных процессов, способствуют возникновению детонации, а все
факторы, повышающие скорость распространения основного
пламени, препятствуют ее появлению. Рассмотрим этот во-
прос более детально.
Сорт топлива. Групповой состав топлива определяет энер-
гию активации молекуд и тем самым обусловливает склон-
ность к возникновению предпламенных окислительных про-
цессов, способствующих детонации. Антидетонационные свой-
ства топлива оцениваются октановым числом.
Октановое число представляет собой процентное содер-
жание изооктана, обладающего высокой детонационной стой-
костью, в смеси с легкодетонирующим нормальным гепта-
ном, эквивалентной по своим антидетонационным свойствам
данному топливу. Чем выше октановое число, тем труднее
вступает в реакцию окисления и воспламеняется топливо и
тем выше его антидетонационные свойства.
Наиболее склонны к детонации топлива с содержанием
предельных углеводородов нормального парафинового ряда,
имеющих непрочную структуру молекул. Лучшими антиде-
тонационными свойствами обладают циклические и особенно
ароматические углеводороды бензольного ряда, структура
молекул которых обеспечивает им достаточно высокую проч-
ность.
Современные методы переработки нефти позволяют полу-
чать бензин с октановыми числами от 72 до 93 пунктов. При
использовании высоких степеней сжатия бензины с октано-
вым числом 66-72 не обеспечивают нормальной бездетонаци-
онной работы двигателей. Поэтому их антидетонационные
качества повышаются путем добавления специальных анти-
94
Детонаторов, представляющих собой в большинстве случаев
различные металлоорганические соединения. Механизм дей-
ствия антидетонаторов, по всей вероятности, заключается в
частичной дезактивации нестойких активных молекул в про-
цессе столкновений с молекулами металла.
Основу большинства современных антидетонациоНных
присадок составляет тетраэтилсвинец РЬ(С2Н5)4. Основными
недостатками тетраэтилсвинца являются его чрезвычайно
высокая токсичность и недостаточная стабильность октано-
вого числа топлив в различных условиях эксплуатации. Кро-
ме того, он образует вредные отложения в камере сгорания.
Рис. IV.15. Влияние числа оборотов двигателя на
требуемое октановое число топлива (опыты
Л. С. Сухаревой, НАМИ, отсек двигателя
ЗИЛ-375):
1—полусферическая камера сгорания; 2 — полуклиновая
камера сгорания с вытеснителями
Поэтому в последнее время разработан эффективный анти-
детонатор на основе марганца — циклопентадиенилтрикарбо-
нил марганца (ЦТМ). Этот антидетонатор обладает мень-
шей токсичностью, но имеет более высокую стоимость, чем
тетраэтилсвинец.
Число оборотов двигателя. При увеличении числа оборо-
тов коленчатого вала усиливается турбулизация заряда,сни-
жаются давление и температура конца сжатия и увеличи-
вается относительное содержание в рабочей смеси остаточ-
ных газов. В результате этого, с одной стороны, повышается
скорость распространения основного фронта пламени и со-
кращается продолжительность воздействия высоких темпе-
ратур и давлений на наиболее удаленные объемы рабочей
смеси, а с другой стороны, снижается интенсивность пред-
пламенных процессов в этих объемах. Указанные обстоя-
тельства приводят к уменьшению вероятности появления де-
тонации с повышением скоростного режима. Поэтому при
увеличении числа оборотов снижаются, например, требова-
ния к октановому числу топлива (рис. IV.15), а при том же
октановом числе тогглива в быстроходных' двигателях может
95
быть несколько повышена степень сжатия по сравнению с
более тихоходными двигателями.
Нагрузка. Изменение нагрузки значительно влияет на па-
раметры смеси в конце сжатия. Вследствие дросселирования
давление и температура заряда в момент зажигания при ча-
стичных нагрузках заметно
личество остаточных газов
снижаются, а относительное ко-
увеличивается. Кроме того, с
Рис. IV.16. Зависимость требуе-
мого октанового числа топлива от
нагрузки (опыты И. В. Марковой,
НАМИ; двигатель МеМЗ-966, е = 7,
п = 2600 об/мин)
уменьшением количества вво-
димого топлива уменьшаются
температура и давление рабо-
чего тела в процессе сгорания.
Тепловое состояние двигателя
при этом обычно также пони-
жается. Все эти факторы прак-
тически исключают появление
очагов самовоспламенения и
резко сокращают возможность
возникновения детонации при
малой нагрузке. С повыше-
нием нагрузки склонность дви-
гателя к детонации резко воз-
растает, что косвенно подтвер-
ждается повышением требований к октановому числу топ-
лива (рис. IV. 16).
Состав смеси. Состав горючей смеси сам по себе мало
влияет на зарождение предпламенных процессов и возникно-
вение очагов самовоспламенения. Однако, как было показа-
но выше, изменение коэффициента избытка воздуха резко
изменяет протекание самого процесса сгорания. Наибольшая
скорость тепловыделения при а = 0,85-г-0,90 обусловливает
максимальное повышение температуры и давления именно
при обогащенной смеси. Вследствие роста температуры и
давления сжатие и прогрев несгоревшей части заряда усили-
ваются, в результате чего интенсифицируется возникновение
очагов самовоспламенения. Поэтому склонность двигателя
к детонации при обогащении смеси до а = 0,8 — 0,9 обычно
увеличивается.
Следует, однако, отметить, что в ряде двигателей при ра-
боте на обогащенной смеси наблюдается ослабление детона-
ции. Эта аномалия, по-видимому, объясняется тем, что при
а<1 образуются раскаленные частицы сажи, инициирующие
точечное воспламенение,. Возникающие при этом дополни-
тельные фронты пламени охватывают несгоревшую смесь
прежде, чем в ней завершатся предпламенные процессы са-
мовоспламенения. При обеднении смеси образование раска-
ленных частиц исключается, а процесс сгорания затягивает-
ся, вызывая повышение температуры деталей двигателя.
Поэтому, несмотря на некоторое снижение температуры в
96
зоне основного фронта пламени, предпламенные процессы в
несгоревшей смеси в этом случае развиваются достаточно
интенсивно и могут вызвать детонационное сгорание.
Склонность двигателя к детонации при работе на пере-
обогащенных или переобедненных смесях понижается из-за
резкого снижения температуры и давления в основной зоне
сгорания.
Угол опережения зажигания. Увеличение угла опереже-
ния зажигания приводит к такому смещению процесса сгора-
ния, когда часть теплоты выделяется до прихода поршня в
в. м. т. в уменьшающейся рабочей полости цилиндра. В ре-
зультате этого резко повышается давление в процессе сгора-
ния, что способствует увеличению сжатия смеси перед фрон-
том пламени и вызывает появление очагов самовоспламене-
ния. Поэтому при раннем зажигании склонность двигателя
к детонации чрезвычайно возрастает. Позднее зажигание,
напротив, устраняет детонационное сгорание.
Следует отметить, что в современных двигателях при
полной нагрузке оптимальный угол опережения зажигания
по условию своевременности сгорания обычно несколько
больше эксплуатационного, ограничиваемого детонацией
(рис. IV.13).
Тепловое состояние двигателя. Повышение температуры
деталей рабочей полости двигателя способствует возникно-
вению очагов самовоспламенения и вызывает появление де-
тонации, в связи с чем при
понижении теплового режима
склонность двигателей к дето-
нации уменьшается (рис. IV. 17).
Особенно сильное влияние
на детонацию оказывает тем-
пература наиболее нагретых
деталей в камере сгорания, к
числу которых, например, от-
носится выпускной клапан.
Поэтому применение принуди-
Рис. IV.17. Влияние температуры
охлаждающей жидкости на тре-
буемое октановое число топлива
(опыты НАМИ)
тельного охлаждения выпуск-
ных клапанов в современных
двигателях не только повы-
шает срок службы самих кла-
панов, но и заметно улучшает
антидетонационные качества
двигателей. Значительный эффект в повышении антидетона-
ционных свойств двигателей дает также применение раздель-
ных систем охлаждения, позволяющих организовать более
рациональный отвод тепла от стенок камеры сгорания.
Температура и давление воздуха на впуске в двигатель.
Увеличение температуры и давления окружающей среды
4—165
97
усиливает склонность двигателя к детонации. Данные
рис. IV. 18 показывают, насколько возрастает требуемое окта-
новое число топлива в этих условиях.
В связи с отрицательным влиянием повышения давления
и температуры на впуске в двигатель следует отметить труд-
Рис. IV.18. Зависимость требуе-
мого октанового числа топлива
от температуры воздуха на впуске
в двигатель (опыты НАМИ)
лимитируется прежде всего
ность применения наддува в
двигателях с принудительным
воспламенением, который до
настоящего времени не нахо-
дит широкого распростране-
ния.
Степень сжатия. Повыше-
ние давления и температуры
заряда, а также отложения на
поверхности камеры сгорания
при увеличении сжатия облег-
чают возникновение детона-
ции (рис. IV. 19).
Степень сжатия двигате-
лей с искровым зажиганием
сортом применяемого топлива и
определяется его октановым числом.
При неизменном сорте топлива максимально допустимая
степень сжатия должна выбираться в зависимости от формы
и размеров камеры сгорания, материала поршня и головки
Рис. IV.19. Зависимость требуемого октанового
числа топлива от степени сжатия (опыты
А. П. Лебединского, НАМИ):
1 — при оптимальных углах опережения зажигания;
2 — при углах опережения зажигания по пределу
начала детонации
блока цилиндров, а также от быстроходности двигателя,
способа его охлаждения и т. п. (см. главу XIII).
Форма и размеры камеры сгорания. Форма камеры сго-
рания может влиять на возникновение детонации как за счет
98
скорости и времени распространения основного фронта пла-
мени, так и за счет условий образования очагов самовоспла-
менения перед ним. Значение формы камеры сгорания для
детонации весьма существенно, поэтому при конструирова-
нии двигателей камерам сгорания уделяют самое серьезное
внимание.
Наиболее эффективным средством увеличения скорости
распространения основного пламени, как уже отмечалось
выше, является турбулизация заряда. Поэтому двигатели
с камерами сгорания, имеющими интенсивное вихревое дви-
жение заряда, являются
наименее склонными к
детонации.
Наиболее рациональ-
ными с этой точки зре-
ния являются камеры
сгорания в поршне, обес-
печивающие наиболее вы-
сокую турбулентность.
Достаточно интенсивная
турбулентность дости-
гается также в кЛиновых
и плоскоовальных каме-
Рис. IV.20. Влияние на требуемое окта-
новое число топлива относительной пло-
щади вытеснителей камеры сгорания
(опыты А. В. Дмитриевского, НАМИ)
рах с вытеснителями,
нашедших широкое при-
менение в отечественных
двигателях. Использова-
ние вытеснителей в ка-
мере сгорания, как это следует
ляет резко снизить требования
из рис. IV.20, позво-
к октановым числам
топлив.
Большое значение имеет
также путь пламени, который
определяется размерами цилиндра, числом и расположением
свечей. Уменьшение пути пламени от свечи до наиболее уда-
ленной стенки камеры сгорания сокращает время его рас-
пространения, снижая тем самым вероятность возникнове-
ния очагов самовоспламенения. Вследствие этого централь-
ное расположение свечи, применение двух свечей, уменьше-
ние диаметра цилиндра снижают склонность двигателей
к детонации. Уменьшение размеров цилиндра, кроме того,
увеличивает относительную поверхность камеры, что усили-
вает охлаждение заряда и уменьшает возможность его само-
воспламенения.
Для предотвращения возникновения очагов самовоспла-
менения стремятся, чтобы заряд, сгорающий в последнюю
очередь, размещался в хорошо охлаждаемом участке камеры
сгорания. С этой целью наиболее удаленные объемы камеры
выполняют в виде узкой щели, образованной интенсивно
4*
99
охлаждаемыми стенками головки блока и поршня. Горячие
участки камеры, например выпускной клапан, выводят из
этой зоны.
В комплексе по всем показателям наилучшими по анти-
детонационным качествам камерами сгорания следует счи-
тать камеры в поршне. Хорошими показателями обладают
также полусферические камеры, для которых характерен
минимальный путь распространения пламени. Клиновые ка-
меры сгорания из-за бокового расположения свечи допу-
скают несколько меньшее повышение степени сжатия, чем
камеры сгорания в поршне. Наихудшие антидетонационные
свойства имеют Г-образные камеры сгорания двигателей с
нижним расположением клапанов, для которых характерны
значительные расстояния от свечи до наиболее удаленных
стенок.
Материал поршня и головки цилиндров. Материал порш-
ня и головки цилиндров определяет теплоотвод от рабочего
тела. В случае применения металлов с низкой теплопровод-
ностью температура деталей возрастает и появляется воз-
можность образования очагов воспламенения, вызывающих
детонацию. Поэтому применение теплопроводных алюминие-
вых сплавов для изготовления головки цилиндра и поршня
позволяет снизить требования к октановому числу топлива
на пять — семь пунктов или соответственно увеличить сте-
пень сжатия при этом же топливе.
В последнее время появйлись экспериментальные работы,
показывающие, что при температуре охлаждающих жидко-
стей, близкой к температуре кипения, на неровной поверх-
ности стенок водяной рубашки чугунных головок образуются
пузырьки пара, которые существенно увеличивают теплоот-
дачу, компенсируя тем самым более низкую теплопровод-
ность чугуна по сравнению с алюминиевыми сплавами. Учи-
тывая это, Некоторые зарубежные фирмы стали переходить
на тонкостенные чугунные головки цилиндров.
6.	Особые случаи сгорания в двигателях
с принудительным воспламенением
Как показывает практика эксплуатации двигате-
лей с принудительным воспламенением, в ряде случаев мо-
жет наблюдаться сгорание, вызывающее появление стуков
глухого тона, но ничего общего не имеющего с детонацией.
Такое сгорание впервые было обнаружено при работе дви-
гателей с повышенной степенью сжатия при большой нагруз-
ке и малых оборотах коленчатого вала. Оно получило на-
звание rumble (рамбл), что в переводе означает громыхание,
грохот.
100
На отечественных двигателях такие стуки наблюдаются
в двигателях МЗМА-407, МЗМА-408, имеющих довольно вы-
сокую степень сжатия.
По современным представлениям указанный вид сгорания
также обусловлен возникновением очагов самовоспламене-
ния, от которых пламя распространяется по несгоревшей
смеси.
Однако вследствие достаточно высоких антидетонацион-
ных свойств используемого топлива активация несгоревшей
смеси в этом случае незначительна и поэтому скорости до-
полнительных фронтов пламени не достигают пределов, при
которых могут появляться ударные и детонационные волны.
Тем не менее из-за увеличения количества одновременно ре-
агирующей смеси скорость тепловыделения значительно по-
вышается, что приводит к резкому изменению давления и
жесткость работы в пять — семь раз превышает нормальные
пределы. В результате этого и появляется глухой стук низ-
кого тона, напоминающий жесткую работу дизеля и отрица-
тельно влияющий на долговечность двигателей.
Полагают, что источником самовоспламенения являются
раскаленные частицы нагара, которые отрываются от стенок
камеры сгорания при резком повышении нагрузки. Эти ча-
стицы вызывают появление многочисленных очагов воспла-
менения, в результате чего сгорание приближается к объ-
емному и становится чрезмерно жестким.
В современных форсированных двигателях может наблю-
даться также преждевременное воспламенение горючей сме-
си от накаленной поверхности, которое известно под назва-
нием «калильное зажигание». Источниками калильного за-
жигания могут являться электроды свечи, кромки выпускных
клапанов или раскаленный слой нагара, если их температу-
ра превысит 950—1000° К. Накаленная поверхность вызывает
высокотемпературное воспламенение прилегающей части за-
ряда, от которой начинает распространяться фронт пламени,
Такое воспламенение можно наблюдать в двигателях, дли-
тельно работавших при больших числах оборотов и нагрузке
после выключения зажигания.
Преждевременное воспламенение очень вредно для дви-
гателя. Возникая раньше момента подачи искры, оно равно-
ценно чрезмерно раннему зажиганию и приводит к резкому
увеличению давления и жесткости сгорания, обусловливаю-
щих возрастание ударной нагрузки на кривошипно-шатун-
ный механизм. Кроме того, при этом повышается теплоотда-
ча к деталям и они перегреваются.
Опасность, преждевременного воспламенения усугубляет-
ся еще и тем, что его трудно обнаружить на работающем
двигателе. Поэтому при эксплуатации современных форси-
рованных двигателей необходимо особенно четко выполнять
101
заводские указания по подбору тепловой характеристики ис-
кровых свечей, очистке поверхности камеры сгорания от на-
гара, а также по регулировке зазоров в механизме газорас-
пределения.
7.	Процесс сгорания в дизелях
В дизелях топливо впрыскивается в воздушный за-
ряд, сжатый до давления 30—50 кГ/см2 (3—5 мн/м2) и имею-
щий температуру 700—950° К. За короткое время между на-
чалом впрыска и воспламенением часть топлива не успевает
испариться и находится к началу сгорания в капельножид-
ком состоянии. В связи с этим процессы воспламенения и
сгорания здесь развиваются в двухфазной гетерогенной си-
стеме, характеризующейся неравномерной макро- и микро-
структурой. При таких условиях воспламенение топлива мо-
жет быть только низкотемпературным и многостадийным.
В целом сгорание в дизелях является непрерывным слож-
ным процессом, включающим в себя физико-химическую
подготовку топлива, его самовоспламенение и горение. Одна-
ко если принять во внимание характер и интенсивность теп-
ловыделения, а также учесть изменение температуры и дав-
ления в цилиндре в разные моменты времени, то весь про-
цесс сгорания можно условно разделить на следующие четы-
ре фазы (рис. IV.21):
I	фаза — задержка воспламенения;
II	фаза — самовоспламенение и быстрое горение, сопро-
вождающееся резким нарастанием давления;
III	фаза — горение, сопровождающееся плавным измене-
нием давления;
IV	фаза — догорание.
Первая фаза начинается 9 момента поступления топлива
в цилиндр (точка /) и заканчивается в момент отрыва кри-
вой сгоряния от линии сжатия (точка 5).
Впрыск топлива всегда начинается еще до прихода порш-
ня в в. м. т. Угол, определяющий положение коленчатого
вала относительно в. м. т. в момент начала впрыска, назы-
вается углом опережения впрыска топлива 0Впр- В современ-
ных быстроходных дизелях этот угол обычно равен 20—
35° п. к. в.
Во время впрыска струя топлива, выходящая из форсун-
ки под большим давлением и возмущенная внутренним тур-
булентным движением частиц, разбивается о плотный воздух
на мельчайшие капли. Образуется так называемый факел
распиливания. Концентрация топлива в таком факеле пере-
менна по его поперечному сечению и длине. В ядре факела
обычно преобладают крупные, а на периферии — более мел-
кие капли, отстоящие друг от друга на значительные рас-
стояния. Поэтому, даже несмотря на интенсивные завихре-
102
Рис. IV.21. Индикаторная диаграмма, диаграммы подачи топлива, тепло-
выделения, скорости тепловыделения и изменения температуры газов в ци-
линдре двигателя ЯМЗ-236 (п=1600 об!мин, 0В Пр = 25° п. к. в. до в. м. т.,
подача топлива — полная):
/ — начало впрыска топлива: 2 — начало видимого сгорания: 3 — максимальное дав-
ление сгорания; 4 — максимальная температура сгорания: 5 — конец сгорания: /. II,
III, /V—фазы сгорания; р — давление газов в цилиндре; Т — температура газов
Si	Qt
в цилиндре;
-----относительная подача топлива:	— относительное тепловыде-
&ц---чц
dQT
ление;	скорость тепловыделения
103
Ния воздуха, способствующие выравниванию концентрации
топлива по объему, макро- и микроструктура рабочей смеси
в дизеле крайне неоднородна. В связи с этим здесь лишен
обычного смысла общий коэффициент избытка воздуха а,
так как, он не дает представления о действительном составе
смеси при сгорании. Воспламенение и сгорание в дизеле
определяются местными концентрациями топлива и воздуха.
При этом локальные значения коэффициента избытка воз-
духа (аЛок) весьма различны для отдельных точек камеры
сгорания и могут изменяться от оо (в зонах, где имеется
только воздух) до 0 (в жидком ядре капли).
Вследствие высокой температуры среды после вылета ка-
пель топлива из сопла начинается интенсивный процесс про-
грева их поверхности и испарение топлива. Вокруг и особен-
но сзади движущихся капель образуется ореол — оболочка
паров с переменной концентрацией. Пары топлива диффун-
дируют в окружающий воздух, а молекулы воздуха насы-
щают оболочку капли. В результате теплообмена с воздухом
температура паровой оболочки и самой капли непрерывно
повышается.
В начале впрыска у поверхности капель существует высо-
кая концентрация паров топлива, но их температура низка.
С течением времени пограничный слой прогревается, однако
при этом вследствие насыщения кислородом концентрация
паров уменьшается. По достижении достаточной температу-
ры в зонах, где имеется оптимальная концентрация топли-
ва (аЛок = 0,84-0,9), начинают зарождаться цепи и накапли-
ваются активные промежуточные продукты типа органиче-
ских перекисей. Кроме того, при высокой температуре воз-
можна также деструкция (термический распад) углеводо-
родных молекул с образованием активных осколков — ради-
калов и молекул с ослабленными внутренними связями.
Когда содержание активных продуктов достигнет крити-
ческой концентрации, происходит их изотермический распад,
сопровождающийся холодным пламенем. В зонах, где воз-
никло холодное пламя, образуются альдегиды и свободные
радикалы, в результате чего смесь еще более активизирует-
ся. Продолжающийся разогрев активизированных участков
смеси от сжатия приводит к образованию вторичного холод-
ного пламени, после которого уже несколько повышается
температура и реакция прогрессивно самоускоряется. В ито-
ге такого самоускорения заметно увеличивается выделение
теплоты. Когда тепловыделение начинает превышать тепло-
отвод, участок смеси быстро разогревается и воспламеняется.
Выделение энергии в течение первой фазы настолько не-
значительно, что на экспериментальных индикаторных диа-
граммах не улавливается повышение давления по сравнению
с давлением сжатия. Средняя температура заряда в это вре-
104
мя может даже понижаться за счет того, что часть теплоты
идет на прогрев и испарение топлива.
Время, в течение которого совершается подготовительная
первая фаза, называется периодом задержки воспламенения
(тг). Период задержки воспламенения является важнейшей
характеристикой, так как от его продолжительности во мно-
гом зависит дальнейшее протекание процесса сгорания в
целом.
Продолжительность периода задержки воспламенения за-
висит от интенсивности процессов физико-химической подго-
товки топлива, которые в свою очередь определяются:
—	прочностью молекул топлива;
—	давлением и температурой среды;
—	интенсивностью процессов тепло- и массообмена;
—	макро- и микроструктурой рабочей смеси.
В современных дизелях с высокой степенью сжатия и хо-
рошо организованным смесеобразованием период задержки
воспламенения составляет 1—3 мсек, что соответствует 12—
25° поворота коленчатого вала.
Вторая фаза начинается с момента отрыва кривой сгора-
ния от линии сжатия (точка 2). Концом этой фазы условно
считается момент завершения резкого изменения давления в
цилиндре (точка 3).
В результате физико-химической подготовки топлива во
время первой фазы в обогащенных слоях смеси, окружаю-
щих ядра капель, происходит самовоспламенение и возни-
кают очаги горения. От этих очагов фронты пламени распро-
страняются в пространстве между каплями, где заряд гомо-
генизирован и представляет собой однородную смесь паров
топлива с воздухом. Такие фронты в зонах с достаточной
концентрацией топлива распространяются по обычным зако-
нам турбулентного пламени и очень быстро, так как вследст-
вие высокой температуры здесь уже начались предпламен-
ные процессы и смесь частично активизирована. В опреде-
ленных условиях при воспламенении хорошо подготовленной
смеси тепловыделение во фронтах пламени может быть очень
интенсивным. В этом случае происходит местное повышение
температуры, которое не успевает компенсироваться тепло-
вым расширением газа. Вследствие этого давление во фрон-
те пламени повышается и образуется ударная волна, распро-
страняющаяся со звуковой скоростью. Если количество топ-
лива, прошедшего предпламенную подготовку, велико, то эти
ударные волны могут быть чрезвычайно интенсивными и при
встрече с деталями двигателя вызывают их высокочастот-
ную вибрацию, обнаруживаемую по стуку.
В отличие от двигателей с искровым зажиганием ударные
волны в дизеле не переходят в детонационные. Причиной
этого является неравномерная структура смеси. Возникшие
105
ударные волны распространяются в основном по среде, со-
стоящей из воспламенившихся зон с включениями не успев-
шего испариться жидкого топлива, или по гомогенизирован-
ным обедненным участкам. Такая смесь не склонна к само-
воспламенению от ударного сжатия и не может разогнать
ударную волну до детонационной скорости.
Таким образом, вследствие неравномерного поля темпе-
ратур и концентрации рабочей смеси сгорание в дизеле не
лимитируется возникновением детонации, что позволяет реа-
лизовать достаточно большую степень сжатия, обеспечиваю-
щую самовоспламенение топлива и высокую степень его теп-
лоиспользования.
Распространение пламени занимает по времени неболь-
шую часть второй фазы. Оставшееся в ядре зон воспламене-
ния жидкое топливо, отделенное от кислорода фронтом пла-
мени, прогревается и горит в диффузионном пламени. Ско-
рость такого горения определяется, с одной стороны, интен-
сивностью прогрева и испарения топлива, а с другой — диф-
фузией кислорода в зону реакции. Во время второй фазы в
цилиндр продолжает поступать топливо из форсунки. Часть
его, попадая в зоны пламени, сразу же вовлекается в про-
цесс и также начинает гореть в диффузионном пламени.
Таким образом, в течение второй фазы топливо воспламе-
няется и горит как в турбулентном, так и в диффузионном
пламени. При этом основную долю, как правило, составляет
топливо, воспламенившееся в начале второй фазы, а также
сгоревшее при распространении турбулентного пламени.
В результате быстрого сгорания этого топлива в течение вто-
рой фазы выделяется 30—45% всей теплоты, при этом сред-
няя температура рабочего тела повышается до 1600—1700° К
и давление в цилиндре резко возрастает. Максимальное дав-
ление газов в* различных типах дизелей может достигать
60—85 кГ1см2 (6—8,5 мн!м2), а при наддуве часто превы-
шает 100 кГ1см2 (10 мн/м2).
Так же как и в двигателях с принудительным воспламе-
нением, одной из основных характеристик второй фазы в ди-
зелях является жесткость работы. Вследствие того что в на-
чальный период второй фазы сгорает с большими скоростя-
ми значительное количество топлива, максимальная жест-
кость работы дизелей намного выше жесткости карбюратор-
ных двигателей и достигает	=6ч-10 kTIcm2 • град
v аср /max	г
(0,64-1,0 мн/м2 • град). Средняя величина жесткости работы
дизелей обычно равна	=4ч-5 кГ/см2 • град.
Высокая жесткость работы, обусловленная увеличением
начальной скорости тепловыделения, сокращает потери, свя-
занные с несовершенством динамики сгорания. Однако по-
106
вышение жесткости вызывает рост динамических нагрузок на
детали кривошипно-шатунного механизма, обусловливает
появление их вибрации и вследствие этого отрицательно
влияет на долговечность двигателя.
Поэтому при разработке рабочего процесса дизеля стре-
мятся обеспечить хорошее теплоиспользование при умерен-
ной жесткости, не превышающей приведенных значений.
Продолжительность второй фазы составляет всего 0,8—
1,5 мсек (10—20° п. к. в) и зависит в основном от количества
топлива, прошедшего предпламенную подготовку за период
задержки воспламенения и сгорающего с большой скоростью
при положении поршня, близком к в. м. т. Это количество
определяется, с одной стороны, массой топлива, поступивше-
го в цилиндр за период задержки воспламенения, а с дру-
гой — интенсивностью физико-химической подготовки во
время первой фазы, т. е. ее продолжительностью. По пред-
ложению А. И. Толстова относительное количество топлива,
поданное в цилиндр за период задержки воспламенения, на-
зывают фактором динамичности цикла
где gt— количество топлива, поданное в цилиндр за период
задержки воспламенения;
g^—суммарное количество топлива, поступившее в ци-
линдр за цикл.
В современных быстроходных дизелях, имеющих корот-
кий энергичный впрыск, фактор динамичности достигает
0,5—0,8, что видно, например, из рис. IV.21.
Началом третьей фазы сгорания в дизеле считается конец
второй фазы (точка 3, рис. IV.21), а окончанием — момент,
соответствующий достижению максимальной средней темпе-
ратуры газов в цилиндре (точка 4), К началу третьей фазы
все несгоревшее топливо, поданное в цилиндр за время пер-
вых двух фаз, находится в виде капель или сгустков паров,
отделенных от зон со свободным кислородом фронтом пла-
мени или продуктами сгорания. Особенно неблагоприятны
условия для капель топлива, впрыснутого в цилиндр в по-
следнюю очередь и попавшего в зоны, где горение заверше-
но, имеется высокая температура, но весь кислород израс-
ходован. Вследствие этого процесс в третьей фазе носит ха-
рактер типичного диффузионного горения на поверхности
раздела двух сред. Его скорость определяется интенсивно-
стью процессов взаимного переноса, т. е. диффузией.
Окруженные горячими продуктами сгорания, капли топ-
лива сильно нагреваются без доступа кислорода. Это приво-
дит к их термическому разложению — крекингу с образовд-
ниехМ частиц углерода в виде сажи. Раскаленные частицы уг-
107
лерода вызывают свечение пламени, обнаруженное многими
исследователями при киносъемках процесса сгорания. При
нормальном развитии процесса, небольших размерах- частиц
и избытке кислорода образовавшийся углерод полностью вы-
горает. Но при недостатке воздуха частицы сажи не успе-
вают окислиться и покидают цилиндр вместе с отработавши-
ми газами, вызывая сильное дымление на выпуске.
За время третьей фазы выделяется еще 25—30% теплоты,
вследствие чего средняя температура значительно повышает-
ся, достигая в конце фазы 1800—2200° К. Однако вследствие
значительного увеличения объема рабочей полости повыше-
ние температуры не сопровождается ростом давления, кото-
рое в течение третьей фазы обычно плавно снижается
(рис. IV.21).
Следует отметить, что теплота, выделяющаяся за время
третьей фазы, участвует уже не во всем процессе расшире-
ния. Поэтому эффективность теплоиспользования при растя-
гивании третьей фазы чрезвычайно понижается за счет ро-
ста потерь, обусловленных несовершенством динамики сго-
рания.
Продолжительность третьей фазы при полной нагрузке
обычно составляет 1—2 мсек (15—25° п. к. в.) и зависит в
основном от качества смесеобразования, общего количества
свободного кислорода в цилиндре и возможности его подво-
да в зоны реакции. Последнее определяется газодинамиче-
ским состоянием заряда. Турбулизация смеси облегчает
транспортировку кислорода в зоны, богатые топливом, и зна-
чительно улучшает протекание процесса сгорания в рассмот-
ренной фазе.
Последняя, четвертая, фаза процесса сгорания в дизеле
начинается в момент достижения максимальной температуры
(точка 4, рис. IV.21) и продолжается в течение всего време-
ни догорания топлива. Во время этой фазы завершается
окисление взвешенных частиц углерода, образовавшихся в
результате крекинга крупных капель, а также догорают пары
топлива, не успевшего сгореть в третьей фазе. Так как за
время второй и третьей фаз значительное количество кисло-
рода уже израсходовано, то догорание углерода и топлива
в последней фазе чрезвычайно замедляется, что подтверж-
дается диаграммой тепловыделения на рис. IV.21.
Для обеспечения наиболее полного окисления топлива в
дизелях приходится работать со значительно большими ко-
эффициентами избытка воздуха, чем в двигателях с прину-
дительным воспламенением; обычно на номинальных режи-
мах для дизелей сс= 1,34-1,5. В связи с высокими значения-
ми а использование рабочего объема цилиндра в дизелях
значительно худшее, чем, например, в карбюраторных дви-
гателях.
108
При полной нагрузке дизеля за время четвертой фазы
выделяется 15—25% теплоты, вводимой с топливом. А в слу-
чае рациональной организации процесса сгорания в целом
к концу последней фазы тепловыделение доходит до 90—
95%. Остальные 5—10% выпадают из процесса вследствие
химической и физической неполноты сгорания.
Догорание на линии расширения сопровождается умень-
шением эффективности использования теплоты, выделяю-
щейся в четвертой фазе. Поэтому длительность этой фазы
оказывает существенное влияние на экономичность цикла.
Сама по себе продолжительность четвертой фазы в быстро-
ходных дизелях очень значительна и составляет по времени
3,5—5 мсек (50—65° п. к. в.).
На продолжительность догорания существенно влияет об-
щий избыток воздуха, макро- и микроструктура смеси, а так-
же турбулизация заряда. Однородная рабочая смесь мелко-
распыленного топлива и интенсивное завихрение воздуха в
камере сгорания сокращают догорание в четвертой фазе и
положительно сказываются на использовании теплоты в дви-
гателе.
8. Влияние различных факторов на процесс
сгорания в дизелях
Анализ содержания фаз процесса сгорания в дизе-
ле показывает, что их протекание определяется в основном:
— прочностью молекул топлива;
—	количеством топлива, впрыснутого в цилиндр за пе-
риод задержки воспламенения;
—	температурой и давлением воздушного заряда в конце
сжатия;
—	макро- и микроструктурой, а также общим составом
рабочей смеси;
—	интенсивностью тепло- и массообмена.
Перечисленные обстоятельства в свою очередь зависят
от ряда эксплуатационных и конструктивных факторов, важ-
нейшими из которых являются обороты коленчатого вала,
нагрузка, углы опережения впрыска, свойства топлива, тем-
пература и давление конца сжатия, форма камеры сгорания
и т. п.
Число оборотов. Скоростной режим работы дизеля опре-
деляет параметры физического состояния воздушного заряда
в момент впрыска, состав смеси и ее турбулентность. Чем
выше число оборотов, тем меньше относительная теплоотда-
ча, тем выше температура деталей двигателя и тем больше
давление и температура в конце сжатия. Повышение пара-
метров состояния заряда при интенсивной турбулентности
обусловливает увеличение теплообмена и усиливает испаре-
109
ние капель топлива, а также ускоряет Предпламенйые Про-
цессы, активизирующие смесь. В этих условиях происходит
и некоторое улучшение качества смесеобразования из-за
турбулизации воздуха, а также вследствие того, чго топлив-
ный насос создает более высокое давление впрыска.
Вместе с тем повышение скоростного режима снижает
коэффициент наполнения и несколько увеличивает цикловую
подачу топлива, что приводит к некоторому обогащению го-
рючей смеси.
В итоге влияния указанных условий физико-химическая
подготовка топлива ускоряется, а период задержки воспла-
менения существенно сокращается. Однако, как следует из
рис. IV.22, время задержки воспламенения сокращается мед-
леннее роста числа оборотов, поэтому угол поворота колен-
чатого вала, соответствующий первой фазе cpz, при повыше-
нии скоростного режима увеличивается. В связи с этим по-
вышается фактор динамичности цикла, так как за больший
угол задержки воспламенения в цилиндр успевает посту-
пить и пройти предпламенную подготовку большее количе-
ство топлива. Последнее приводит к повышению интенсивно-
сти тепловыделения во второй фазе с увеличением числа
оборотов, что подтверждается данными рис. IV.23. При этом
угол поворота коленчатого вала, соответствующий второй
фазе, в отдельных случаях может даже несколько умень-
шиться.
Скорость выделения теплоты в третьей и четвертой фазах
при росте числа оборотов также увеличивается (рис. IV.23)
из-за повышения турбулизации заряда, улучшающей достав-
ку кислорода в зоны реакции. Однако углы, соответствую-
щие этим фазам, обычно возрастают. Чтобы компенсировать
возрастание углов в третьей, четвертой и особенно в первой
фазе и обеспечить своевременное тепловыделение, при повы-
шении числа оборотов приходится увеличивать опережение
впрыска топлива. В современных дизелях это осуществляет-
ся с помощью автоматических муфт.
В результате существенной интенсификации процесса
сгорания и при условии оптимального опережения впрыска
тепловыделение при повышении числа оборотов не вы-
ходит обычно из пределов, обеспечивающих экономичную
работу. Потери,, обусловленные несовершенством динамики
сгорания при умеренном повышении скоростного режима,
остаются примерно постоянными или даже несколько сни-
жаются.
Однако при значительном повышении числа оборотов
процесс сгорания замедляется, а цремя, в течение которого
он должен завершиться, существенно сокращается. Кроме
того, в этом случае начинает сказываться обогащение смеси,
которое резко увеличивает неполноту сгорания. В связи
110
Рйс. IV.22. Зависимость периода задерж-
ки воспламенения от числа оборотов ко-
ленчатого вала (двигатель ЯМЗ-236,
угол опережения впрыска — оптималь-
ный, подача топлива — полная):
т/ — продолжительность периода задержки
воспламенения по времени; ?/—продолжи-
тельность периода задержки воспламенения
по углу поворота коленчатого вала
Рис. IV.23. Изменение скорости тепловыделе-
ния при различных числах оборотов (двига-
тель ЯМЗ-236, бвпр — оптимальный, подача
топлива — полная):
/—л =1900 об/ТИПН; 2 —л =-1300 об/мин
ш
с этим дизели имеют предельное число оборотов, ограничи-
ваемое резким ухудшением сгорания, сопровождающимся
появлением дыма в отработавших газах. Поэтому в особо
быстроходных дизелях используются специальные конструк-
тивные мероприятия, обеспечивающие эффективное смесеоб-
разование и сгорание без заметного ухудшения динамики
тепловыделения. К таким мероприятиям прежде всего отно-
сится организация направленного вихревого движения воз-
душного заряда в цилиндре.
Нагрузка. Мощность в дизелях регулируется изменением
подачи топлива при фактически постоянном количестве воз-
душного заряда. В связи с этим основной особенностью,
определяющей протекание процесса сгорания при различных
нагрузках, является переменный общий коэффициент избыт-
ка воздуха. Так, если при полной нагрузке дизели работают
при а= 1,3ч-1,6, то На холостом ходу средний состав смеси
обедняется до а = 8~10 (рис. IV.24).
Второй особенностью частичных нагрузок является умень-
шение выделяемого количества теплоты и понижение в свя-
зи с этим температуры продуктов сгорания, а также тепло-
вого состояния деталей двигателя.
Экспериментальные данные свидетельствуют о том, что
изменение подачи топлива незначительно влияет на проте-
кание первой фазы процесса сгорания. В дизеле ЯМЗ-236,
например, , период задержки воспламенения практически
остается постоянным при любой нагрузке. Это объясняется
тем, что при любой величине подачи топлива начальные ус-
ловия смесеобразования характеризуются одинаковой нерав-
номерностью местных составов, смеси в камере сгорания. По-
этому даже при большом общем коэффициенте избытка воз-
духа (a = 8-j-10), который характерен для малых нагрузок,
всегда найдутся зоны с оптимальным составом смеси для
развития начальных реакций, приводящих к самовоспламе-
нению.
Вследствие идентичности условий воспламенения началь-
ный участок кривой тепловыделения протекает одинаково
при различной величине подачи топлива (рис. IV.25). Одна-
ко после воспламенения части смеси скорость тепловыделе-
ния в третьей и четвертой фазах при малых нагрузках чрез-
вычайно замедляется и, несмотря на уменьшение подачи топ-
лива, общее время процесса сгорания практически не сокра-
щается. Замедленное выделение теплоты в этих фазах объ-
ясняется тем, что при большом общем избытке воздуха часть
топлива, оказавшаяся с внешней стороны зон самовоспламе-
нения, успевает диффундировать в воздух и образовать го-
могенизированную бедную горючую смесь. Поскольку в зо-
нах переобедненной смеси невозможно образование новых
очагов самовоспламенения, то эта часть заряда сгорает за
112
счет медленного распространения возникшего ранее пла-
мени.
Следует отметить, что при уменьшении нагрузки, несмо-
тря на замедление конечного тепловыделения, увеличение
относительного количества топлива, сгорающего во второй
фазе, приводит все же к некоторому снижению потерь, обус-
ловленных динамикой сгорания (рис. IV.24). Сокращение
общего тепловыделения уменьшает температуру цикла, в ре-
Рис. IV.24. Изменение коэффициента избытка воз-
духа и относительной величины технических потерь
в зависимости от цикловой подачи топлива (двига-
тель ЯМЗ-236, угол опережения впрыска — оптималь-
ный, п=1600 об!мин)\
АЬЬ
д.сг
а — коэффициент избытка воздуха; —~---------- — потери.
связанные с несовершенством динамики сгорания:
АДЛ
р.т
—Ф----—потери, связанные с увеличением теплоемкости
рабочего тела
зультате чего значительно снижаются технические потери,
связанные с ростом теплоемкости рабочего тела (ДАР. т).Как
видно из рис. IV.24, снижение относительной величины этих
^А^р. т	.
потерь —„----, при уменьшении подачи топлива более зна-
чц
чительно, чем улучшение динамики сгорания.
Кроме указанных положительных особенностей увеличе-
ние избытка воздуха при уменьшении нагрузки улучшает
ИЗ
условия доступа кислорода в зоны реакции и способствует
значительному росту полноты сгорания.
Таким образом, возможность воспламенения и эффектив-
ное сгорание при большом общем избытке воздуха является
существенной положительной особенностью процесса с не-
однородной структурой заряда и воспламенением от сжатия.
Эта особенность позволяет значительно повысить теплоис-
пользование на преобладающих в эксплуатационных усло-
виях режимах частичных нагрузок.
Рис. IV.25. Изменение закона тепловыделения при
различной величине цикловой подачи топлива (дви-
гатель ЯМЗ-236, п = 1600 об!мин}\
1— ^ц=95 мм3! цикл-, 2 — £ц *49 мм?1цикл
Следует, однако, иметь в виду, что отмеченное улучше-
ние процесса сгорания при уменьшении нагрузки происходит
только до тех пор, пока общий коэффициент избытка возду-
ха не превысит а = 3ч-3,5. Дальнейшее уменьшение подачи
топлива, как это видно из рис. IV.24, вызывает ухудшение
динамики тепловыделения и рост потерь ДАд< сг. Это связано
прежде всего с тем, что при большом общем избытке возду-
ха увеличивается удельный вес бедных топливом гомогени-
зированных зон, сгорающих замедленно и удлиняющих вре-
мя тепловыделения. Кроме того, при очень малых подачах
ухудшается работа топливной аппаратуры, в результате чего
в факеле появляются капли диаметром более 100 мк. Такие
капли не успевают испариться, подвергаются крекингу и
сгорают не полностью. Отрицательное влияние на сгорание
при малой нагрузке оказывает также понижение теплового
состояния двигателя.
Угол опережения впрыска топлива. Опережение впрыска
определяет условия, в которые попадает факел топлива пос-
ле выхода из форсунки. Как следует из рис. IV.21, физиче^
114
Скйе параметры заряда вблизи в. м. т. значительно изме-
няются. При раннем впрыске давление и температура в ци-
линдре имеют относительно низкие значения и физико-хими-
ческая подготовка топлива к сгоранию замедляется. По-
этому увеличение угла опережения впрыска топлива не
только смещает процесс сгорания относительно в. м. т., но
и обусловливает увеличение задержки воспламенения
(рис. IV.26). Следствием этого является повышение фактора
Рис. IV.26. Изменение параметров процесса
сгорания в зависимости^от угла опережения
впрыска- топлива (двигатель ЯМЗ-236,
п=1600 об/мин):
Pz— давление конца сгорания; — продолжи-
тельность периода задержки воспламенения;
/ dP \	х
-jt- I — жесткость работы
\ /max
динамичности цикла, увеличение количества топлива, про-
шедшего предпламенную подготовку и воспламеняющегося
в начале второй фазы при уменьшающемся объеме цилинд-
ра. В результате значительно повышается жесткость работы
и увеличивается максимальное давление сгорания. Смещение
линии сгорания влево увеличивает отрицательную работу,
которую должен совершить поршень до прихода в в. м. т.
(рис. IV.27). Поэтому слишком ранний впрыск топлива по-
вышает потери от несовершенства динамики сгорания и от-
рицательно влияет на срок службы деталей дизеля.
При позднем впрыске давление и температура заряда в
цилиндре успевают повыситься и задержка воспламенения
сокращается. Сгорание протекает более мягко, но последняя
часть теплоты выделяется с запозданием и переносится да-
леко за в. м. т. на линию расширения. Потери из-за несовер-
115
шенства динамики сгорания при этом возрастают, а полез-
ная работа цикла уменьшается.
Оптимальный угол опережения впрыска, обычно равный
Овпр. опт = 25ч-30° п. к. в. до в. м.т., может изменяться в за-
висимости от задержки воспламенения, т. е. при использова-
нии различных сортов топлива или работе на различных экс-
плуатационных режимах. Он возрастает при увеличении чис-
ла оборотов или при применении топлив, обладающих пло-
хой воспламеняемостью. По нагрузке 0Впр. опт не изменяется.
;-Чпр =32° п- к- в- до в- м- т-;	2~ 6 впр =25°
П. К. В. ДО В. М. Т.; 3 — ^впр =18° п. к. в. до в. м. т.
Однако для снижения жесткости работы и максимального
давления сгорания иногда целесообразно уменьшать опере-
жение впрыска при уменьшении подачи топлива. В неболь-
ших пределах это можно сделать без заметного ухудшения
динамики тепловыделения.
Физико-химические свойства топлива. Протекание про-
цесса сгорания при воспламенении от сжатия существенно
зависит от группового и фракционного состава топлива, опре-
деляющих его физико-химические свойства. Основными тре-
бованиями к топливу являются хорошая воспламеняемость,
а также способность к качественному распыливанию и смесе-
образованию.
Выше отмечалось, что самовоспламенение топлива зави-
сит от прочности его молекул. Наиболее склонны к образо-
116
ванию нестойких промежуточных продуктов предельные уг-
леводороды парафинового ряда (алканы), молекулы кото-
рых имеют наименее прочную структуру, причем с увеличе-
нием молекулярного веса прочность их снижается. Вследст-
вие пониженной стойкости предельные углеводороды требуют
небольшой энергии активации и легко самовоспламеняются.
Поэтому большинство быстроходных дизелей в настоящее вре-
мя работает на дистиллятных топливах, содержащих тяжелые
высококипящие фракции с большим содержанием алканов.
Топлива, содержащие легкокипящие фракции нефти и
богатые прочными молекулами, например ароматическими,
имеют худшую воспламеняемость. Так, бензин, например,
требует значительно большей энергии активации, чем ди-
зельное топливо, и много труднее самовоспламеняется.
Воспламеняемость топлив определяется на специальных
моторных установках и оценивается цетановым числом.
Цетановым числом испытуемого топлива называется про-
центное содержание легковоспламеняющегося цетана в смеси
его с трудновоспламеняющимся а-метилнафталином, эквива-
лентной по периоду задержки воспламенения испытуемому
топливу.
Следует отметить, что требования к топливу при искро-
вом зажигании и воспламенении от сжатия диаметрально
противоположны, поэтому октановое (ОЧ) и цетановое (ЦЧ)
числа связаны между собой эмпирической формулой
ЦЧ = 6О —
Такая связь между оценочными параметрами топлив по-
казывает, что их склонность к детонации в двигателях с ис-
кровым зажиганием и воспламеняемость в дизеле обуслов-
лены одной и той же причиной — возникновением очагов са-
мовоспламенения.
Весь комплекс физико-хи-
мических свойств топлива опре-
деляет главным образом вели-
чину периода задержки вос-
пламенения. Топливо с высо-
ким цетановым числом имеет
малый период задержки тг. С
уменьшением цетанового чис-
ла период задержки воспламе-
нения увеличивается (рис.
IV.28).
При увеличении периода
задержки воспламенения топ-
лива с малым цетановым чис-
лом увеличивается количество
Рис. IV.28. Зависимость периода
задержки воспламенения от цета-
нового числа топлива
117
топлива, прошедшего предпламенную подготовку и активи-
зированного в результате холоднопламенных стадий. Отсюда
значительно повышается интенсивность тепловыделения в на-
чале второй фазы и резко возрастает жесткость работы дви-
гателя (рис. IV.29). Поэтому
Рис. IV.29. Индикаторные диа-
граммы дизеля Д-6 при работе на
различных сортах топлив и оди-
наковом опережении впрыска
(опыты Р. М. Мохова):
/ — дизельное топливо с ЦЧ=42; 2 —
дизельное топливо с ЦЧ=52; 3 — кре-
кинг-топливо с ЦЧ=29
использование в дизелях топ-
лив облегченного фракцион-
ного состава — керосина,
лигроина или бензина — за-
трудняется прежде всего
из-за увеличения жестко-
сти сгорания. Другие физи-
ческие свойства облегчен-
ных топлив (пониженные
вязкость и поверхностное
натяжение, повышенная ис-
паряемость) мало влияют
на рабочий процесс и ска-
зываются только на работе
топливной аппаратуры (см.
главу IX).
В последние годы наме-
тилась совершенно опреде-
ленная тенденция к расши-
рению ассортимента топлив,
применяемых в двигателях
с воспламенением от сжа-
тия. В основу различных ме-
тодов реализации много-
топливности прежде всего
кладется сокращение перио-
да задержки воспламене-
ния. В большинстве случаев
это достигается повышением давления и температуры заряда
в конце сжатия: повышается степень сжатия, осуществляется
подогрев воздуха на впуске в двигатель или повышается тем-
пература отдельных участков камеры сгорания.
Имеются работы, рекомендующие даже предварительный
подогрев топлива перед его впрыском в камеру сгорания.
Известны также попытки применения двухфазного или сту-
пенчатого впрыска.
При всех условиях указанные мероприятия не могут пол-
ностью компенсировать ухудшение воспламеняемости и за-
держка воспламенения при работе на бензине оказывается
больше, чем при использовании дизельного топлива. Вслед-
ствие этого переход на легкое топливо обязательно должен
сопровождаться увеличением угла опережения впрыска,
иначе сгорание будет несвоевременным и экономичность
цикла резко ухудшится. При этом жесткость работы на
118
бензине всегда будет большей, чем при работе на дизельном
топливе.
Причиной жесткой работы дизеля является увеличенная
доза топлива, прошедшего предпламенную подготовку, неиз-
бежную при воспламенении от сжатия. Поэтому радикальное
решение проблемы многотопливности может быть получено
путем отделения самовоспламеняющейся порции горючей
смеси от основной массы топлива, сгорающего во второй и
последующих фазах. В этом случае процессы холоднопла-
менных стадий в основном заряде искусственно тормозятся.
Такой способ воспламенения находит реализацию при пле-
ночном смесеобразовании, получившем в литературе назва-
ние М-процесса.
Помимо создания двигателей, работающих на различных
сортах топлива, в настоящее время разрабатывается топли-
во, одинаково пригодное как для дизелей, так и для карбю-
раторных двигателей. Это топливо широкого фракционного
состава (ШФС), содержит бензиновую, керосиново-лигроино-
вую и дизельную фракции. Многотопливные двигатели с по-
вышенным тепловым режимом в камере сгорания могут ра-
ботать на топливе ШФС лучше, чем на бензине.
Воспламеняемость топлива можно значительно улучшить
применением различных присадок. Очень эффективно добав-
ление к топливу некоторых азотных соединений (амилнитра-
тов, изопропилнитратов), а также органических перекисей,
альдегидов и других веществ, которые способствуют ускоре-
нию предпламенных окислительных процессов.
Однако в эксплуатационных условиях использование при-
садок сопряжено с рядом трудностей вследствие их неста-
бильности и повышенной стоимости. Практически такие при-
садки применяют только при запуске дизелей в случае низ-
ких температур.
Температура и давление на впуске в двигатель и его теп-
ловое состояние. Все эти факторы способствуют росту темпе-
ратуры воздушного заряда, увеличивают интенсивность пред-
пламенной подготовки топлива и снижают период задержки
воспламенения. Сокращение задержки воспламенения умень-
шает фактор динамичности цикла и при всех прочих равных
условиях понижает жесткость работы и максимальное давле-
ние цикла (рис. IV.30). Поэтому повышение температуры и
давления на впуске в двигатель; а также увеличение его
теплового состояния благоприятно сказываются на рабочем
процессе и долговечности дизелей.
Степень сжатия. С повышением степени сжатия увеличи-
вается давление и температура воздуха к моменту впрыска
топлива и ускоряется его самовоспламенение. Поэтому при
увеличении степени сжатия сокращается период задержки
воспламенения и снижаются фактор динамичности цикла и
119
жесткость работы двигателя.. Однако при этом значительно
возрастает максимальное давление цикла.
В современных двигателях оптимальные значения сте-
пени сжатия s двигателей с точки зрения наилучшего тепло-
использования равны 12—13. Тем не менее для обеспечения
надежного запуска дизелей и устойчивой работы при ма-
Рис. IV.30. Зависимость периода задержки воспламене-
ния и жесткости работы двигателя ЯМЗ-236 от темпе-
ратуры охлаждающей жидкости (подача топлива — пол-
ная, п = 1600 об/мин):
^/ — продолжительность периода задержки воспламенения;
f-^-Ynax—максимальная жесткость работы
боты на топливе, обладающем плохой воспламеняемостью,
степень сжатия s повышают даже до 22—26.
Тип камеры сгорания. Тип камеры сгорания в дизелях в
основном определяется принятым способом смесеобразова-
ния. С точки зрения обеспечения оптимальных условий для
осуществления процесса сгорания камеры сгорания оцени-
ваются:
— по относительной величине охлаждаемой поверхности
F
Чем больше относительная поверхность, тем сильнее
с
теплоотдача в стенки и тем значительнее замедляются про-
цессы физико-химической подготовки топлива к сгоранию.
Наибольшую относительную поверхность имеют разделен-
ные камеры, а также камеры дизелей с малым диаметром
цилиндра;
— по интенсивности завихрения заряда, обеспечивающей
не только качественное смесеобразование, но и переме-
120
шиваме смесй во время сгорания и подвод кислорода в зоны
реакции;
— по величине дросселирования газа в процессе его пе-
ретекания из одной полости в другую. Дросселирование сни-
жает скорость нарастания давления в основной камере сго-
рания, но приводит к увеличению тепловых потерь.
Материал поршня и головки цилиндров. В противополож-
ность карбюраторным двигателям дизели должны иметь ми-
нимальную теплоотдачу из камеры сжатия. С этой точки
зрения наилучшим материалом головки цилиндра, гильзы
цилиндра и поршня являются металлы с пониженной тепло-
проводностью, например чугун. Правда, в быстроходных ди-
зелях применение чугунных поршней не оправдано из-за их
большой массы, вызывающей чрезвычайное увеличение инер-
ционных нагрузок. Поэтому в большинстве современных ди-
зелей поршни выполняются из алюминиевых сплавов. Огра-
ничение теплоотвода при этом обеспечивается рациональной
конструкцией камеры сгорания и самого поршня.
Качество распиливания. Качество распиливания опреде-
ляет макро- и микроструктуру рабочей смеси/в дизеле, кото-
рая в сочетании с газодинамическим состоянием заряда в
рабочей полости обусловливает физико-химическую подго-
товку топлива к воспламенению и сам процесс его горения:
Известно, что за период задержки воспламенения успе-
вают полностью испариться капли диаметром 12—15 мк.
Более крупные капли испаряются частично, образуя паровую
оболочку — «ореол», в центре которого остается жидкое яд-
ро. Если диаметр капель равен 15—50 мк, то эти жидкие
ядра, продолжая быстро испаряться, все же успевают полно-
стью окислиться и такая смесь сгорает почти так же быстро,,
как и гомогенный заряд. Однако если диаметр капель пре-
вышает 50—100 мк, то их крупные ядра подвергаются тер-
мическому крекингу, в результате чего образуется частица
твердого углерода, которая не всегда может затем окислить-
ся. Поэтому, во избежание роста потерь, обусловленных не-
полнотой сгорания и ухудшением динамики тепловыделения,
микроструктура рабочей смеси не должна иметь большого
числа капель крупнее 50 мк, Капли диаметром более 100 мк
в смеси недопустимы вообще, так как вызывают сильное
дымление.
При неравномерной макроструктуре смеси часть топлива
сгорает при недостатке кислорода, в то время как часть
воздуха, имеющегося в камере сгорания, не используется.
Отсюда для наиболее благоприятного протекания второй,
третьей и особенно четвертой фазы, а также для наиболее
полного использования воздушного заряда распыливание
топлива должно обеспечить достаточно мелкую микрострук-
туру и однородную макроструктуру смеси. Однако, положи-
121
тельно влияя на горение во второй и последующих фазах,
слишком мелкое и однородное распиливание, как показы-
вают эксперименты, увеличивает задержку воспламенения
топлива. В этом случае капли малого диаметра успевают
полностью испариться и диффундируют в воздух камеры
сгорания до того, как оптимальные по составу смеси зоны
прогреются до температуры воспламенения. К моменту про-
грева данного участка до требуемой температуры состав
смеси в нем оказывается слишком бедным и зарождение
здесь цепей затрудняется или становится вообще невозмож-
ным.
Поэтому при очейь мелком распыливании легкоиспаряю-
щегося топлива может наблюдаться полное прекращение
воспламенения — самовыключение дизеля.
Установлено, что для устойчивого самовоспламенения
структура факела должна иметь оптимальную неравномер-
ность, с тем чтобы при любом режиме образовывались обо-
гащенные парами топлива зоны, в которых при прогреве
могли возникать и прогрессивно самоускоряться цепные про-
цессы.
Макроструктура смеси и ее изменение в ходе воспламе-
нения и горения существенно зависят от дальнобойности фа-
кела. При большой дальнобойности часть топлива оседает
на стенках рабочей полости и участвует в процессе сгора-
ния трлько после испарения. Попадание топлива на холод-
ные стенки цилиндра оказывает отрицательное влияние на
работу двигателя, так как это топливо слишком поздно всту-
пает в реакцию. Работа дизеля в этом случае сопровождает-
ся выделением сизого дыма.
В то же время оседание части топлива на горячих, стен-
ках камеры, расположенной в поршне, благоприятно сказы-
вается на протекании процесса сгорания. Это топливо не
только успевает испариться, но и, проникая в горящую ра-
бочую смесь со стороны зон, располагающих свободным кис-
лородом, полностью сгорает. Следует отметить, что работа
многих современных дизелей сопровождается оседанием ча-
сти топлива на горячих стенках камер, расположенных в
поршне. Наиболее полно указанный эффект используется
при пленочном и объемно-пленочном смесеобразовании.
Закон и продолжительность впрыска топлива. Продолжи-
тельность впрыска обусловлена необходимостью своевремен-
ного завершения тепловыделения и в целях снижения по-
терь от несовершенства динамики сгорания должна быть
как можно короче.
Однако при коротком впрыске увеличивается количество
топлива, поступающего в цилиндр двигателя за период за-
держки воспламенения, и возрастает фактор динамичности
цикла (рис. IV.31), что приводит к резкому увеличению же-
122
сткости работы и максимального давления сгорания. По этой
причине впрыск топлива приходится несколько растягивать
с таким расчетом, чтобы снизить фактор динамичности и в
то же время не слишком увеличить общую продолжитель-
ность тепловыделения. В современных дизелях весь процесс
впрыска при полной подаче топлива осуществляется в тече-
ние 25—35° п. к. в. и закан-
чивается сразу же после
того, как поршень пройдет
в. м. т.
Обычная топливная ап-
паратура обеспечивает при-
близительно равномерную
интенсивность подачи в те-
чение всего периода впрыс-
ка. При таком законе пода-
чи сокращение продолжи-
тельности впрыска неизбеж-
но приводит к росту фак-
тора динамичности цикла.
Поэтому более рациональ-
ной является топливная ап-
паратура, которая обеспе-
чивает нелинейный закон
подачи. В этом случае в на-
чале впрыска интенсивность
подачи небольшая, что обес-
печивает уменьшение коли-
Рис. IV.31. Характер индикаторных
диаграмм при различном законе и
продолжительности впрыска топлива
/— крутая подача; II— пологая подача
чества топлива, попадающе-
го в цилиндр за время за-
держки воспламенения, и
снижение фактора динамичности. В последней стадии
впрыска скорость подачи резко увеличивается для того,
чтобы обеспечить своевременное ее окончание и получить
требуемую динамику тепловыделения. Таким путем, не изме-
няя общей продолжительности впрыска, можно влиять на
процесс сгорания и в определенной степени удовлетворить
противоречивые требования, которые диктуются, с одной сто-
роны, ограничением жесткости работы, а с другой — необхо-
димостью своевременного тепловыделения. .Описанная схема
ступенчатого впрыска реализуется в ряде конструкций топ-
ливной аппаратуры. Ступенчатый впрыск существенно сни-
жает жесткость работы двигателя, в связи с чем является
эффективным средством обеспечения работы дизелей на раз-
личных сортах трудновоспламеняемого топлива.
Кроме ступенчатого впрыска в ряде экспериментальных
дизелей применяется двухфазная подача топлива. В этом
случае часть топлива (5—20%) вводится в воздушный заряд
123
заранее либо путем пульверизационного распиливания во
впускную трубу либо в цилиндр в конце выпуска.
Эта порция топлива проходит длительную подготовку и
создает активную смесь, инициирующую предпламенные
процессы в основной части топлива, впрыснутого в цилиндр,
как обычно, в конце сжатия. Опыты показывают, что двух-
фазный впрыск несколько сокращает задержку воспламене-
ния, снижает жесткость работы и повышает полноту сго-
рания.
9. Расчет процесса сгорания
Описанный выше процесс сгорания сопровождает-
ся чрезвычайно сложными физико-химическими явлениями,
которые развиваются в зависимости от большого числа
трудно учитываемых факторов. Это обстоятельство очень
усложняет математическое описание процесса, поэтому в на-
стоящее время нет практически приемлемого метода точного
расчета не только текущих, но и конечных его параметров.
Необходимые при расчете рабочего цикла параметры конца
сгорания обычно получают в результате простого термодина-
мического расчета, выполняемого по идеализированной схеме
и дающего только общее приближение к действительным
условиям. Основной недостаток этого метода состоит в том,
что он не учитывает действительного закона тепловыделе-
ния, подменяя его подводом теплоты при простых термоди-
намических процессах (изохорном и изобарном) с введением
эмпирических поправочных коэффициентов.
Расчет процесса сгорания состоит из двух разделов —
термохимического и термодинамического.
Термохимические соотношения при сгорании
Количество воздуха, необходимое для сгорания топлива,
можно установить из стехиометрических уравнений химиче-
ских реакций.
В конечном счете сгорание углеводородного топлива опи-
сывается следующими уравнениями:
С + О2 = СО2;	(IV.8)
2С + О2 = 2СО;	(IV.9)
2Н2 + О2 == 2Н2О.	(IV.10)
Принимая во внимание атомные и молекулярные веса
элементов и выражая газообразные компоненты в молях,
можно получить соответственно
12 кг С + 1 моль	О2=1 моль СО2;	(IV.11)
24 кг С +1 моль	О2 = 2 моль СО;	(IV.12)
4 кг Н2+ 1 моль	О2 = 2 моля Н2О.	(IV. 13)
124
Из уравнений (IV.И), (IV.12), (IV.13) определяется ко-
личество молей воздуха Л40, теоретически необходимое для
полного сгорания 1 кг топлива:
Мй = 0^т('П‘ + "1—"Sf) моль!кг топлива, (IV.14)
где 0,21 — объемное содержание кислорода в воздухе;
С, Н, О — весовая доля углерода, водорода и кислорода
в элементарном составе топлива.
Элементарный состав топлива можно принимать:
бензин — С = 0,855 и Н = 0,145;
дизельное топливо — С = 0,87, Н = 0,125 и 0 = 0,005.
Действительное количество воздуха Л4, участвующее в
сгорании, обычно не равно теоретическому Мо и составляет
Л/==а7И0 моль)кг топлива,	(IV. 15)
где а — коэффициент избытка воздуха при сгорании.
Для карбюраторных двигателей а = 0,8 ч-1,15 в зависимо-
сти от режима работы. При расчете рабочего процесса обыч-
но принимают а = 0,85ч-0,9. В дизелях а= 1,35ч-1,6 и опреде-
ляется способом смесеобразования и степенью форсирова-
ния двигателя.
Число молей свежего заряда, поступившего в цилиндр за
время впуска:
в двигателях с внешним смесеобразованием
7Иэ = /И-|—— моль)кг топлива, (IV.16)
Ит
где рт — молекулярный вес паров топлива, рт=114 кг)моль\
в двигателях с внутренним смесеобразованием
Л43 = Л4 = а7И0 моль)кг топлива.	(IV. 17)
Число молей продуктов сгорания, образующихся при сго-
рании 1 кг топлива, также определяется из уравнений
(IV.11), (IV.12) и (IV.13).
Если сгорание происходит при а>1, то число молей про-
дуктов сгорания равно
М = Мсп 4- Ми п +	+ 7И моль!кг топлива. (IV. 18)
Из уравнений (IV. 11) и (IV. 13) следует, что
М = —  М =Д
‘со, 12 ’ нао 2 ’
Число молей азота при сгорании не изменяется, поэтому
== 0,79М — О,79аЛ/о.
Число молей избыточного кислорода равно
МОа = 0,21 (М - Мо) = 0,21 Л40 (а - 1).
125
Подставляя найденные количества компонентов продук-
тов сгорания в уравнение (IV.18), получим
^=4+4+°-79аМо+°>21Мо(а-1) <lv-19)
или, учитывая уравнение (IV. 14), получим окончательно чис-
ло молей продуктов сгорания при а>1
Мг = а7И0 +	> моль)кг топлива.	(IV,20)
В случае сгорания с недостатком воздуха (а<1) часть
углерода и водорода окисляется не полностью и в продуктах
сгорания Присутствуют окись углерода и свободный водород:
МГ = 7ИСОа+ Л7Ср+ ^Нзг0+ МНг+ MN2 моль!кг топлива. (IV.21)
Предполагая, что неполному окислению подвергаются
доли углерода и водорода, оцениваемые коэффициентами
и можно написать
М = и М = У1Н-
;со 12 и н2 2 ’
Тогда число молей продуктов полного окисления будет
равно
Л«с0. = (1-?)-И- " Л1„,о =(>-?.) 4-
Число молей азота остается равным
MN2 = О,79аМо.
Общее количество продуктов сгорания в этом случае
будет
Мг= (1 - <?) 4 +	+ И -	4 + *14 + °-79аМо (IV.22)
или после преобразования
С н
МГ =	+ ”2" + О,79аМо моль!кг топлива. (IV.23)
Как видно из уравнений (IV.9) и (IV. 10), в реакциях не-
полного окисления углерода и частичного сгорания водорода
происходит удвоение числа молей газов. Поэтому число мо-
лей продуктов сгорания в этом случае оказывается больше
числа молей свежего заряда'. Это увеличение тем больше,
чем больше продуктов неполного окисления углерода, т. е.
чем меньше коэффициент избытка воздуха а.
Отношение числа молей Мт к 7И3 называется коэффициен-
том молекулярного изменения горючей смеси.
(1V.24)
126
Действительное изменение числа молей будет несколько
меньшим из-за наличия в цилиндре остаточных газов, опре-
деляемых величиной уг.
Поэтому коэффициент молекулярного изменения рабочей
смеси равен
? =	(IV.25)
г М3 + Мг	v '
Учитывая, что = уг, получим
₽ =	(IV.26)
Увеличение числа молей, а	следовательно, и объема про-
дуктов сгорания способствует дополнительному повышению
давления при выделении теплоты и увеличивает работу рас-
ширения газов.
Обычно для двигателей с принудительным воспламене-
нием р= 1,07-е-1,1, а для дизелей (3—1,03-2-1,04.
Термодинамический расчет процесса сгорания
Целью термодинамического расчета процесса сгорания яв-
ляется определение конечных температуры и давления при
заданном количестве подведенной теплоты. Эта задача ре-
шается путем применения уравнения первого закона термо-
динамики:
Q = MJ 4- AL ккал.	(1V.27)
где	Q—количество теплоты, подведенное в данном про-
цессе;
Д77— изменение внутренней энергии в том же процессе;
А— тепловой эквивалент работы, равный ккал/кГ •м;
L — совершенная газом или подведенная к нему внеш-
няя механическая работа, кГ • м.
Расчет процесса сгорания обычно ведется для 1 кг топли-
ва. Из-за невозможности учета действительного закона теп-
ловыделения принимается, что теплота в расчетном цикле
подводится либо по изохоре (в двигателях с принудительным
воспламенением), либо по изохоре и изобаре (в дизелях)
(рис. IV.32). Концом теплоподвода в любом случае считается
точка г. Однако действительный процесс тепловыделения,
развивающийся с конечной скоростью, не заканчивается в
точке г, поэтому в термодинамическом расчете учитывают
незавершившееся сгорание специальным поправочным коэф-
фициентом полезного тепловыделения Кроме отличия дей-
ствительной скорости сгорания от закона теплоподвода, при-
нятого в расчетном цикле, коэффициент $ учитывает потерю
127
части выделившейся теплоты вследствие теплоотдачи в стен-
ки, утечки газа и диссоциации.
Таким образом, условное количество активной теплоты,
выделившееся в процессах cz или cz'z} считается равным
Q = £QT ккал!кг топлива,	(IV.28)
где QT — полное количество теплоты, выделяющееся к кон-
цу реального процесса сгорания.
Рис. IV.32. Расчетные диаграммы процесса сго-
рания:
а — для двигателей с принудительным воспламенением;
б — для двигателей с воспламенением от сжатия; с —
конец сжатия: * — конец сгорания топлива (подвода
тепла); z —конец сгорания топлива (подвода тепла)
при постоянном объеме
Обычно для двигателей с принудительным воспламене-
нием 5 = 0,82-е-0,9, а для дизелей 5 = 0,64-0,80. Количество
теплоты QT может быть определено по формуле
Qt = Qh — AQH. сг ккал!кг топлива, (IV.29)
где	QH—низшая теплота сгорания топлива, ккал!кг\
AQH>cr— потеря части теплоты вследствие физической
и химической неполноты сгорания, ккал/кг.
Неполнота сгорания обычно учитывается только для дви-
гателей с принудительным воспламенением при работе на
обогащенной смеси и может быть подсчитана по формуле
AQH cr = 14 700 (1 — а) ккал)кг. (IV.30)
Низшая теплота сгорания топлива QH принимается в пре-
делах:
для бензина— 10 100—10500 кк,ал!к,г\
для дизельного топлива — 10 000—10 300 ккал!кг.
128
Для случая смешанного подвода теплоты (рис. IV.32, б)
уравнение I закона термодинамики при а>1 будет иметь вид
£QH = UZ — Uc + AL ккал)кг топлива. (IV.31)
Внутренняя энергия смеси продуктов сгорания (Л4Г) с оста-
точными газами (Л1г) определяется формулой
Uz = (Л7Г 4- Mr) pcvzTz ккал/кг топлива, (IV.32)
где ^cvz — средняя мольная теплоемкость продуктов сгора-
ния при постоянном объеме в интервале темпе-
ратур от 0 до Tz, ккал/моль•град;
Тг—температура газа в конце расчетного процесса
сгорания, °К.
Величину теплоемкости продуктов сгорания дизелей мож-
но найти из уравнения
= (4.8 +	) +
+ (з,7 +	IO-4-?; ккал/моль-град. (IV.33)
Внутренняя энергия смеси свежего заряда (2И3) и оста-
точных газов (Л1г) определяется выражением
Uс = (М3 + Л4Г) pcvCTc ккал/кг топлива. (IV.34)
Средняя мольная теплоемкость свежей рабочей смеси при
постоянном объеме в интервале температур от 0 до Тс может
быть определена из уравнения
— 4,83 + 0,000416 Тс ккал/моль-град. (IV.35)
Работа, совершаемая газом на изобарном участке z'z,
равна
(IV.36)
L=pz (Vz — Vz.) — рг (Vz — Vc) кГ-м/кг топлива
или, обозначая степень повышения давления X =
L—pzVz— lpcVc кГ-м/кг топлива.
Максимальное давление сгорания для двигателей
пламенением от сжатия обычно не рассчитывают, а
(IV.37)
с вос-
прини-
мают на основании опытных данных, учитывая способ сме-
сеобразования и форсировку процесса (см. раздел 6).
Используя уравнения состояния, можно записать
Л^ = ^(/Иг + 7Иг)Гг	(IV.38)
= [X/?(MS + Я)Л,	(IV.39)
где р./?— универсальная газовая постоянная; р₽ =
= 848 кГ • м/молъ • град.
5—165	129
Подставляя все найденные составляющие в уравнение
(IV.31), получим
= (Я + Ч) ^гтг - (М3 + Я) ^vcTe+ A?R (Я+Ч) Т-
-A^R(Ms + Mr)Tc.	(IV.40)
Объединив подобные члены и разделив обе части уравнения
на (Мз + Мг), будем иметь
жтк =	<“-+ т- -	+ А'^ т‘- (1V-41>
Так как
Я + Я = Ж1 + ь);
а_ Мт + Мг
1 — м3 + мг
и
РЯ 4- ЛрЯ = рсрг,
окончательно расчетное уравнение процесса сгорания для
случая смешанного подвода теплоты можно записать в виде
Мз(?+1Г}- + (|^+ Тс = №ргТг. (IV.42)
Поскольку а следовательно, и р.сР2 являются функ-
цией 7\, то уравнение (IV.42) является квадратным и может
быть приведено к виду
Т2 + ВТг — С = 0.	(IV.43)
Корень этого уравнения определяется по обычной формуле
т,—	+	(IV-44)'
Расчетная величина Tz для современных дизелей должна
быть 1800—2100° К.
Определив из уравнения (IV.42) ТгУ находят степень пред-
варительного расширения
Р =	(IV.45)
Автомобильные дизели, характеризующиеся быстрым тепло-
выделением, имеют
Р = 1,15 Н-1,25.
При медленном выделении теплоты, например в предкамер-
ных дизелях, степень предварительного расширения р может
возрасти до 1,4—1,5. Степень последующего расширения
определяется из зависимости
8 = у-	(IV.46)
130
Термодинамический расчет цикла двигателя с принуди-
тельным воспла-менением (рис. IV.32,a) отличается от при-
веденного тем, что подвод теплоты считается изохорным и
поэтому работа L при сгорании отсутствует.
В этом случае
B(QH — AQh. сг) = Uz — Uc ккал[кг топлива (IV.47)
или с учетом уравнений (IV.32) и (IV.34)
- (^з7г+°^ + *с*сТс=(IV-48)
Среднюю мольную теплоемкость продуктов сгорания при
а<1 можно определить по формуле
^cvz = (4,4 + 0,62а) -р
+ (3,7 + 3,3а) 10-4*7\ ккал!моль-град. (IV.49)
Средняя мольная теплоемкость свежей рабочей смеси
определяется по выражению (IV.35).
Решение квадратного уравнения (IV.48) дает расчетную
температуру Tz продуктов сгорания двигателя с принудитель-
ным воспламенением, которая обычно равна 2500—2700° К.
По найденной температуре Tz определяется расчетное мак-
симальное давление цикла:
Л = кПсм*	(IV.50r)
1 с
₽ -р- = х,
1 с
где X — степень повышения давления при сгорании.
Обычно для современных карбюраторных двигателей рас-
четная величина рг = 40-^-70 кГ1см2, что значительно превы-
шает реальные давления газов в цилиндре. Поэтому при по-
строении расчетной индикаторной диаграммы найденное дав-
ление уменьшают, умножая на поправочный коэффи-
циент 0,85. Необходимость такого корректирования результа-
тов расчета вызвана тем, что реальный процесс сгорания про-
текает не по изохоре и принятая часть теплоты топлива вы-
деляется, когда объем камеры сгорания уже существенно
больше минимального объема 1/с, а давление снизилось в
результате расширения.
10. Состав отработавших газов и методы снижения
их токсичности
Отработавшие в цилиндре двигателя газы состоят
из большого числа компонентов. Основную долю среди них
занимают неиспользованный азот воздуха (74—78% по объе-
5*	131
му) и конечные продукты окисления углерода и водорода:
углекислый газ (1 —12%) и пары воды (0,5—5,5%). Отра-
ботавшие газы содержат также токсичные продукты непол-
ного окисления: окись углерода (0,01 —10%), альдегиды
(0,001—0,2%), различные углеводороды (0,009—3%) и сажу
(до 1,1 г/ж3).
Окись углерода присутствует в отработавших газах
даже при общем избытке воздуха, а при работе карбю-
раторного двигателя на обогащенной смеси ее концентра-
ция значительно увеличивается, достигая указанных верхних
пределов.
Вследствие высокой температуры при сгорании в реакцию
вовлекается даже азот, который, соединяясь с кислородом,
образует токсичные окислы (до 0,8% по объему). Кроме всех
этих веществ в отработавших газах содержатся продукты
окисления серы, имеющейся в топливе, ядовитые соединения
свинца, присутствующего в антидетонационных присадках, а
также сложные ароматические углеводороды: пирен, антра-
цен, бензпирен и др. Последний является канцерогенным ве-
ществом, вызывающим раковые заболевания.
Дизели обычно работают при значительном избытке воз-
духа. Поэтому отработавшие в них газы содержат, как пра-
вило, незначительное количество окиси углерода, но зато они
характеризуются повышенной концентрацией ядовитых окис-
лов азота, альдегидов, а также сажи, которая является пе-
реносчиком канцерогенных веществ.
Состав отработавших газов меняется в зависимости от
применяемого топлива, технического состояния двигателя и
особенно его топливной аппаратуры, а также от режима ра-
боты. Увеличение концентрации токсичных компонентов в га-
зах карбюраторных двигателей наблюдается как при малой,
так и при большой нагрузке, когда смесь обогащается. Зна-
чительное количество окиси углерода выделяется при холо-
стом ходе и особенно при торможении автомобиля двигате-
лем. В дизелях количество вредных веществ увеличивается
при полной подаче и в случае неисправной топливной аппа-
ратуры.
В результате массового выпуска автомобилей с двигате-
лями внутреннего сгорания резко повысилась загрязненность
воздушного бассейна. В ряде крупнейших городов мира со-
держание окиси углерода значительно превысило допусти-
мые среднесуточные нормы (около 0,01 мг/м3) и достигает
10—50 мг/м3. Некоторые углеводороды, входящие в состав
отработавших газов, под воздействием солнечного света всту-
пают в реакцию с воздухом и окислами азота, образуя ядо-
витый туман, получивший за рубежом название «смог».
Таким образом, все возрастающее насыщение атмосферы
земли отработавшими газами представляет собой серьезную
132
опасность для здоровья и даже жизни людей и является весь-
ма важной социальной проблемой.
В связи с этой проблемой первостепенную важность при-
обретает правильная регулировка карбюратора или дизель-
ной топливной аппаратуры и постоянный контроль за ее ста-
бильностью. Недопустима эксплуатация двигателей при пе-
рерасходе топлива, дымлении и неправильной регулировке
карбюратора на режиме холостого хода.
Существенного снижения вредности отработавших газов
карбюраторного двигателя можно добиться, применяя бедные
смеси при интенсификации их горения искровым разрядом
повышенной энергии или форкамерно-факельным зажига-
нием.
Одним из методов снижения токсичности отработавших
газов является дожигание их в специальных приборах —
нейтрализаторах. Наиболее подходящими для автомобильных
двигателей являются каталитические нейтрализаторы, в ко-
торых газы пропускаются через набивку, состоящую из пори-
стых трубок или шариков, покрытых тончайшим слоем ката-
лизатора, например платины. В присутствии катализатора
происходит почти полное беспламенное окисление СО, ча-
стичное восстановление окислов азота и газы в значительной
степени обезвреживаются.
Однако массовое применение таких нейтрализаторов пока
лимитируется отсутствием недорогого и недефицитного ката-
лизатора.
Глава V
ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ
1. Теплообмен и средний показатель политропы
расширения
Процесс расширения является единственным про-
цессом рабочего цикла, в течение которого совершается по-
лезная работа. Начинается он с началом снижения давления
в цилиндре двигателя (точка г) и заканчивается к моменту
прихода поршня к н. м. т.
Процесс расширения осуществляется в условиях:
—	догорания топлива, не успевшего полностью сгореть в
течение основных фаз процесса сгорания;
—	рекомбинации в процессе снижения температуры рабо-
чего тела продуктов, диссоциировавших в период сгорания;
—	непрерывного теплообмена между рабочим телом и
окружающими его деталями при переменных перепадах тем-
ператур, переменных давлениях и переменных размерах теп-
лопередающей поверхности;
—	частичной утечки заряда через зазоры в цилиндро-
поршневой группе под влиянием высоких давлений.
Догорание топлива и рекомбинация продуктов диссоциа-
ции приводят к тому, что, несмотря на некоторые утечки ра-
бочего тела, увеличение его объема и отвод тепла от него,
температура газов в цилиндре двигателя в начале процесса
не только не понижается, а наоборот, даже несколько возра-
стает, достигая максимума (Tzmax\ уже на линии расшире-
ния. Это свидетельствует о том, что процесс расширения в
начальной стадии протекает с подводом тепла, поэтому по-
казатель линии расширения в начале процесса значительно
ниже показателя адиабаты, а в некоторых случаях даже
меньше единицы.
По мере движения поршня от в. м.т. к н.м.т. догорание
топлива и восстановление продуктов диссоциации постепенно
уменьшаются и все большее значение начинает приобретать
отвод тепла от рабочего тела к стенкам цилиндра. При этом
показатель линии расширения непрерывно растет, прибли-
жаясь к показателю адиабаты.
При некотором положении поршня подвод тепла за счет
догорания и восстановления продуктов сгорания становится
равным отдаче тепла в стенки цилиндра и потере его за счет
утечек газов, а мгновенное значение показателя процесса
расширения достигает значений показателя адиабаты.
При дальнейшем расширении преобладающую роль на-
чинает играть отвод тепла от рабочего тела и показатель
134
политропы расширения становится выше показателя адиаба-
ты, непрерывно возрастая по мере приближения поршня к
н. м. т.
Таким образом, процесс расширения в реальных двига-
телях-представляет собой сложный термодинамический про-
Рис, V.1, Изменение давления и показателя поли-
тропы расширения в зависимости от объема ра-
бочей полости цилиндра дизеля (п=1840 об!мин>
подача топлива — полная):
^2 v “ показатель политропы расширения: Рц — давление
газов в цилиндре
цесс, осуществляющийся с переменным показателем политро-
пы (п2х) по всей линии расширения.
Если отдельные небольшие участки линии расширения
подчинить политропным процессам с постоянным показате-
лем политропы для каждого из участков, то примерное изме-
нение показателя политропы расширения по участкам выра-
зится кривой, показанной на рис. V.I.
Практическое использование переменных значений пока-
зателя политропы расширения п2х представляет значитель-
ные трудности. Поэтому при расчетах рабочего процесса дви-
гателей действительный политропический процесс расширения
заменяется условным процессом с некоторым постоянным по-
казателем п2. Этот показатель называется средним показа-
телем политропы расширения и подбирается таким образом,
чтобы при одинаковых исходных и конечных параметрах про-
цесса расширения совершаемая газами работа при постоян-
ном показателе политропы п2 равнялась их работе при истин-
ном переменном показателе.
135
При разработке конструкций новых двигателей значения
среднего показателя политропы расширения п2 или выбира-
ются исходя из анализа особенностей проектируемого дви-
гателя и влияния различных факторов на процесс расшире-
ния, или определяются методом последовательных приближе-
ний на основании уравнений работы и теплообмена в про-
цессе расширения.
Для существующих двигателей величина п2 может быть
найдена аналитически на основании уравнения политропиче-
ского состояния рабочего тела рУПг = const, которое приме-
нительно к начальным и конечным точкам процесса расши-
рения можно представить в виде
PzV12=PbVb2-	(V-1)
Логарифмируя это уравнение, получим
IgA + «2 1g = IgA + Л2 1g V»
откуда
„ _ ^Рг — ^Рь
2 ^Vb-\gVz'
С точки зрения лучшего использования вводимого в цикл
тепла целесообразно, чтобы значение среднего показателя по-
литропы расширения приближалось к значению показателя
адиабаты. Для современных двигателей п2 равно 1,15—1,27.
2. Влияние различных факторов на величину
среднего показателя политропы расширения
К числу важнейших факторов, определяющих зна-
чения показателя политропы расширения, относятся обороты
коленчатого вала двигателя, нагрузка, размеры цилиндров,
тепловое состояние, протекание процесса сгорания и др.
Обороты коленчатого вала. С повышением оборотов со-
кращается продолжительность процесса расширения, в связи
с чем уменьшается время контакта рабочего тела со стенка-
ми цилиндра и утечки газов через зазоры между поршнем и
цилиндром. В дизелях, кроме того, значительно увеличивает-
ся догорание топлива на линии расширения. Так как все
эти явления воздействуют в направлении снижения количе-
ства тепла, отводимого от рабочего тела в процессе расши-
рения, то с увеличением оборотов коленчатого вала средний
показатель политропы расширения должен уменьшаться, На
рис. V.2 приведены экспериментальные данные по изменению
величины п2 в зависимости от числа оборотов для дизелей
«Татра» и ЯМЗ, полностью подтверждающие это положение.
Как можно видеть из рисунка, средний показатель политропы
расширения у рассматриваемых двигателей примерно линейно
убывает с повышением оборотов коленчатого вала.
136
Нагрузка двигателя. В
связи с более значительным
ростом температуры конца
сгорания по сравнению с
температурой деталей как в
карбюраторных двигателях,
так и в дизелях с повыше-
нием нагрузки увеличивает-
ся разность между темпе-
ратурой рабочего тела и
температурой окружающих
Рис. V.2. Зависимость среднего
показателя политропы расширения
от числа оборотов коленчатого
вала:
1 — двигатель ЯМЗ-238: 2 — двигатель
«Татра»
его деталей, что должно спо-
собствовать некоторому уси-
лению теплообмена в про-
цессе расширения.
Однако в карбюраторных двигателях при этом возрастает
расход рабочего тела и соответственно сокращается прихо-
дящаяся на единицу массы рабочего тела теплопередающая
поверхность, вследствие чего относительная теплопередача
от рабочего тела к деталям может несколько снижаться. Со-
Рис. V.3. Изменение среднего по-
казателя политропы и давления
конца расширения в зависимости
от нагрузки:
1 — давление конца расширения: 2 —
средний показатель политропы расши-
рения
гласно имеющимся данным
совместное воздействие по-
вышения перепада темпера-
тур и снижения относитель-
ной теплопередачи приводит
к тому, что с увеличением
нагрузки в карбюраторных
двигателях показатель по-
литропы расширения не-
сколько уменьшается.
В дизелях массовый рас-
ход рабочего тела в зависи-
мости от нагрузки почти не
изменяется, но здесь при
повышении нагрузки увели-
чивается догорание, в ре-
зультате чего усиливается
подвод тепла в период рас-
ширения и показатель по-
литропы расширения уменьшается, причем тем значительнее^
чем больше нагрузка (рис. V.3).
Размеры цилиндров. При сохранении неизменным рабо-
чего объема цилиндра с уменьшением отношения хода порш-
7 5 \
ня к диаметру цилиндра (-дН уменьшается относительная
поверхность охлаждения и снижается отвод тепла от рабо-
чего тела в процессе расширения, что вызывает уменьшение
значения п2.
137
С уменьшением рабочего объема при неизменном отно-
шении относительная поверхность охлаждения увеличи-
вается, количество тепла, отводимого от рабочего тела, по-
вышается и п2 растет.
Конструкция камеры сгорания. С увеличением размеров
камеры сгорания увеличивается относительная поверхность
охлаждения рабочего тела и повышается отвод тепла от него.
Поэтому при компактной конструкции камер сгорания (на-
пример, полусферической, клиновой) средний показатель по-
литропы расширения будет иметь меньшие значения, чем при
камерах сгорания с растянутыми размерами (например, Г- и
Т-образных).
Протекание процесса сгорания. При прочих равных усло-
виях интенсификация процесса сгорания в основных фазах
обеспечивает повышение давления и температуры в начале
расширения и уменьшает долю догорающего на линии рас-
ширения топлива. В результате усиливается теплообмен ме-
жду рабочим телом и окружающими деталями и сокращает-
ся подвод тепла к рабочему телу в процессе расширения, что
приводит к повышению значений среднего показателя поли-
тропы. Исходя из этого при выборе значений п2 их необхо-
димо увязывать со значениями коэффициента активного теп-
ловыделения при сгорании (52).
Тепловое состояние двигателя. С повышением теплового
состояния, с одной стороны, уменьшается разность между
температурой рабочего тела и температурой деталей, что
должно привести к снижению теплообмена и значений п2, а
с другой стороны, несколько интенсифицируется процесс сго-
рания и уменьшается догорание топлива, что Должно способ-
ствовать повышению значений п2. Учитывая количественное
влияние каждого из указанных факторов, можно прийти к
выводу о том, что существенного влияния на величину п2
тепловое состояние оказывать не будет. Причем ввиду обыч-
но незначительного догорания в карбюраторных двигателях
при повышении теплового состояния возможно некоторое сни-
жение п2 за счет уменьшения теплоотдачи. В дизелях, где
догорание топлива на линии расширения во всех случаях
довольно значительно, за счет снижения догорания при уси-
лении подогрева заряда с повышением температуры дета-
лей п2 может несколько увеличиться.
Техническое состояние. При износе цилиндро-поршневой
группы увеличиваются утечки рабочего тела, что аналогично
отводу тепла. Поэтому в изношенных двигателях значения по-
казателя политропы расширения будут выше, чем у двигате-
лей, имеющих хорошее техническое состояние. Отложение на-
гара, накипи и т. п. способствует ухудшению отвода тепла и
приведет, следовательно, к снижению значений п2.
138
3. Параметры конца процесса расширений
К параметрам конца процесса расширения относятся дав-
ление ръ и температура Тъ рабочего тела в конце расши-
рения.
Из уравнения (V.1)
(V.2)
Для карбюраторных двигателей
1 -J_
Vc
для дизелей
Уг _ 1 _ 1
Vfr	Уд ~ Ь •
Vz
Тогда для карбюраторных двигателей
Л-Л-jr-^-,	(V.3)
для дизелей
Pt-P.-^ = ^,	(V.4)
где & — степень последующего расширения; 8 = -^-.
*2
При отсутствии утечек рабочего тела из уравнений (V.2)
и (V.3):
для карбюраторных двигателей
(«)
I vj
для дизелей
Пределы значений параметров процесса расширения для
современных двигателей транспортного типа приведены в
табл. V.I.
Таблица V. 1
Значения параметров процесса расширения для современных двигателей
Тип двигателя	Пределы изменения		
	среднего показа- теля политропы расширения п2	давления конца расширения рь, кГ/см*	температуры конца расшире- ния 7^, °К
Карбюраторные двига- тели 	 Дизели		1,23—1,30 1,18—1,28	3,5—5,0 2,0—4,0	1500—1800 1000—1400
Глава VI
ИНДИКАТОРНЫЕ И ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ
ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Индикаторные показатели
Индикаторные показатели характеризуют действи-
тельные циклы двигателей внутреннего сгорания. К ним отно-
сятся: среднее индикаторное давление р^кГ/см2 (мн/м2); ин-
дикаторная мощность Nt л. с. (квт)\ индикаторный коэффи-
циент полезного действия удельный индикаторный расход
топлива g^e/a. л. с.ч (г/и,квт-ч).
Среднее индикаторное давление. Под средним индикатор-
ным давлением понимается такое условное постоянное по ве-
личине избыточное давление, которое, действуя на поршень
в течение одного хода, совершает работу, равную работе га-
зов за весь цикл.
Если обозначить работу газов за цикл в одном цилиндре
двигателя через L\, то согласно определению Pi
L'l=PlFS=plVh,	(VI.1)
где F— площадь поршня, м2;
S—ход поршня, м\
V'h — рабочий объем одного цилиндра, м3.
Из уравнения (VI.1)
<vl2)
т. е. среднее индикаторное давление численно равно отнесен-
ной к единице рабочего объема работе газов за цикл.
Значения среднего индикаторного давления могут опреде-
ляться расчетом или по индикаторным диаграммам.
При аналитическом определении pi в качестве исходных
данных используются параметры расчетных циклов (см. гла-
ву1).
Индикаторная работа расчетного цикла в общем виде мо-
жет быть выражена как разность работ расширения и сжа-
тия, т. е.
140
Работа на участке сгорании у — z при p = const равна
Так как рг = \рс и -р*- = р,
v с
ТО
А;_г = ХЛ1/Др-1).	(VL4)
Работа на участке расширения z—b равна
Разделив и умножив правую часть последнего уравнения
на Vc и учитывая, что
-у7 = Р’ “и - = 8 и рг = \рс,
v С	v Z
получим
Г = д у ------------------±_J).	(VI.5)
z~b ГС с —1 I	g«2—1 j	'	'
Работа сжатия на участке а — с равна
Подставив полученные выражения работы для отдельных
участков цикла из уравнений (VL4), (VI.5) и (VI.6) в исход-
ное уравнение (VI.3) и вынеся за скобки произведение pcVc,
получим выражение для общей работы расчетного цикла в
виде
После подстановки значения L'. в уравнение (VI.2) бу-
дем- иметь
Так как—?- =----г, то окончательно для двигателей со
vh “1
смешанным подводом теплоты (дизелей)
141
Для двигателей с принудительным йОёЯЛйМёНёйИём и ИЗО*
хорным подводом теплоты р=1 и 4г- — е, в связи с чем урав-
v г
нение принимает вид
Среднее индикаторное давление действительного цикла
определяется как
А =	(V1.10)
где ср — коэффициент полноты индикаторной диаграммы.
Значения коэффициента ср для современных двигателей
приведены в табл. VI. 1.
В двухтактных двигателях среднее индикаторное давле-
ние расчетного цикла определяется для полезной части хода
поршня, а при определении среднего индикаторного давления
действительного цикла учитывается потерянная доля хода
поршня. Исходя из этого для двухтактных двигателей
Л = ?Л(1-Н	(VI.U)
где ф— коэффициент потерянной доли хода поршня.
Для существующих двигателей среднее индикаторное дав-
ление находится обычно по индикаторным диаграммам. Если
обозначить площадь индикаторной диаграммы (рис. VI.1) че-
рез Fi см2, то
Л = ^Г'
где пг— масштаб индикаторной диаграммы по оси давле-
ний, см3[кГ\
I — длина индикаторной диаграммы по оси объемов, см.
Таблица VI.1
Значения коэффициента полноты индикаторной диаграммы
Тип двигателя	Значения <р
Четырехтактные карбюраторные . .	0,93—0,97
Четырехтактные дизели: с неразделенными камерами с разделенными камерами . .	0,90—0,95 0,92—0,96
Двухтактные дизели 			0,97—1,0
На рис. VI.1 средние индикаторные давления расчетного
(/>') и действительного (р;) циклов изображены в виде бо-
142
ковых сторон, построенных на основании Vh прямоугольни-
ков 1—4—5—8—1 и 1—3—6—8—1, площади которых соответ-
ственно равновелики площадям индикаторных диаграмм рас-
четного (а— с — z—b — а) и действительного (а — с' — с" —
z'— b' — Ь"— Ь'") циклов.
Рис. VI.1. Индикаторная диаграмма двигателя с принудительным воспла-
менением рабочей смеси:
а—с' — с"— z1 — Ь* — Ь" — Ь1" — действительная:	а—с—z—b—а — расчетная; 1—3—6—8—1
и 1—4—5—8—1 — площади, эквивалентные площади действительной и расчетной диа-
грамм/, 1—2—7—8—1 — площадь, эквивалентная эффективной мощности одного ци-
линдра: 2—3—6—7—2 — площадь, эквивалентная механическим потерям „одного ци-
линдра: 3—4—5—6—3 — площадь, эквивалентная разности площадей действительной
и расчетной диаграмм
143
Примерные значения среднего индикаторного давления
действительных циклов современных двигателей при работе
их на номинальных режимах приведены в табл. VI.2.
Таблица VI.2
Среднее индикаторное давление
Тип двигателя	Пределы значений р^, кГ/см2
Четырехтактные двигатели с при- нудительным	воспламенением (карбюраторные, с впрыском бен-	7—12
зина, форкамерные) без наддува Четырехтактные дизели: с неразделенными камерами	
	6,5-10,5
без наддува 	 с неразделенными камерами с	
наддувом			До 22
с разделенными камерами	5,0—8,0
Двухтактные дизели без наддува	3,5—7
Двухтактные дизели с наддувом . .	До 14
Индикаторная мощность. Под индикаторной мощностью
понимается мощность, которая развивается газами в цилин-
драх двигателя. В соответствии с определением мощности в
механике индикаторная мощность'равна
М = ^-,	(VI.12)
где т — продолжительность одного рабочего цикла, сек.
При числе оборотов коленчатого вала п (об/мин) и коэф’
фициенте тактности z (для четырехтактных двигателей г=2,
для двухтактных г=1) продолжительность цикла равна
60г
тогда
дг.= -'п-
60г ‘
(VI.13)
Согласно уравнению (VI.1) для двигателя с числом ци-
линдров i индикаторная работа за цикл будет равна
Li = L'ii = piV'hi=piVll,
где Vh — рабочий объем двигателя, м3.
Подставив значение индикаторной работы в уравнение
для получим
144
При выражении индикаторной мощности в л. с., среднего
индикаторного давления в кГ/см2 и рабочего объема в л по-
следнее уравнение принимает вид
=	<VL14)
В системе СИ при выражении Vh в л и рг- в н/м2
N>=4^Kml-	(VI.141)
Полученное уравнение индикаторной мощности обычно
используется для определения мощности существующих дви-
гателей, когда известны piy Vh и п. Для анализа различных
вопросов теории двигателей внутреннего сгорания более удоб-
ным является так называемое уравнение индикаторной мощ-
ности в развернутом виде, которое связывает Ni непосредст-
венно с основными параметрами двигателя.
Предположим, что имеется двигатель, у которого:
D — диаметр цилиндра, м\
5 —ход поршня, м\
i — число цилиндров;
V'h — рабочий объем одного цилиндра, ли3;
п — число оборотов коленчатого вала, об/мин}
Z — коэффициент тактности.
В цилиндр такого двигателя за цикл теоретически может
поступить объем воздуха
При коэффициенте наполнения действительный объем
поступившего воздуха будет равен
или в весовых единицах для всего двигателя с рабочим объе-
мом Vh = V'h i
Ов = Vhf\v^ кг) цикл,
где — удельный вес воздуха, кг/м3.
Из выражения коэффициента избытка воздуха а = -Др .
количество поступившего в двигатель за цикл топлива опре-
деляется как
GT =	Vav)fTb кг!цикл.
145
При низшей теплотворности топлива QH количество введен-
ной в двигатель теплоты будет равно
Q = OTQH = УЛ^тв ккал)цикл.
Количество теплоты, которое может превратиться в дей-
ствительном цикле в работу
Qi = Q*h = -§7 адт.-
где — индикаторный к. щ д.
Тогда индикаторная работа двигателя за цикл составит
= Т
где Л—тепловой эквивалент работы, численно равный
ккал)кГ-м, а индикаторная мощность двигателя будет
равна
кг-м-
При выражении рабочего объема в л и мощности в л. с,
последнее уравнение приводится к виду
427	т/ 1 Он
60-103-75 Z ’ aZ0	Л' С-
Обозначив постоянные величины через k, окончательно
получим
=	'л- с->	(VI.15)
* Ulf)
, 427
ГДе k 60-103-75 *
В системе СИ
Ni~kV^^W,n кет, (VI.159
где k= 106.60 ’
р — плотность воздуха, jca/ju3.
Используя уравнения индикаторной мощности, на основе
уравнения (VI. 14) можно получить аналогичные выражения
для среднего индикаторного давления
Pi = # ^/Тв кГ1см2,	(VI.16)
где £' = 450/г.
146
В системе СИ
Pi = k' '^/Рв «/л4.
CV1.161)
Индикаторный к. п. д. Согласно определению главы I
(VL17)
где Qi — количество введенной за цикл в двигатель теплоты,
ккал[цикл.
При индикаторной мощности двигателя л. с. количе-
ство тепла, превращенного в индикаторную работу, равно
ALt = 632N,,
где 632 — тепловой эквивалент одной лошадиной силы,
ккал!л. с.
А количество вводимой в двигатель теплоты
Qi = QhGt,
где QH—низшая теплотворность топлива, ккал!кг\
От—часовой расход топлива, кг!ч.
Подставляя значения АЛг и Qi в уравнение (VI. 17), полу-
чим
632XZ
Ги <?hGT
или
(VI.18)
где gi — индикаторный удельный расход топлива, г1и.л.с.ч\
Ст-103
В системе СИ
где gi выражено в г/и. квт-ч и QH в кдж/кг.
Для анализа ряда вопросов теории двигателей внутрен-
него сгорания более удобным является выражение индика-
торного к. п. д. через среднее индикаторное давление. Вос-
пользуемся с этой целью характеристическим уравнением
av; = 848M70,
где V"h— рабочий объем двигателя, приходящийся на 1 кг
расходуемого им топлива;
147
М[—количество молей свежего заряда, которое тео-
ретически может разместиться в рабочем объе-
ме V"h при ро и Т(
этого уравнения
0.
Из

Тогда
равна
WMhTQ
Pq ’
совершаемая 1 кг топлива индикаторная работа будет
PlMhTQ
Po
в уравнение (VI. 17) и учитывая,
получим
_____Pi-Mfal о
= 427 ро<?н ’
^’=А^ = 848
Подставляя значение L\
что для 1 кг топлива Qi = QH,
848
Так как
h r\v
то
окончательно
PiMpTq
1,985 4^4^.
' Po^Qh
В
(VI.19)
системе СИ
Для двигателей
У]. = 8,314
с наддувом
Y)z= 1,985
PiMgTQ
Po^yQn
(VI.191)
и двухтактных двигателей
PiMgTK
В
системе СИ
7); = 8,314
piMgTK
Pk^/Qh
Удельный индикаторный расход топлива —это расход топ-
лива, приходящийся на единицу развиваемой двигателями
индикаторной мощности.
Из уравнения (VI.18)
632’Ю3	.
Si = г. 0 г1и-л- с- ч'
(VI.20)
148
А с учетом уравнения (VI.19)
g. = 318 P°2VT  zfii. л. с. ч.
PiMgTo 1
В системе СИ соответственно
3600-1О3 .
& = —-7)— г1и- квт-4
Wh
(VL21)
и
g = 433,1	- г/и. квт • ч.
1 PiMgTQ '
2.	Влияние различных факторов на индикаторные
показатели
Из уравнений (VI.15), (VI.16), (VI.19) и (VI.21)
следует, что индикаторные показатели определяются такими
параметрами двигателей, как коэффициент наполнения, коэф-
фициент избытка воздуха и индикаторный к. п. д. Поэтому
для выявления влияния различных факторов на индикатор-
ные показатели необходимо, очевидно, прежде всего оценить
их влияние на перечисленные параметры.
Учитывая, что в соответствующих разделах книги уже де-
тально рассмотрено влияние различных факторов на r]V и а,
ограничимся здесь лишь влиянием различных факторов на
величину и изменение индикаторного к. п. д.
Сорт применяемого топлива. Температура сгорания и ско-
рость распространения пламени всех углеводородов, обра-
зующих жидкие топлива, примерно одинаковы. Поэтому эко-
номичность цикла не должна значительно зависеть от рода
применяемого топлива. Это подтверждается эксперименталь-
ными данными, показывающими, что гц в случае применения
различных углеводородных топлив изменяется в диапазоне
1—2%, т. е. почти в пределах точности опыта.
Степень сжатия. В зависимости от е индикаторный к. п. д. гц
изменяется примерно по той же закономерности, что и тер-
мический к. п. д. Поэтому при выборе s для карбюраторных
двигателей стремятся к ее повышению. Ограничениями при
этом являются: появление детонации, увеличение давлений
цикла рс, pz, рост механических потерь, снижение долговеч-
ности и надежности работы, затруднение запуска двигателя,
повышение стоимости эксплуатации по топливу. С учетом
этих обстоятельств считается нецелесообразным повышение s
более 12. У дизелей индикаторный к. п. д. в пределах приме-
няемых степеней сжатия изменяется незначительно.
Состав смеси. Ранее было показано, что состав смеси ока-
зывает сильное влияние на температуру цикла, полноту и
149
скорость сгорания, влияющих в свою очередь на величину
и характер изменения индикаторного к. п. д.
У карбюраторных двигателей наибольшие значения vji до-
стигаются при а= 1,05ч-1,1, когда имеет место полное и еще
Рис. VI.2. Зависимость индикаторного к. п. д. и отношения
от состава смеси:
а — карбюраторный двигатель; б — дизель
достаточно быстрое сгорание топлива (рис. VI.2, а). Некото-
рый избыток воздуха необходим для обеспечения полного
сгорания топлива в объемах с более богатой смесью. Появ-
ление последней вызвано несовершенством смесеобразова-
ния, в результате чего в цилиндр попадают капли и пленка
150
топлива в жидкой фазе. Обеднение смеси более а=1,1 су-
щественно увеличивает потери тепла с избыточным, не уча-
ствующим в сгорании воздухом, а также сопровождается по-
явлением отдельных циклов с запоздалым сгоранием. Оба
фактора способствуют понижению индикаторного к. п. д. При
уменьшении а вследствие неполного сгорания топлива инди-
каторный к. п. д. уменьшается. Величины Ni и р^ пропор-
циональны отношению (уравнение VI.15). Наибольшее
значение соответствует а = 0,84-0,9, т. е. мощностному
составу, обусловленному максимальной скоростью сгорания
топливо-воздушной смеси.
У дизелей вследствие недостатков внутреннего смесеобра-
зования топливо полностью сгорает при а = 2,54-3,5, чему со-
ответствует наибольшее значение тр (рис. VI.2,5). Уменьше-
ние а от указанных пределов приводит к недогоранию топ-
лива, а увеличение — к росту тепловых потерь с воздухом,
не участвующим в сгорании. В обоих случаях наблюдается
снижение индикаторного к. п. д. Наибольшие значения отно-
шения у дизелей бывают при а= 1,1 4-1,2, т. е. за преде-
лом дымления по нагрузке. Это исключает эксплуатацию ди-
зелей на мощностных составах смеси.
Угол опережения зажигания определяет положение цикла
относительно верхней мертвой точки. Наивыгоднейшим счи-
тается положение, когда максимальное давление цикла pzmax
достигается при 18—25° угла поворота коленчатого вала за
в. м. т. При раннем зажигании цикл смещается в сторону
процесса сжатия, увеличивая работу сжатия (см. главу IV).
В этом случае процессы сгорания и сжатия совмещаются —
давления цикла значительно превышают нормальные, возра-
стает жесткость работы двигателя, средняя и максимальная
температуры цикла. Это вызывает детонацию, усиленную дис-
социацию продуктов сгорания и обусловленные этими явле-
ниями большие потери тепла. При позднем зажигании раз-
витие процесса сгорания смещается в сторону процесса рас-
ширения. Вследствие этого снижаются давления цикла,
падает степень расширения, уменьшается полнота индика^
торной диаграммы, а температура отработавших газов зна-
чительно повышается, обусловливая увеличение тепловых по-
терь. По указанным причинам в обоих случаях отклонения
угла опережения зажигания от наивыгоднейшего индикатор-
ный к. п. д. снижает свои значения.
Число оборотов. С увеличением п у двигателей обоих ти-
пов сокращается время цикла и, следовательно, суммарная
теплоотдача от стенок цилиндра во внешнюю среду, а также
снижаются потери через неплотности, что способствует по-
151
вышению индикаторного к. п. д. Растущая с увеличением п
турбулизация заряда, с одной стороны, повышает скорость
сгорания, а с другой — интенсифицирует теплоотдачу в стен-
ки. Совместное воздействие первых трех факторов способст-
вует общему повышению индикаторного к. п. д. с ростом
числа оборотов. Снижение гр при п, близких к разносным
(рис. VI.3), является следствием возрастающего догорания
топлива на линии расширения. Снижение гц у дизелей по
этой причине обычно наблюдается на меньших по сравнению
с карбюраторными двигателями оборотах.
Рис. VI.3. Зависимость индикаторного к. п. д. от числа оборотов кар-
бюраторного двигателя
Нагрузка. При изменении нагрузки на индикаторный
к. п. д. воздействуют в основном два фактора — состав смеси
и остаточные газы.
У карбюраторных двигателей наибольшие значения гц со-
ответствуют средним нагрузкам, т. е. экономическому и близ-
ким к, нему составам смеси. В области полных нагрузок (а =
= 0,8-ё0,9) индикаторный к. п. д. снижается вследствие не-
полноты сгорания топлива. При переходе от средних на-
грузок к малым (а = 0,6-4-0,7) и холостому ходу (а = 0,4-н0,6)
наблюдается более резкое падение тщ так как кроме более
резкого увеличения неполноты сгорания топлива происходит
интенсивный рост уг, способствующего замедлению процесса
сгорания и, следовательно, несвоевременному тепловыде-
лению.
У дизелей в зависимости от нагрузки изменяется более
плавно. Одной из причин этого является незначительное из-
менение -fr=/(%Pe), что позволяет практически пренебречь
влиянием на индикаторный к. п. д. Плавное изменение
состава смеси вызывает аналогичный характер изменения тр.
Наибольшие его значения соотвётствуют 25—45% нагрузки,
где состав смеси равен экономическому или близок к нему
152
(а = 2,54-3,5). На полных нагрузках уменьшается в связи
с увеличивающимся догоранием топлива на линии расшире-
ния. На малых и близких к ним нагрузках падение тц объяс-
няется ростом тепловых потерь на нагревание воздуха, не
участвующего в сгорании.
Конструкция камеры сгорания (форма камеры сгорания,
размеры цилиндра, материал деталей цилиндро-поршневой
группы, число и расположение свечей) влияет на скорость и
путь пламени, интенсивность теплоотдачи и, следовательно,
на индикаторный к. п. д. Из конструктивных факторов в
карбюраторных двигателях наибольшее влияние оказывает
форма камеры сгорания. Она определяет степень турбулиза-
ции смеси, величину относительной поверхности теплоотдачи
FK
-rf- и путь пламени.
к к
' Одной из лучших форм камеры сгорания является полу-
сферическая (рис. VI.4, а). Она имеет наименьшее отноше-
ние и наикратчайший путь пламени от свечи до любой
отдаленной части камеры. Конструкция полусферической ка-
меры позволяет достичь высокой степени турбулентности
смеси с помощью вытеснителей на поршне, заширмления
клапанов и применением тангенциально расположенных к ка-
мере впускных каналов. Эти свойства полусферической ка-
меры сгорания были известны еще на заре двигателестрое-
ния. Однако этот тип камеры до последнего времени при-
менялся очень редко по причинам значительного усложнения
механизма привода клапанов, увеличения ширины верхней
части двигателя, а также из-за больших трудностей изготов-
ления, доводки, притирки клапанов.
В настоящее время полусферическая и весьма близкая к
ней по свойствам шатровая (рис. VI.4, б) камеры находят
все большее распространение. Этому 'способствуют верхнее
расположение распределительного вала и рокерный привод
клапанов, существенно упростивших общую конструкцию ме-
ханизма газораспределения.
Благодаря простоте изготовления и технического обслу-
живания широко применяются клиновые камеры сгорания:
клиновая (рис. VI.4, в), плоскоовальная-клиновая (рис. VI.4, г),
клиновая в блоке (рис. VI.4, д). Особого внимания заслужи-
вает плоскоовальная камера, обладающая наибольшей сте-
пенью турбулентности смеси, благодаря чему она широко
применяется. Формы камер сгорания сравнивают с помощью
коэффициента камеры сгорания, который представляет собой
отношение индикаторных к. п. д., рассматриваемой камеры
и полусферической, т. е.
__ рассматриваемой камеры
полусферической камеры*
153
Рис. V1.4. Типы камер сгорания карбюраторных двигателей:’
а — полусферическая; б — шатровая; в — клиновая; е — плоскооваль-
ная-клиновая; д — клиновая в блоке; е — Г-образная с нижним распо-
ложением клапанов
154
Коэффициент камеры сгорания показывает изменение инди-
каторного к. п. д. при переходе от полусферической к любой
другой форме камеры сгорания. Данные т]к приведены в
табл. VI.3. Форма камеры сгорания дизелей определяется спо-
собом смесеобразования.
Таблица VI.3
Значения коэффициента камеры сгорания
Форма камеры сгорания
Полусферическая.................
Шатровая........................
Клиновая . . . . .............	.
Цилиндрическая с верхним располо-
жением клапанов .................
Обратная шатровая (по Масленни-
кову М. М.)......................
Вихревая с нижним расположением
клапанов ........................
Т-образная с нижним расположе-
нием клапанов ...................
Значения iq
1
0,99
0,985
0,98
0,96
0,93
0,85
Размеры цилиндра. Объем цилиндра увеличивается про-
порционально кубу, а поверхность — квадрату его линейных
размеров. Таким образом, с увеличением диаметра цилиндра
уменьшается доля тепла, отдаваемая в стенки, вследствие
чего улучшается теплоиспользование цикла. Одновременно
с этим повышается температура несгоревшей части заряда,
что вызывает увеличение диссоциации продуктов сгорания,
повышает склонность двигателя к детонации и отрицательно
сказывается на теплоиспользовании цикла. Обычно при оди-
наковых октановом числе топлива и форме камеры сгорания
с уменьшением диаметра цилиндра для повышения индика-
торного к. п. д. повышают степень сжатия. У дизелей выбор
диаметра цилиндра определяется балансом тепла в процессе
сжатия. Для обеспечения надежного запуска дизелей необ-
ходимо, чтобы температура конца процесса сжатия превы-
шала температуру самовоспламенения топлива на 250—300°.
Уменьшение диаметра цилиндра при одновременном соблю-
дении этого условия требует повышения степени сжатия, что
вызывает неоправданный рост механических потерь. По этим
причинам у дизелей редко можно встретить диаметр ци-
линдра менее 100 мм,
155
3.	Механические потери
При эксплуатации двигателя часть индикаторной
мощности затрачивается на внутренние (механические) поте-
ри, слагающиеся из следующих видов.
Потери мощности на трение AfT. Как правило, этот вид
составляет большую часть всех механических потерь. Он вы-
зывается трением во всех сопряженных парах деталей, глав-
нейшими из которых являются: поршень и поршневые коль-
ца— стенка цилиндра; шейки коленчатого и распределитель-
ного валов — подшипники; поршневой палец — бобышки
поршня и верхняя головка шатуна; стержень клапана —
втулка.
Увеличение газовых сил с ростом нагрузки или повышение
инерционных сил с развитием числа оборотов, ухудше-
ние обработки поверхности сопряженных деталей, неоправ-
данное развитие их размеров, применение некачественных
масел, нарушение нормальной работы систем смазки и охла-
ждения, а также ухудшение технического состояния двига-
теля вызывают увеличение потерь индикаторной мощности на
трение.
Потери мощности на совершение насосных ходов порш-
ня Miac- Величина этих потерь определяется сопротивления-
ми впускных и выпускных трубопроводов. Это зависит от
режима работы двигателя, его размеров и конструкции орга-
нов газообмена.
Потери на привод вспомогательных агрегатов двигате-
ля 7Vnp. Обычно в эти потери включаются затраты мощности
на привод агрегатов, без которых невозможна нормальная
работа двигателя, а именно водяного, масляного и топлив-
ного насосов, генератора, прерывателя, распределителя и вен-
тилятора. Другие агрегаты относятся к внешним потреби-
телям мощности двигателя. Затрата мощности на привод
вспомогательных агрегатов зависит от их конструктивного со-
вершенства, размеров и технического состояния.
Потери мощности на механический привод нагнетате-
ля NK' Выделение этого вида потерь объясняется, с одной
стороны, крайне редким применением механического надду-
ва, а с другой — значительной величиной затрат мощности.
Последняя зависит от размеров и типа нагнетателя.
Гидравлические потери мощности Л/г. Этот вид учитывает
затрату мощности на преодоление сопротивлений движению
деталей кривошипно-шатунного механизма в картерном про-
странстве.
Таким образом, внутренние потери индикаторной мощно-
сти представляют собой сумму перечисленных выше видов:
Л^М =	+ Miac + Mip +	+ ^г.
156
Распределение внутренних потерь, а также их? величина от-
носительно индикаторной мощности-приведены в табл. VI.4.
Таблица VI.4
Значения внутренних потерь
Вид внутренних потерь	Величина потерь, %, относительно	
	N.. м	
Общие потери на трение .....	До 62—75	18—22
Из них на трение: поршневых колец и поршня подшипников коленчатого вала механизма газораспределения Насосные потери		42—50 16—19 4—6 До 15—13	4—3
Общие потери на привод вспомога- тельных агрегатов 	 .	12—17	3—5
Из них на привод: водяного насоса ...... вентилятора 	 масляного насоса 	 приборов электрооборудова- ния 	 топливного насоса 	 Потери на привод нагнетателя . .	2—3 6—8 1—2 1—2 2 До 6—10	
Итого ...	-	25—30
Примечание. Меньшие пределы внутренних потерь относятся к
карбюраторным двигателям, большие — к дизелям.
Кроме мощности ЛГМ механические потери оцениваются
средним давлением внутренних потерь и механическим к. п.д.
На внутренние потери двигателя затрачивается часть разви-
ваемой индикаторной мощности. Поэтому по аналогии с по-
нятием среднего индикаторного давления ввели среднее дав-
ление внутренних (механических) потерь. Последнее графи-
чески представляет собой высоту прямоугольника 2—3—6—
7—2 (рис. VI. 1) в масштабе оси ординат. Среднее давление
внутренних потерь определяется обычно опытным путем.
Ориентировочно значения рм могут быть оценены по следую-
щим эмпирическим зависимостям:
Рм == т! 4" Вст, |
рм = А' + В'п Г
где А, А', В, В'—постоянные коэффициенты, значения кото-
рых приведены в табл. VI.5;
ст — средняя скорость поршня, м/сек; ст=~~.
157
Таблица VI.5
Значения коэффициентов 4, Д', В, В'
Тип двигателя	А	А'	в	В'
Карбюраторные двигатели, имеющие: Ст <10 м!сек		0,8			0,1		
ст >10 м!сек		0,4	—	0,2	—
По Петрову В. А		—	0,35	—	0,0005
Карбюраторные двигатели: при SID >1			0,5	—	0.155	—
при S/Z)<1 . . .......	0,4	—	0.135	—
Дизели: с нераздельными камерами, имеющими диаметр цилин- дра: Д<120 мм		0,9		0,120	
£>>120 мм		0,45	—	0,120	—
D > 150 мм		0,3	—	0,120	—
с разделенными камерами: вихрекамерные		0,9	—	0,138	—
предкамерные 		1.05	—	0,156	—
работы к
определен
(VI.23)
С помощью рм можно определить мощность механических
потерь и ее изменение в зависимости от числа оборотов толь-
ко для данной марки двигателя. Использование рм в каче-
стве параметра, оценивающего механические потери, ограни-
чено, так как не дает возможности сравнить различные мар-
ки и типы двигателей между собой и требует непрерывной
корректировки по мере износа или модернизации двигателей.
Механический коэффициент полезного действия т]м пред-
ставляет собой отношение полезно используемой
индикаторной. Механический к. п. д. может быть
по одному из выражений
= Ме = р, = У = &
iM Mt Pi Ч Ze
Наиболее удобны для анализа т]м уравнения:
/)м	1 р. , >1м	1	•
Если в них подставить выражение Pi или Ni в развернутом
виде, получим
»., = !---------- (VI.24)
А“ -г v
ИЛИ
Чм=1--------.	(VI.25)
158
Из уравнений (VI.24) и (VI.25) видно, что механический
к. п. д. дает всестороннюю оценку внутренних потерь двига-
теля, так как учитывает не только абсолютные величины
(Рм, Л^м), но и их относительные значения	. С по-
мощью т]м можно оценить конструктивное совершенство дви-
гателя, сравнить двигатели разных типов между собой и до-
вольно точно определить техническое состояние. Благодаря
этим свойствам механический к. п. д. широко используется
в качестве основного параметра, оценивающего внутренние
потери двигателя.
Имеется несколько способов определения механических
потерь и механического к. п. д.
Прокручивание от постороннего источни-
ка энергии (электродвигатель, электрический тормоз в
режиме двигателя и др.). При этом способе важно привести
тепловое состояние испытуемого двигателя возможно ближе
к реальным условиям его работы. Для этого двигатель про-
гревают под нагрузкой до нормального теплового состояния
и к моменту измерения механических потерь выключают за-
жигание или подачу топлива, после чего измеряют величину
крутящего момента постороннего источника энергии на ис-
следуемых режимах работы. Способ неточный, так как в ци-
линдрах испытываемого двигателя отсутствует сгорание и,
следовательно, реальные давления цикла, изменяются усло-
вия теплообмена, смазки цилиндро-поршневой группы и про-
цессы газообмена.
Включение цилиндров. В основу этого способа по-
ложена зависимость между Ne, Nt и NM.
В случае работы всех цилиндров
Ne=^N.l+N.ir + ... + N.k)-NM<
где Na, Niii, ..Nik — индикаторная мощность каждого из
цилиндров двигателя.
При выключении одного из цилиндров
Ч-! =	+ • • • + М*) ~ Л^м.
Вычитая из первого уравнения второе, получим
Таким образом, разность между эффективной мощностью
двигателя при работе всех цилиндров и его эффективной
мощностью при выключенном одном из цилиндров представ-
ляет собой индикаторную мощность выключенного цилиндра.
Поэтому, выключая последовательно все цилиндры и изме-
ряя при этом эффективную мощность двигателя, можно опре-
делить индикаторную мощность каждого из цилиндров.
159
Тогда индикаторная мощность двигателя в целом будет
равна
N. = Nif + Nin + ,., + Nik,
а мощность механических потерь определится как
NM — Ni — Ne.
Достоинства рассматриваемого способа заключаются в
его простоте и доступности. Основным недостатком его яв-
ляется некоторая неточность вследствие того, что при нера-
ботающих цилиндрах величина механических потерь может
так или иначе отличаться от тех значений, которые имеют
место в процессе работы двигателя (см. предыдущий спо-
соб).
Рис. VI.5. к определению механического к. п. д.:
/ — часовой расход топлива двигателя под нагрузкой; 2 — часовой
расход топлива на холостом ходу
Индицирование. Индикаторную, мощность находят по
индикаторным диаграммам, а эффективную — с помощью
тормозной установки. Мощность механических потерь опре-
деляют по разности индикаторной и эффективной мощностей,
а механический к. п. д.— по их отношению. Способ дает удов-
летворительные результаты, но требует довольно сложного
оборудования.
Определение по часовым расходам топ-
лива. При этом способе полагают равенство механических
потерь двигателя на холостом ходу и под нагрузкой
(рис. VI.5). Известно, что на холостом ходу двигателя вся
индикаторная мощность расходуется на преодоление внутрен-
них потерь. Следовательно, часовой расход топлива по ха-
рактеристике холостого хода GT.X.X будет эквивалентен вну-
тренним потерям двигателя Мм. При любой эффективной
160
(полной или частичной) нагрузке GT будет эквивалентен ин-
дикаторной мощности, тогда при n = idem = const механиче-
ский к. п. д. можно определить из уравнения
V)m = Gt~GtGTXX-	<VL26)
Этот способ прост и позволяет определить техническое со-
стояние двигателя в эксплуатационных условиях, не снимая
его с машины.
Способ затухания. Для применения этого способа
необходимы тарировочные кривые, полученные с эталонного
двигателя данной марки при различных числах оборотов.
Способ основан на измерении времени, требующегося для
полной остановки двигателя с момента выключения зажига-
ния или подачи топлива. Естественно, что с увеличением вну-
тренних потерь время для остановки двигателя будет умень-
шаться. Это позволяет приближенно установить изменение
или т)м по тарировочному графику и в общем оценить техни-
ческое состояние двигателя.
4.	Влияние различных факторов на механические
потери и механический к. п. д.
Степень сжатия. С увеличением степени сжа-
тия возрастает давление цикла рс и pz, что вызывает рост ме-
ханических потерь. Для карбюраторных двигателей измене-
ние Л/м(рм)=/(е) может быть приближенно определено по
формуле
2V = м £ + 8’£	(VI 27)
•м м0 е0 1-8,5 ’	< v j
где 2VM и 2VM0— соответственно измененная и исходная-в за-
висимости от е мощности механических по-
терь;
е и е0 — соответственно измененная и исходная сте-
пени сжатия.
Влияние степени сжатия на механический к. п. д. зависит
от изменения отношения . С ростом s оба параметра уве-
личивают свои значения. Характер их изменения связан с ти-
пом и конструктивными особенностями двигателя, его техни-
ческим состоянием, режимом работы и др. По этим причинам
установление единой закономерности 7]м=/:(е) невозможно.
Число оборотов оказывает наиболее сильное влия-
ние на механические потери, которые при полной нагрузке
6-163	161
можно приближенно оценить по эмпирической завись
мости
М, = Спк,	(VI.28)
где С—постоянная величина;
п—число оборотов коленчатого вала;
k—показатель степени; для современных двигателей
k= 1,74-2,2.
В связи с тем что влияние числа оборотов на механиче-
ский к. п. д. в карбюраторных двигателях и в дизелях не-
сколько различно, рассмотрим каждый из этих двигателей в
отдельности.
Карбюраторные двигатели (рис. VI.6, а). В области низ-
ких оборотов незначительное изменение рм при одновремен-
ном росте т)Г и т}г обусловливает увеличение т]м, который до-
стигает наибольших значений на оборотах, примерно соот-
ветствующих максимальному крутящему моменту двигателя.
При дальнейшем увеличении п коэффициент наполнения
уменьшается, индикаторный к. п. д. практически остается не-
изменным, а среднее давление внутренних потерь интенсивно
растет. Такое их изменение вызывает сначала плавное, а за-
тем более крутое падение механического к. п. д. т]м до О
При Яхтах, КОГДа pi=p^.
Эксплуатационные числа оборотов современных дизелей из-
меняются по двум характеристикам: по скоростной — от Hmin
до номинальных яном и далее по регуляторной—до макси-
мальных оборотов холостого хода ях. рег. В пределах указан-
ных оборотов следует рассматривать и изменение
(рис. VI.6,6).
По скоростной характеристике (от /imin до Ян0М) коэффи-
циент наполнения плавно изменяется, индикаторный к. п. д.
растет, коэффициент избытка воздуха падает, а механические
потери интенсивно увеличиваются. Одновременный рост чис-
/К
лителя и знаменателя в отношении^77--- приводит к плав-
71
ному изменению механического к. п. д. По регуляторной ха-
рактеристике (от яном до ях. per) большее влияние на т]м ока-
зывает уменьшение нагрузки, связанное с увеличением а и
падением rj;. Продолжающееся увеличение числа оборотов
вызывает дальнейший, хотя и менее интенсивный рост рм.
Совокупное их влияние вызывает падение механического
К. П. Д. 7]м ДО 0 при Ях. per.
Нагрузка оказывает двоякое влияние: с одной стороны,
с повышением нагрузки увеличиваются давления цикла, что
способствует увеличению механических потерь, с другой—
рост нагрузки повышает тепловое состояние двигателя, что
снижает вязкость масла и уменьшает силы трения. У карбю-
раторных двигателей с повышением нагрузки, кроме того,
162
ст,
00
Рис. VI.6. Влияние числа оборотов коленчатого вала на механические потери и основные параметры
цикла:
а__изменение механического к. п. д. карбюраторного двигателя; б — изменение механического к. п. д. дизеля; в — из-
менение основных параметров цикла карбюраторного двигателя; г — изменение основных параметров цикла дизеля;
/ — коэффициент избытка воздуха: 2 — среднее давление механических потерь; 3 — коэффициент наполнения: 4 — инди-
каторный к. п. д.
уменьшаются насосные потери. Совместное влияние указан-
ных факторов с ростом нагрузки приводит к незначительному
понижению механических потерь. У дизелей механические
потери в функции нагрузки также изменяются незначительно.
Механический коэффициент полезного действия в зависи-
мости от нагрузки у двигателей обоих типов изменяется при-
мерно одинаково (рис. VI.7, а), за исключением меньшего аб-
солютного значения у дизелей вследствие увеличенных меха-
нических потерь.
На холостом ходу p^ = Pi и т]м = 0. При переходе к частич-
ным нагрузкам iqM быстро увеличивается, что объясняется ин-
тенсивным ростом x\v и тц у карбюраторных двигателей
(рис. VI.7, в) и падением а у дизелей (рис. VI.7, б) при почти
неизменной величине рм в обоих случаях. При дальнейшем
увеличении нагрузки рост у карбюраторных двигателей и
падение а у дизелей служат основной причиной плавного по-
вышения т]м. В ряде случаев этот характер у дизелей сохра-
няется и на полных и близких к ним нагрузках. У карбюра-
торных двигателей одновременное падение а, гц также может
способствовать дальнейшему росту т)м на указанной части
нагрузочных режимов.
Тепловое состояние двигателя оказывает воздейст-
вие на механические потери и изменением сил трения,
обусловленных вязкостью масла. Повышение температур
охлаждающей воды и масла до известного предела способст-
вует уменьшению вязкости масла, а следовательно, снижению
механических потерь. Для обычных масел наименьшая вяз-
кость достигается при температуре 90—110° С. Дальнейшее
увеличение температуры масла приводит к нарушению жид-
костного трения и соответственно к росту механических по-
терь. При использовании загущенных масел с пологой ха-
рактеристикой вязкости тепловое состояние двигателя ока-
зывает значительно меньщее влияние на механические по-
тери.
Техническое состояние двигателя сильно воз-
действует на величину механических потерь и механический
к. п. д. С износом поршневых колец и зеркала цилиндра, осо-
бенно в верхней части, растет зазор между стенками ци-
линдра и поршня. Это приводит к увеличению количества
прорывающихся газов из надпоршневого пространства и сня-
тию масляной пленки со стенок цилиндра. Первое способ-
ствует разжижению масла в картере двигателя и ухудшению
его смазочных свойств, второе приближает условия смазки
поршневых колец к полусухому трению.
Износ сопряжений подвижных деталей приводит к увели-
чению в нйх зазоров, что вызывает более быстрое вытекание
марла, падение давления в главной масляной магистрали и
общее ухудшение условий смазки трущихся деталей. Кроме
164
Рис. VI.7. Влияние нагрузки на механические
потери и основные параметры двигателей:
а —изменение механического к. п. д.; б —изменение
основных параметров цикла дизеля; в — изменение основ-
ных параметров цикла карбюраторного двигателя; 1 —
механический к п. д карбюраторного двигателя: 2 — ме-
ханический к. п. д. дизеля; 3 — коэффициент наполне-
ния; 4 — среднее давление механических потерь; 5—ин-
дикаторный к. п. д.; 6 — коэффициент избытка воздуха
165
того, увеличение зазоров способствует попаданию в них круп-
ных абразивных частиц, что интенсифицирует износ сопряжен-
ных пар деталей. Износ деталей газораспределительного ме-
ханизма (шестерен привода, кулачков распределительного
вала, сопряжений штанга — толкатель, штанга — коромысло,
коромысло — стержень клапана) искажает фазы газораспре-
деления, увеличивает насосные потери и способствует появле-
нию ударных нагрузок в газораспределительном механизме.
Таблица VI.6
Влияние износа цилиндра двигателя на параметры рабочего цикла
и показатели двигателя ГАЗ-66 (ГАЗ-53)
Наименование параметра	Значения параметра при износе цилиндра	
	на 0,6 мм	на 1 мм
	°/о	
Давления конца процесса:		
наполнения 		93,6	87,6
сжатия		86,0	78,1
сгорания 		89,4	79,7
выпуска . ......... .	99,0	97,3
Температуры конца процесса:		
наполнения 		99	99
сжатия			97	95
сгорания , ♦	........	96	89,4
выпуска . ..........	103	104,5
Среднее индикаторное давление . .	83,4	78,0
Среднее эффективное давление . .	82,4	77,6
Коэффициенты:		
остаточных газов 		113	117
наполнения 		94,2	87,3
механический .......	96,4	93,2
индикаторный		93,4	88,6
эффективный	  ,	92,7	86,3
активного тепловыделения . .	94,2	83,7
Показатели:		
политропы сжатия . . , , .	98,8	98,0
политропы расширения . . .	94,0	91,3
Примечание. За 100% приняты значения для нового двигателя.
166
Износ шестерен масляного насоса приводят к падению
давления в системе смазки, а следовательно, и к общему
ухудшению условий работы сопряженных пар деталей.
Засорение и образование кокса в выпускных и впускных
трубопроводах приводя! к увеличению насосных потерь. Из-
нос масляных фильтров или их засорение ухудшает очистку
масла и способствует попаданию частиц металла между со-
пряженными деталями. Ухудшенное техническое состояние
воздушного фильтра вызывает попадание повышенного ко-
личества пыли в двигатель и, следовательно, увеличение из-
носа его деталей.
Появление накипи на стенках рубашки охлаждения бло-
ка, его головки и радиатора, а также нагара на стенках де-
талей, образующих рабочий объем двигателя, ухудшает теп-
лоотдачу, повышает температуру стенок деталей. Это снижает
механические качества материалов деталей, способствует уве-
личению их износа и уменьшает вязкость масла, приближая
условия смазки к полусухому трению.
Таким образом, ухудшение технического состояния двига-
теля является одной из основных причин повышения меха-
нических потерь, общего снижения параметров рабочего цик-
ла и показателей двигателя, о чем свидетельствуют данные
табл. VI.6.
5.	Эффективные показатели
Эффективные показатели определяют полезно ис-
пользуемую мощность и экономичность двигателя при работе
на внешний потребитель.
К эффективным показателям относятся:
—	среднее эффективное давление ре, кГ/см2 (мн/м2);
—	крутящий момент Мк, кГ • м (н, * м);
—	эффективная мощность Ney л. с. (кет);
—	удельный эффективный расход топлива ge, г!э.Л.с.Ч
(г/э. кет • ч);
— эффективный коэффициент полезного действия Т]е.
Эффективные показатели работы двигателей определяют*
ся по приведенным ниже формулам:
среднее эффективное давление
Pe=Pi—P»	(VI.29)
Pe = Pl'¥,	(VI.30)
в системе СИ
А- = vhn MHlM<	(VI.31)
167
— эффективная мощность
	ДГ — P^hn . с . 450г Л'
в системе СИ	Ne = -E^TKem’	(VI.32)
— крутящий	момент Л!к = 716,2 -^-кГ-м\
в системе СИ	/Ик = 9555-^ н-м-,	(VI.33)
— эффективный к. п. д.
	ALe
в системе СИ	7), = ^.	(VI.34)
Аналогично с
в системе СИ	Ъ = 1,985 Ч'НЛО Чу
— удельный	т)е = 8,314^^-;	(VI.35) V НЛО Чу эффективный расход топлива 632	, ge = 7)V г1э- л- с- ч> ^нЧе
в системе СИ	8е=	г1э-квт'ч‘>	(VI.36)
в системе СИ	ge = 318,4 Ро?УТ ; &е	’ ре«М0Т0 ’ ge = 433,1	P°2VT ;	(VI. 37) ’ реаМ0Т0 ’	V	’
ge == •— 103 г/э. 4, с, ч (г/э. квпг-ч\ (VI.38)
168
Влияние различных факторов на эффективные показатели
работы двигателя видно из совместного рассмотрения воздей-
ствия каждого из факторов на индикаторные показатели и
механические потери. В табл. VI.7 приведены пределы зна-
чений индикаторных и эффективных показателей работы со-
временных двигателей.
Таблица VI.7
Пределы значений индикаторных и эффективных показателей
Наименование показателя	Пределы значений показателя	
	карбюраторные двигатели	дизели
Среднее индикаторное давление,	7—12	
кГ1см2	  .	. .		6,5—10,5
Индикаторный коэффициент полез-	0,25—0,35	0,36—0,48
ного действия	  .	. .		
Удельный индикаторный расход		120—160
топлива, а/u. л. с.ч		150—195	
Механический коэффициент полез-	0,74—0,85	0,72—0,8
ного действия 			
Среднее эффективное давление,		5,5- -8,0
кГ!см?			6,0—9,0	
Удельный эффективный раёход топ-		160—220
лива, а/э. л. с. ч		195—250	
Эффективный коэффициент полезно-	0,21—0,28	0,27—0,40
го действия 			
6.	Тепловой баланс двигателя
Рассмотренная при анализе цикла градация тепло-
вых потерь (Qi, Q2, Q3) не поддается точному учету, и имеет,
теоретическое значение. Для определения характера исполь-
зования теплоты и 'способов его улучшения, возможностей
утилизации тепловых потерь, а также данных для расчета
системы охлаждения служит внешний теплово(й баланс. Он
характеризует распределение располагаемой теплоты топли-
ва на полезную работу и тепловые потери. Внешний тепловой
баланс определяется только экспериментально и выражается
уравнениями в абсолютных или относительных величинах его
составляющих. Уравнение внешнего теплового баланса в аб-
солютных величинах, имеет вид
Q — Qe + Qb + Qr + Qh. с + Qm + Qoct, (VI.39)
где Q —общее количество теплоты, введенной в двига-
тель с топливом (располагаемое количество теп-
лоты) ;
169
Qe —теплота, эквивалентная эффективной работе дви-
гателя (полезно использованная теплота);
QB —потери теплоты в охлаждающую среду;
Qr —потери теплоты с отработавшими газами;
Qu. с —потери теплоты, вызванные химической неполно-
той сгорания топлива;
QM —потери теплоты в масло;
QoCT —остаточные потери теплоты, не учтенные осталь-
ными составляющими теплового баланса.
Количество теплоты по составляющим теплового баланса
подсчитывают в калориях (в системе СИ — в джоулях) за
единицу времени. Наиболее распространено составление теп-
лового баланса в относительных величинах, где каждая со-
ставляющая выражена в процентах к располагаемому ко-
личеству теплоты. В этом случае уравнение теплового балан-
са имеет вид
Яе + Ян + Яг + Ян. с + Ям + <7ост = ЮО°/о. (VI.40)
Располагаемое количество теплоты определяют по низшей
теплотворности топлива QH (ккал! кг) и часовому расходу
топлива От (кг/ч).
Q = Qhot ккал!ч (кдж)ч).	(VL41)
Количество полезно использованной теплоты, эквивалент-
ное эффективной работе двигателя за 1 ч, равно
Qe = 632Nff ккал)ч\
в системе СИ
Q^ = 3600^ кдж)ч\	(VI.42)
^ = -^-1ОО°/о.	(VI .43)
Отношение полезно использованной теплоты к располагаемой
представляет собой эффективный к. п. д. т]е, численно рав-
ный qe.
Потери теплоты в охлаждающую среду определяются по
формуле
QB = Оохлсахл (/2 — Л) ккал/ч (кдж/ч), (VI.44)
где Оохл— расход охладителя через систему, кг/ч\
гохл — теплоемкость охладителя, ккал/кг • град\
и 4—температуры охладителя соответственно на вхо-
де в систему охлаждения и выходе из нее, °C.
<7в=-^-Ю0»/о.	(V1.45)
Потери теплоты с отработавшими газами определяют по
упрощенной формуле, составленной в предположении, что kq-
170
личество газов Gr равно сумме количеств поступившего воз-
духа GB и топлива GT.
Qr = ср (/г — /0) (GB + GT) ккал)ч (кдж/ч), (V1.46)
где	ср—средняя теплоемкость отработавших газов при
постоянном давлении, примерно равная ср —
= 0,26 ккал/кг - град и ср= 1,04 кдж/кг • град\
tv и /0 — температуры отработавших газов и окружаю-
щей среды, °C.
<7r = -^-100°/o.	(VI.47)
Потери теплоты вследствие химической неполноты сгора-
ния топлива определяются только для карбюраторных двига-
телей при значении а<1 по уравнению
Qh c= [14 700(1 —a)] GT ккал^
в системе СИ
QH с = [61 500 (1 — а)] GT кдж)ч\ (VI.48)
^н.е = -^-Ю0°/о.	(VI.49)
Потери теплоты в масло QM обычно в тепловых балансах
не определяются, так как температура масла повышается
одновременно по нескольким причинам — от трения сопря-
женных деталей, от воздействия высоких температур в ци-
линдре двигателя и отработавших газов. Точный учет каждой
из воздействующих причин затруднителен и ведет к ошибоч-
ным результатам. Общее количество теплоты, отводимой мас-
лом у карбюраторных двигателей, составляет 2—4% и у ди-
зелей— до 6—7% от располагаемого. Принципиально потери
теплоты в масло могут быть определены по формуле
<?м = Оы (/м2 — /м1) си ккал/ч (кдж/ч), (VI.50)
где GM — количество масла, проходящего через масля-
ный радиатор, кг/ч;
/м2 и /М1 — температуры выходящего из масляного радиа-
тора и входящего в него масла, °C;
см — средняя теплоемкость масла, ккал/кг • град
(кдж/кг • град).
<7M = -^-100°/o.	(VI.51)
Остаточные потери теплоты (остаточный член теплового
баланса) определяют по разности
Qoct = Q— (Qe + QB + Qr + Qh- c + Qm) ккал 1ч (кдж/ч); (VI.52)
^ = -^•100%.	(VI.53)
171
В остаточный член Теплового баланса входит ряд трудно
учитываемых потерь теплоты:
—	эквивалентной работе трения, кроме теплоты, передан-
ной в масло и охлаждающую жидкость;
—	соответствующей кинетической энергии отработавших
газов;
—	теряемой лучеиспусканием;
— неучтенной в результате ошибок измерения и других
причин.
В табл. VI.8 приведены средние значения составляющих
теплового баланса. Данные таблицы свидетельствуют о боль-
ших (60—80%) тепловых потерях в двигателе, причем основу
их составляют потери в охлаждающую жидкость и с отрабо-
тавшими газами.
Экономичность всей установки значительно улучшается
при утилизации тепловых потерь.
Таблица VI.8
Средние значения составляющих теплового баланса
Тип двигателя		%	«Г	V с	?ост
Карбюраторный . . , *	22—28	14—28	30—50	0—45	4—9
Дизель	,	. .	29—42	16—35	25—45	0—5	2—5
У стационарных, судовых и тепловозных двигателей этот
вопрос нашел свое разрешение в утилизационных паровых и
отопительных котлах, газотурбинных установках и т. п. Ути-
лизация тепловых потерь двигателей сухопутных машин без-
рельсового транспорта до настоящего времени явно недоста-
точна. В лучшем положении находятся дизели, у которых
в последние годы начинает внедряться газотурбинный над-
дув, частично использующий энергию отработавших газов.
Одним из эффективных методов снижения тепловых потерь
с охлаждающей жидкостью является высокотемпературное
охлаждение, которое начинает широко применяться у двига-
телей армейских машин.
7. Влияние различных факторов на распределение
теплоты в двигателе
К основным эксплуатационным факторам, оказы-
вающим влияние на распределение теплоты в двигателе, от-
носятся: число оборотов, нагрузка, состав смеси и угол опе-
режения зажигания.
Число оборотов. С увеличением числа оборотов аб-
солютные значения всех составляющих теплового баланса
172
увеличиваются, так как в двигатель за единицу времени по-
ступает большее количество теплоты (рис. VI.8, а). Относи-
тельные величины составляющих теплового баланса q = j(n)
изменяются различно. Максимума qe (rje) достигает на оборо-
тах, соответствующих	когда произведение 7]гТ]м дости-
гает наибольших значений. При уменьшении оборотов (от
п„ 1 падают значения обоих коэффициентов, а с увели-
чением п (от п„ 'l снижается величина ты, что и объяс-
няет показанный на рис. VI.8, б характер кривой qe.
Рис. VI.8. Влияние числа оборотов на распределение теплоты в двигателе:
а—изменение абсолютных значений составляющих теплового баланса: б — измене-
ние относительной величины составляющих теплового баланса
С повышением чисел оборотов уменьшается величина ^в,
так как время на теплоотдачу в охлаждающую среду умень-
шается. Величина qr с повышением числа оборотов возра-
стает, так как увеличиваются температура газа и недогора-
ние топлива на линии расширения. Относительная величина
химической неполноты сгорания топлива #н.с остается почти
постоянной, что объясняется примерно одинаковым составом
смеси.
Нагрузка. С увеличением нагрузки возрастает общее
количество теплоты, поступающее в двигатель за единицу
времени. По этой причине повышаются абсолютные значения
всех составляющих теплового баланса (рис. VI.9, а).
Относительная величина qe с повышением нагрузки увели-
чивается до максимума, соответствующего наибольшему значе-
нию произведения Затем qe начинает уменьшаться
в связи с падением тц из-за обогащения смеси при полных на-
грузках. Потери теплоты в охлаждающую среду наибольшие
на холостом ходу, что является следствием протекания про-
173
цебсй Сгорания в невыгодных условиях. По мере повышений
нагрузки условия сгорания топлива улучшаются и qB значи-
тельно снижается
С ростом нагрузки qr повышается в связи с увеличением
температуры и теплосодержания отработавших газов. Потери
теплоты вследствие химической неполноты сгорания топлива
имеют место на малых нагрузках, когда включается система
холостого хода карбюратора, а также на полных и близких
к ним нагрузках, где происходит обогащение смеси экономай-
зером.
Рис. VI.9. Влияние нагрузки на распределение теплоты в двигателе:
а — изменение абсолютных значений составляющих теплового баланса: б — измене-
ние относительной величины составляющих теплового баланса
Состав смеси. При обеднении состава смеси общее
количество поступающего в двигатель топлива, а следова-
тельно, и располагаемой теплоты Q уменьшается (рис. VI.10, а).
Абсолютное количество теплоты, превращенной в полезную
работу, имеет наибольшее значение при мощностном составе
смеси а = 0,8н-0,9. Относительная величина этой составляю-
щей qe будет максимальной при экономическом составе смеси
а= 1,05-5-1,1 (рис. VI.10, б). Абсолютное количество теплоты,
потерянное в охлаждающую среду QB, имеет наибольшее зна-
чение при теоретическом составе смеси, когда температура
цикла, а следовательно, и разность температур между газами
и стенками цилиндра максимальны.
Относительные потери теплоты в охлаждающую среду qB
непрерывно возрастают в обе стороны от а = 0,8-5-0,9, что объ-
ясняется увеличением времени на сгорание топлива.
Абсолютные потери теплоты с отработавшими газами по
составу смеси изменяются незначительно и имеют наиболь-
шую величину при а=1, т. е. при максимальной температуре
цикла.
174
6 наивыгоднейший
6
Рис. Vi.10. Влияние состава смеси и угла опережения зажигания на распределение теплоты в двигателе:
а и б — изменение составляющих теплового баланса в абсолютных и относительных величинах в зависимости от состава смеси; в — изме-
нение составляющих теплового баланса по углу опережения зажигания
Относительные потери теплоты qr увеличиваются с изме-
нением а аналогично qB из-за увеличения температуры газов
при замедлении скорости сгорания. При а>1 происходит
дополнительное увеличение q? за счет возрастающих тепло-
вых потерь с излишним, не участвующим в сгорании возду-
хом. Абсолютные и относительные потери теплоты на непол-
ноту сгорания топлива по составу смеси изменяются иден-
тично и зависят от величины коэффициента избытка воз-
духа.
Влияние угла опережения зажигания на
распределение теплоты в двигателе показано на рис. VI.10, в.
Изменение абсолютных и относительных величин идентично,
что объясняется неизменной величиной располагаемого ко-
личества теплоты Q и а = const.
Наибольшее количество полезно использованной теплоты
Qe, qe соответствует наивыгоднейшему углу опережения за-
жигания.
Потери теплоты в охлаждающую среду увеличиваются
как при раннем, так и при позднем зажигании, так как сго-
рание в том и другом случае осуществляется в невыгодных
условиях.
Потери теплоты с отработавшими газами увеличиваются
с уменьшением угла опережения зажигания вследствие ро-
ста температуры газов при перемещении цикла в сторону
линии расширения.
Потери теплоты химической неполноты сгорания топлива
от 0 не зависят, так как а, положение дросселя и число обо-
ротов постоянны.
Глава VII
ТЕПЛООБМЕН В ДВИГАТЕЛЯХ
1. Теплопередача в двигателях
Преобразование тепловой энергии в. механическую
работу в двигателях внутреннего сгорания связано с перио-
дическихМ изменением температуры рабочего тела. Так, при
впуске свежего заряда температура внутри цилиндра мини-
мальна и составляет 300—350° К, при сжатии рабочее тело
нагревается до 700—1000° К, а после сгорания топлива его
температура достигает максимума — 1800—2500° К. В про-
цессе расширения газы охлаждаются и при выпуске их тем-
пература снижается до 1100—1600° К.
Наличие внутри цилиндра газа, температура которого не
равна температуре деталей, образующих рабочую полость
(стенок цилиндра, головки, днища поршня, клапанов), обус-
ловливает возникновение теплообмена. При этом вследствие
температурного перепада теплота в основной части процес-
са сжатия, при сгорании, расширении и выпуске переходит
от горячего газа к стенкам рабочей полости, а во время впу-
ска и в начале сжатия — от стенок к менее нагретому рабо-
чему телу.
Изучение теплообмена в двигателях представляет интерес
с двух точек зрения. Прежде всего со стороны анализа са-
мого явления теплоотдачи от рабочего тела, так как этот
процесс в значительной степени влияет на эффективность
теплоиспользования в действительном цикле. Отданная в
стенки рабочей полости теплота нагревает детали двигателя.
Поэтому, с другой стороны, изучение теплообмена дает воз-
можность оценить тепловое состояние деталей двигателя и
обеспечивает получение необходимых исходных данных для
проектирования его системы охлаждения.
В соответствии с теорией теплообмена теплоотдача от
газа к стенкам рабочей полости двигателя происходит в ос-
новном вследствие вынужденной конвекции, сопровождаю-
щейся турбулентным движением частиц газовой среды. При
этом перенос теплоты совершается при переменной темпера-
туре и изменяющейся площади тепловоспринимающих по-
верхностей. Для этого случая элементарное количество теп-
177
лоты, отданное газом за время г/т, определяется уравнением
Ньютона
dQK = агЛ (Л — ^т) ккал,	(VII.1)
где аг — коэффициент теплоотдачи от газов к стенке,
ккал/м? • град • ч\
F — площадь тепловоспринимающей поверхности, ж2;
Тт— текущая температура газа, °К;
Т'ст— температура поверхности стенки, соприкасающейся
с горячим газом, °К.
В моменты времени, когда в цилиндре имеются раскален-
ные продукты сгорания, определенную долю общего теплооб-
мена составляет теплоотдача вследствие лучеиспускания. По-
следнее особенно характерно для дизелей, у которых обра-
зуется непрозрачное пламя с достаточно высокой степенью
черноты, обладающее в связи с этим заметной лучеиспуска-
тельной способностью.
Теплообмен излучением описывается уравнением Стефа-
на — Больцмана
[	( Т? \4”1
(w)4 — (w J dx ккал' (VH-2)
где гпр—приведенная степень черноты пламени и стенок
рабочей полости;
с0— коэффициент лучеиспускания абсолютно черного
тела;
F— площадь теплювоспринимающей поверхности, м2.
Тогда общее элементарное количество теплоты, воспринятое
стенками рабочей полости, будет равно
dQy о = dQK + dQ^ ккал.
(VII.3)
По мнению ряда исследователей, доля теплообмена луче-
испусканием даже для дизелей обычно не превышает 2—5%
от количества теплоты, передаваемой за счет конвекции.
Поэтому при анализе основных факторов, определяющих
теплообмен, можно считать, что
dQT 0 dQK = агЛ (Гг — 7'т) dx ккал. (VII.4)
Для анализа теплоиспользования представляет интерес
общее количество теплоты, отданное рабочим телом в стен-
ки за время цикла тц. Эту величину можно получить в ре-
зультате интегрирования выражения (VII.4)
тц
QT. 0 = J a.sF (Тт — Т'ст] d-~ ккал)цикл.
о
(VII,5)
|78
Одним из основных факторов, определяющих процесс
теплообмена газов со стенками, является коэффициент теп-
лоотдачи аг. Вследствие сложного нестационарного газодина-
мического состояния рабочего тела, переменной температуры
и давления величина коэффициента теплоотдачи аг меняется
в различные моменты цикла.
Для определения коэффициента теплоотдачи имеется ряд
полуэмпирических формул, выведенных на основе использо-
вания теории подобия. Впервые формула для определения аг
на основе экспериментов в бомбах и на газовом двигателе
была предложена Нуссельтом. В последующем формула
Нуссельта скорректирована проф. Н. Р. Брилингом, который
уточнил влияние турбулентности на теплоотдачу. В общем
виде формула Нуссельта — Брилинга имеет вид
з____
аг = 0,99 Vр2Тг (1+5) ккал/м2 • град,	(VII.6)
где р и ТГ — текущие значения давления и температуры
газа в цилиндре соответственно, кГ/см2 и °К;
В—постоянный коэффициент, учитывающий влия-
ние газодинамического состояния рабочего
тела на теплообмен.
На основе опытов с тихоходными двигателями больших
размеров Н. Р. Брилинг предложил
5 = 1,45 + 0,185Сш,	(VII.7)
где Ст — средняя скорость движения поршня, м/сек.
В последние годы величина коэффициента В неоднократ-
но уточнялась путем исследования теплопередачи в совре-
менных быстроходных двигателях. Так, А. В. Костров для
быстроходных карбюраторных двигателей рекомендует
5 = 0,055Ссм,	(VII.8)
где Сем — средняя скорость движения горючей смеси через
проходное сечение впускного клапана, м/сек.
Для четырехтактных дизелей с неразделенными камерами
можно использовать зависимость
5 = 2,2 + 0,19Cm.	(VII.9)
Воспринятая поверхностью стенок теплота нагревает
их. В результате этого возникает перепад температур ме-
жду внутренней и наружной поверхностями, и теплота
переносится за счет теплопроводности слоев, составляющих
стенку.
179
Элементарное количество теплоты, перенесенное теплен
проводностью через многослойную стенку, выражается зако-
ном Фурье:
^Тп = 24г/7(7'сТ-'Л’т)^	(VII.10)
i=0	1
где п — число слоев стенки;
Xz — коэффициент теплопроводности f-ro слоя стенки,
ккал!м • град • ч\
—толщина i-ro слоя стенки, м\
F— площадь стенки, ж2;
^сТи^ст — температура внутренней и наружной поверхности
стенки, °К;
т — время, сек.
Так как в современных быстроходных двигателях пульса-
ция температуры металлоемкой стенки весьма незначительна
(3—7° С), а площадь ее постоянна, то интегрирование урав-
нения (VII. 10) дает общее количество теплоты, переданное
стенкой за цикл.
1=п
Стп = ^4“/7(7'ст — Т"ст)хч ккал)цикл,	(VII.11)
z
где тц — продолжительность цикла, сек.
Переданная через стенки теплопроводностью теплота об-
условливает возникновение температурного перепада между
наружной поверхностью стенки и охлаждающей средой. В ре-
зультате этого происходит теплоотдача от стенок в охлаж-
дающую среду.
В случае установившегося теплового режима при посто-
янных площади и температуре стенки количество теплоты,
отданное в охлаждающую среду за цикл, будет равно
Сохл = Щт — Гохл) Тц ккал/цикл,	(VII. 12)
где аж — коэффициент теплоотдачи от стенки в охлаждаю-
щую среду, ккал/м2 • град • ч\
—температура охлаждающей жидкости, °К.
Таким образом, передача теплоты в двигателях внутрен-
него сгорания является случаем сложного теплообмена,
включающего в себя конвективную теплоотдачу от газов к
стенке, перенос этой теплоты за счет теплопроводности са-
мой стенки и, наконец, конвективную теплоотдачу от стенки
в охлаждающую среду.
В поршневых двигателях внутреннего сгорания можно
выделить следующие основные пути переноса теплоты от го-
рячего рабочего тела (рис. VII.1):
180
— через слой смазки, стенку цилиндра, слой накипи
в охлаждающую среду;
— через слой нагара, стенку головки цилиндра, слой на-
кипи в охлаждающую среду;
— через слой нагара, днище
поршня, поршневые кольца, слой
смазки в стенку цилиндра и да-
лее в охлаждающую среду;
— через слой нагара, тарел-
ку клапанов, седла клапанов в
тело головки блока и далее в
охлаждающую среду.
В указанных направлениях
теплота отводится в основном во
время процессов сжатия, сгора-
ния и расширения. Кроме того,
значительная теплоотдача от го-
рячих отработавших газов на-
блюдается в процессе выпуска,
когда теплота воспринимается
всей поверхностью омываемого
газами выпускного клапана, по-
верхностью выпускного патруб-
ка в головке блока.
Удельный вес перечисленных*
тепловых потоков определяется
термическими сопротивлениями
соответствующих направлений
теплопередачи. Наибольшее
Рис. VII.1. Схема направления
тепловых потоков в двигателе
количество теплоты пере-
дается через головку блока, стенки цилиндра и выпуск-
ных патрубков.
2. Температура деталей двигателя.
Теплонапрйженность
В результате рассмотренного теплообмена детали,
через которые проходит тепловой поток, нагреваются.
В зависимости от особенностей конструкции и условий
работы каждая деталь двигателя имеет вполне определен-
ную максимально допустимую температуру, при которой
обеспечивается ее работоспособность. Например, температу-
ра юбки поршня лимитируется потерей его подвижности
вследствие теплового расширения и возможностью заклини-
вания в цилиндре. Максимальная рабочая температура в
зоне поршневого кольца определяется температурой коксо-
вания масла, в результате которого происходит потеря по-
движности (залегание) поршневых колец в канавках поршня.
Температура днища поршня из алюминиевого сплава огра-
181
ничивается его механической прочностью. Допустимая тем-
пература стенки цилиндра определяется предельным нагре-
вом смазки и термическими напряжениями, возникающими
при неравномерном нагреве. Максимальная температура
клапана обусловливается термическими напряжениями, а
также возможностью возникновения детонационного сго-
рания.
Нижние пределы температур деталей лимитируются
обычно минимально допустимым тепловым состоянием дви-
гателей. При слишком низком тепловом состоянии ухудшает-
ся рабочий процесс. Вследствие конденсации паров воды,
входящих в отработавшие газы, и образования некоторых
кислот усиливается из-за электрохимической коррозии износ
цилиндров, кроме того, в этом случае увеличиваются потери
на трение и снижается экономичность двигателя. Поэтому
двигатели должны всегда работать только при нормальном
тепловом режиме, когда температура их деталей близка
к максимально допустимой, но не превышает ее.
Температура любой детали двигателя зависит от тепло-
вого потока, проходящего через ее поперечное сечение. Ве-
личина этого теплового потока определяется уравнениями
(VII.11) и (VII.12).
Из уравнения (VII.11)
1
(VII.13)
а из уравнения (VII.12)
.	__ J_
охл ~
Т —Т
2 ст 1 <
Qoxn 1 о К
/"Гц
(VII.14)
Так как при установившемся тепловом потоке
Рохл = Ртп = Р,
то из последних двух уравнений
(VII.15)
Выражение в скобках представляет собой общее термиче-
ское сопротивление при передаче теплоты от внутренней по-
верхности стенки к охлаждающей среде. Обозначая его че-
1
рез	получим
7'сТ = тЙг+7'^°К-	(VII.16)
182
где kf — коэффициент теплопередачи от внутренней поверх-
ности стенки к охлаждающей среде.
Как следует из уравнения (VII.16), нагрев внутренней
поверхности стенки тепловоспринимающей детали зависит от
количества теплоты, проходящей через единицу поверхности
стенки за единицу времени, т. е. от удельного теплового по-
/	Отп А	/ 1 \
тока (<7Т п	, термического сопротивления и
температуры охлаждающей среды (Гохл).
В связи с переменной температурой рабочего тела тепло-
вой поток, воспринимаемый стенками со стороны горячих га-
зов, изменяется во времени. Однако при установившемся
тепловом режиме удельный тепловой поток через стенку бу-
дет равен некоторому среднему удельному тепловому потоку
за цикл:
a — -	1
Ут. о. ср
Подставляя значение QT. 0 из уравнения (VII.5), получим
Я ?. о. ср — т	аг г Гст) di
ц q
ИЛИ
J aYTrdl J aYTZTdx
<7T.o.cP=~---------.	(VII.17)
г	"ц	тц
ТЦ
J aYdl
Выражение ------- по своему физическому смыслу представ-
тц
ляет собой некоторый средний коэффициент теплоотдачи.
Обозначив его через аг. Ср, будем иметь
Ят. о. ср
(VII.18)
откуда
Ят. о. ср
(VF.19)
Из уравнения (VII.19) следует, что средний удельный
тепловой поток при переменной температуре можно рассмат-
183
ривать как некий установившийся тепловой поток от газа
с условной постоянной температурой, равной
тц
J агГгб/т
rr.pes = ^-°К.	(VII.20)
“г. срТЦ
Эта условная постоянная температура Тг. рез, дающая при
подстановке в уравнение (VII.19) реальную величину сред-
него теплового потока, называется результирующей.
Расчеты показывают, что результирующая температура
в 1,6—1,8 раза больше средней температуры цикла.
Таким образом, средний удельный тепловой поток может
быть рассчитан по уравнению
Vt. о. ср == °^г. ср (Л. рез Лт)	М* • Ч,	(VIL21)
Практически среднее значение коэффициента теплоотда-
чи аг. ср определяется путем графического интегрирования
кривой ar = f(T), а результирующая температура также под-
считывается интегрированием кривой arTr = fi(T) с последую-
щим делением на аг. ср. Температура газа в различных точ-
ках цикла обычно рассчитывается по данным индикаторной
диаграммы с использованием характеристического уравне-
ния
Тг = -£^-°К,	(VII.22)
где р и V — текущие значения давления и объема рабочего
тела соответственно, кг!м2 и л/3;
G — вес рабочего тела, кг;
Rr — газовая постоянная, кГ • м/кг • град.
w	Q
Учитывая, что = Ут. п и Ут. п — Ут. о. ср, совместным ре-
шением уравнений (VII.16) и (VII.21) можно получить
т, _ «г. ср (Л. рез — Тст)
2 СТ	ft	"I 2 охл п
или окончательно
	 (аг. срТг, рез) Труд qj^	(VII 23)
ст________________________________аг. ср +
Из последнего уравнения следует, что температура дета-
лей, образующих рабочую полость двигателя, повышается
при увеличении:
—	среднего коэффициента теплоотдачи аг. ср;
—	результирующей температуры газа ТГ рез;
—	общего термического сопротивления
—	температуры охлаждающей среды TQ^.
184
Уравнение (VII.23) дает возможность проанализировать
зависимости теплового состояния деталей от конструкции и
эксплуатационных режимов работы двигателя. Точное коли-
чественное вычисление температуры деталей по этому урав-
нению усложняется обилием факторов, обусловливающих
изменение коэффициента теплоотдачи. Поэтому наиболее
достоверные данные о тепловом состоянии деталей двигате-
лей обычно получают экспериментально.
На рис. V1I.2, а и б показано изменение температур в
различных точках поршня и гильзы цилиндра карбюраторно-
Рис. VII.2. Температурные поля деталей двигателя ЗИЛ-130 (опыты
НАМИ, /г = 2000 об/мин, дроссель — полный):
а — распределение температур в поршне; б — распределение температур в гильзе
го двигателя. Как видно из рисунка, для деталей двигателей
характерна значительная неравномерность распределения
температур. У поршня максимальная температура (230—
240° С) наблюдается в центре его днища, а минимальные
значения ее (120—130°С)—,у основания юбки. Наиболее
нагретая зона гильзы у ее верхнего пояса, где температура
достигает 150—170° С. Наименее нагретой частью гильзы яв-
ляется ее нижний пояс, где температура менее 100° С.
Максимально допустимая температура некоторых деталей
современных двигателей при работе их на режимах макси-
мальной мощности приведена в табл. VII.1. Превышение
указанных температур следует считать крайне нежелатель-
ным, так как это может привести к нарушению работоспо-
собности их сопряжений, уменьшению срока службы или
даже к поломкам двигателя.
Дифференцированная оценка температур основных дета^
лей является наиболее объективным и полным методом ана-
185
лиза теплового состояния двигателя. Однако вследствие зна-
чительных трудностей теоретического и экспериментального
определения температур часто этот анализ производят кос-
венным методом, используя специальный параметр—тепло-
напряженность цилиндра двигателя.
Таблица VII.1
Максимальная рабочая температура основных деталей двигателей
на режиме максимальной мощности
Наименование деталей
Поршень из алюминиевого сплава:
в центре днища...................
в зоне верхнего поршневого
кольца ....................
Гильза цилиндра в верхнем поясе
Головка блока цилиндров .........
Тарелка выпускного клапана . . .
Центральный электрод искровой
свечи .........................
Температура, °C
карбюраторные дви1 атели	дизели
300—320	220—270
220—270	100—220
150—180	140—160
130—145	150—170
650—870	550—600
550—800	—
Под теплонапряженностью двигателя понимается количе-
ство теплоты, отводимое единицей тепловоспринимающей
поверхности в систему охлаждения за единицу времени, т. е.
=	(VII.24)
где Q0XJT — количество тепла, отводимого в систему охлаж-
дения, ккал)ч\
F— общая площадь внутренней поверхности цилин-
дра, м2.
Величина тепловоспринимающей поверхности может быть
определена как
(/к + fn)	(VI1-25)
где fк и /п — коэффициенты, учитывающие долю активной
поверхности соответственно камер сгорания и
поршня, непосредственно участвующих в пе-
редаче теплоты охлаждающей среде;
D—диаметр цилиндра, м\
S—ход поршня, м\
е—степень сжатия.
Обычно для существующих двигателей /к — 0,74-0,8 и
/п = 04-0,7, причем меньшие значения /п принимаются для
охлаждаемых поршней.
186
Количество тепла, отводимого в систему охлаждения,
обычно выражается через теплоту, выделяющуюся в цилин-
дре двигателя при сгорании топлива.
Q0XJ1 = aGTQH ккал)ч,	(VII.26)
где а’—доля теплоты, отводимая в систему охлаждения
двигателя, а — 0,134-0,35;
От — расход топлива, кг/ч;
QH—теплота сгорания топлива, ккал/кг,
С учетом выражения (VII.26) теплонапряженность ци-
линдра двигателя можно представить в виде
?цил =	ккал)м2  ч,	(VI1.27)
но
От = geNe = kvh	7)гТо -у- кг[ч,
где k — постоянный коэффициент;
Vh — рабочий объем двигателя, л;
а — коэффициент избытка воздуха;
— коэффициент наполнения;
Уо — удельный вес воздуха на впуске в двигатель, кг/л3;
п — число оборотов двигателя, об/мин;
z — коэффициент тактности.
Тогда
п
V0 —
#цил = ^iQh —р---- ккал/м2 •	(VII.28)
Из уравнения (VII.28) следует, что теплонапряженность
цилиндра повышается с увеличением доли тепла, отводимого
в систему охлаждения, коэффициента наполнения, удельного
веса воздуха на впуске, числа оборотов коленчатого вала,
а также с уменьшением коэффициента избытка воздуха и
тактности двигателя.
Если выразить эффективную мощность через среднее ин-
дикаторное давление, то для теплонапряженности может
быть получено несколько другое выражение:
а -л 1 . Р‘п
7цил z р •
к
р
Так как отношение — является некоторой функцией
диаметра цилиндра, то из последнего уравнения следует, что
теплонапряженность повышается с увеличением диаметра
цилиндра. При увеличении относительной тепловоспринимаю-
„	/ F \
щей поверхности () теплонапряженность снижается.
187
3. Влияние различных факторов на теплоотдачу
и тепловое состояние деталей двигателя
К числу наиболее существенных конструктивных и
эксплуатационных факторов, влияющих на теплоотдачу и
тепловое состояние деталей двигателя, относятся:
—	размерность двигателя;
—	степень сжатия;
—	материал деталей;
—	число оборотов;
—	нагрузка;
—	состав смеси;
—	углы опережения зажигания или впрыска топлива;
—	сорт топлива;
—	температура охлаждающей среды.
Размерность двигателя. С увеличением рабочего объема
цилиндров соответственно увеличивается тепловоспринимаю-
щая поверхность рабочей полости и абсолютное количество
теплоты, отводимой в стенки за цикл. В случае изменения
диаметра цилиндра площадь теплопередачи изменяется при-
мерно пропорционально D2, а количество теплоты, выделяю-
щейся при сгорании топлива, — пропорционально D3. Поэто-
му относительная теплоотдача от рабочего тела в двигате-
лях с большей размерностью снижается.
Уменьшение относительной теплоотдачи в стенки приво-
дит к некоторому повышению температуры рабочего тела во
время сгорания, а это в свою очередь вызывает увеличение
коэффициента теплоотдачи. В результате температура теп-
лопроводящих деталей при увеличении размерности двига-
теля повышается. Это обстоятельство является одной из при-
чин, ограничивающих максимально достижимую цилиндро-
вую мощность двигателей.
Степень сжатия. С увеличением степени сжатия повы-
шаются давление и температура в основных фазах сгорания,
что приводит к росту коэффициента теплоотдачи. В связи
с этим теплообмен рабочего тела со стенками рабочей поло-
сти при повышении степени сжатия возрастает, а темпера-
туры деталей двигателя соответственно повышаются.
Материал деталей. Материалом деталей определяется
коэффициент теплопроводности (X), а следовательно, и тер-
мическое сопротивление При снижении коэффициента
теплопроводности термическое сопротивление возрастает,
что вызывает повышение температуры внутренней поверх-
ности деталей.
Число оборотов. При увеличении числа оборотов сокра-
щается продолжительность цикла. Поэтому при прочих
188
равных условиях количе-
ство теплоты, отдаваемое
оабочим телом в стенки
рабочей полости, должно
уменьшаться.
Правда, с ростом чис-
ла оборотов интенсифи-
цируется турбулизация
заряда, что значительно
увеличивает коэффициент
теплоотдачи аг. Кроме
того, турбулизация смеси
обусловливает более бы-
строе сгорание топлива,
сопровождающееся по-
вышением текущей, а сле-
довательно, и результи-
рующей температуры га-
за. По этим причинам
теплоотдача в стенки
уменьшается несколько
медленнее увеличения числа оборотов, а температура
деталей, образующих рабочую полость, повышается
Рис. VII.4. Зависимость темпера-
туры поршня дизеля типа В-2 от
нагрузки:
1 — температура в центре днища порш-
ня: 2—температура в зоне верхнего
поршневого кольца
теплоотдача в стенки увеличивается, а температуры деталей
с увеличением нагрузки повышаются (рис. VII.4).
Особенно заметно повышение температуры газов с уве-
личением нагрузки в дизелях, где вследствие качественного
регулирования коэффициент избытка воздуха изменяется
Рис. VH.3. 3 ависимость темпеоатуры
поршня от числа обопотов коленча-
того вала (двигатель ЗИЛ-130, опыты
НАМИ):
7 — температура в центре днища поошнп
2—температура в зоне верхнего поршне-
вого кольца
(рис. VII.3).
Необходимо, однако,
заметить, что в связи с
падением коэффициента
наполнения и некоторым
затягиванием процесса
сгорания, приводящим к
уменьшению температуры
и давления газов во вре-
мя сгорания, при очень
больших оборотах колен-
чатого вала температуры
деталей и соответственно
тепловое состояние дви-
гателя могут несколько
снижаться.
Нагрузка. Повышение
нагрузки приводит к ро-
сту температуры газов в
цилиндре, в связи с чем
189
Рис. VII.5. Влияние состава смеси
на температуру деталей двигателя
ЗИЛ-130 (опыты НАМИ):
1 — температура в центре днища порш-
ня: 2 — температура верхнего пояса
гильзы цилиндра
в широких пределах. Поэтому в дизелях с увеличением
нагрузки наблюдается обычно более значительное повышение
температуры деталей, чем в карбюраторных двигателях.
Состав смеси. Как указывалось ранее, в двигателях
с принудительным воспламенением при обеднении и переобо-
гащении смеси процесс сгорания затягивается и скорость
тепловыделения значительно
падает, в связи с чем темпера-
тура и давление газов в ци-
линдре снижаются. Поэтому
при работе на бедной и бога-
той смеси теплоотдача в стен-
ки и температуры деталей
уменьшаются, что иллюстри-
руется данными рис. VII.5.
Из рис. VII.5 видно, что
максимальное значение тем-
пературы поршня не соответ-
ствует смеси мощностного со-
става, а имеет место при а==
= 1,05. Объясняется это тем,
что за счет более замедлен-
ного сгорания слегка обеднен-
ных смесей существенно повышается температура газов на
линии расширения, в то время как максимальная темпера-
тура сгорания еще не успевает существенно снизиться. По-
вышенное теплосодержание газов в течение всего процесса
расширения в целом вызывает в этом случае возрастание
результирующей температуры и увеличение теплового потока
через детали.
Необходимо отметить, что при сильном обеднении смеси
в связи с «вялым сгоранием» значительно возрастает темпе-
ратура отработавших газов, поэтому детали, омываемые
этими газами при выпуске (выпускные клапаны, выпускные
патрубки), перегреваются. По этой же причине увеличивает-
ся количество теплоты, передаваемой в систему охлаждения
через стенки выпускных патрубков.
Угол опережения зажигания или впрыска топлива. Уве-
личение опережения зажигания в двигателе с принудитель-
ным воспламенением или впрыска топлива в дизеле вызы-
вает смещение процесса сгорания относительно в. м. т. в
сторону сжатия, что приводит к резкому росту температуры
и давления газа в цилиндре, В результате этого увеличи-
вается теплоотдача деталям и значительно повышается их
температура, особенно температура поршня и выпускного
клапана (рис. VII.6 и VII.7). Поэтому нерациональное из-за
ухудшения теплоиспользования слишком раннее опережение
зажигания или впрыска топлива опасно также с точки зре-
190
ния возможности перегрева двигателя и снижения его на-
дежности.
При слишком позднем зажигании или впрыске топлива
процесс сгорания сдвигается
на линию расширения и осуще-
Рис. VII.6. Влияние угла
опережения зажигания
на температуру деталей
двигателя ЗИЛ-130 (опы-
ты НАМИ):
1 — температура в центре
днища поршня: 2 — темпе-
ратура в зоне верхнего
пояса гильзы цилиндра
Рис. VII.7. Зависимость темпера-
туры выпускного клапана карбю-
раторного двигателя от угла опе-
режения зажигания (s = 6, п =
= 1000 об!мин-, опыты НАМИ)
ствляется при больших объемах рабочего пространства, что,
как и при бедных смесях, приводит к перегреву выпускных
клапанов и к увеличению теплоотдачи в систему охлажде-
ния через стенки патрубков. Длительная работа двигателей
при позднем зажигании или впрыске топлива также недопу-
стима, как и в случае слишком раннего зажигания или
впрыска.
Сорт топлива влияет на процессы теплообмена преиму-
щественно в карбюраторных двигателях и связано в основ-
ном с их антидетонационными качествами..
Увеличение октанового числа снижает склонность топли-
ва к самовоспламенению, уменьшает вероятность появления
детонации, но одновременно несколько затягивает процесс
сгорания, особенно в его последних стадиях. Если использо-
вать высокооктановый бензин в двигателях с соответствую-
щей степенью сжатия, то замедления сгорания не происхо-
дит вследствие увеличения температуры и давления рабочего
тела. В случае же использования высокооктанового бензина
в двигателях с пониженной степенью сжатия такого ускоре-
ния процесса не наблюдается, сгорание затягивается и тем-
пература на линии расширения и при выпуске повышается.
По этой причине работа двигателей на топливе, имеющем
октановое число большее, чем требуется по заводской инст-
191
Рис. VII.8. Зависимость тем-
пературы деталей двига-
теля ЗИЛ-130 от темпера-
туры охлаждающей среды
(опыты НАМИ):
1 — температура в центре дни-
ща поршня; 2 — температура
верхнего пояса гильзы цилиндра
рукции, как правило, сопровождается перегревом и даже
прогаром выпускных клапанов. Отмеченное явление обычно
усугубляется неправильной регу-
лировкой угла опережения зажи-
гания, которую в данном случае
нельзя производить, пользуясь
заводскими рекомендациями, раз-
работанными для другого сорта
топлива.
Температура охлаждающей
среды. При повышении темпера-
туры охлаждающей среды тем-
пературы деталей двигателя —
поршня, головки цилиндра, гиль-
зы, клапанов — повышаются. Осо-
бенно это заметно в тех деталях,
которые непосредственно омы-
ваются охлаждающей средой.
Так, например, из рис. VII.8
видно, что температура верхней
части гильзы цилиндра растет с
повышением температуры охла-
ждающей жидкости значительно
быстрее, чем температура центра
днища поршня. Объясняется это тем, что при нагревании
поршня уменьшается перепад между температурой газов и
температурой поршня. В результате этого сокращается тепло-
отдача от газа к поршню и тепловой поток через днище порш-
ня несколько уменьшается.
Более медленное изменение температуры поршня и неко-
торых других деталей является весьма существенной особен-
ностью, благодаря которой может быть значительно повы-
шена предельная температура охлаждающей среды и сни-
жены потери цикла, что бывает при так называемом высо-
котемпературном охлаждении. Высокотемпературное охлаж-
дение, не вызывая чрезмерного перегрева поршня, клапанов
и других деталей, значительно облегчает работу теплорас-
сеивающей системы, позволяет уменьшить габариты радиа-
тора и снизить расход охлаждающего воздуха.
Высокотемпературное охлаждение наиболее целесообраз-
но использовать в дизелях, так как в двигателях с принуди-
тельным воспламенением повышение теплового режима обыч-
но приводит к возникновению детонационного сгорания.
При эксплуатации серийных двигателей необходимо стро-
го придерживаться установленной заводом-изготовителем
температуры охлаждающей среды. Для современных двига-
телей с обычным охлаждением температура охлаждающей
жидкости составляет примерно 80—95° С.
Глава VIII
ПРОЦЕССЫ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ В ДВИГАТЕЛЯХ
С ПРИНУДИТЕЛЬНЫМ ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ
РАБОЧЕЙ СМЕСИ
1. Общие положения
Под смесеобразованием понимается процесс приго-
товления смеси топлива с воздухом для сжигания ее в дви-
гателе.
Различают горючую и рабочую смеси. Горючая смесь —
смесь влажных паров топлива с воздухом, обеспечивающая
распространение пламени во всем занимаемом ею объеме.
Рабочая смесь — горючая смесь с примесью отработавших
газов, остающихся в цилиндрах двигателей от предшествую-
щего цикла.
Как уже указывалось ранее, состав горючей смеси харак-
теризуется коэффициентом избытка воздуха. В зависимости
от соотношения между топливом и воздухом горючие смеси
могут быть:
—	нормальные (теоретического состава), у которых а=1;
—	обогащенные и богатые с а<1;
—	обедненные и бедные с а>1.
Обогащенные смеси (а = 0,8ч-0,9) сгорают обычно с мак-
симальными скоростями, в результате чего при работе на
таких смесях двигатели развивают наибольшую мощность.
Поэтому обогащенные смеси называются смесями мощност-
ного состава. При сжигании обедненных смесей (я=1,05ъ
-4-1,15) скорости сгорания снижаются, но благодаря нали-
чию избыточного кислорода в этом случае удается наиболее
полно окислить топливо и достигнуть максимального тепло-
выделения, в результате чего снижается удельный расход
топлива и повышаются экономические показатели двигате-
лей. Исходя из этого обедненные смеси носят название сме-
сей экономичного состава.
Работа двигателей на богатых и бедных смесях обычно
всегда связана со значительным ухудшением рабочего про-
цесса и сопровождается снижением мощностных и экономи-
ческих показателей, а также загрязнением воздушного бас-
сейна. Поэтому использование богатых и бедных смесей в
обычных двигателях с, принудительным воспламенением сле-
дует считать нерациональным.
7-165	193
По способу смесеобразования все существующие двига-
тели с принудительным воспламенением рабочей смеси мож-
но разделить:
—	на двигатели с внешним смесеобразованием;
—	на двигатели с внутренним смесеобразованием.
В двигателях с внешним смесеобразованием чаще всего
процесс приготовления горючей смеси начинается в специ-
альном приборе — карбюраторе. Двигатели с такими прибо-
рами обычно называются карбюраторными, а процесс сме-
сеобразования в них носит название карбюрации.
Задачи карбюратора сводятся:
—	к дозированию топлива в горючую смесь;
—	к распиливанию, максимально возможному испарению
и перемешиванию тойлива с воздухом;
—	к регулированию в соответствия с режимами работы
количества подаваемой в двигатель горючей смеси.
В соответствии с выполняемыми задачами карбюратор
должен:
—	обеспечивать необходимые условия для испарения топ-
лива и перемешивания его с воздухом;
—	автоматически поддерживать наиболее целесообразные
составы горючей смеси на каждом из режимов работы дви-
гателя;
—	иметь минимальные гидравлические сопротивления;
—	быть простым по устройству и доступным для регули-
ровок при низкой первоначальной и эксплуатационной стои-
мости;
—	обеспечивать количественное регулирование горючей
смеси в соответствии с режимами работы двигателя.
В основе работы всех современных автомобильных кар-
бюраторов лежит рабочий процесс так называемого простей-
шего всасывающего карбюратора.
2. Простейший карбюратор и процессы,
сопровождающие его работу
Принципиальная схема простейшего карбюратора
показана на рис. VIII.1. Основными элементами его яв-
ляются поплавковая камера /, топливный жиклер 4, дрос-
сельная заслонка 9 и воздушный канал 7.
Поплавковая камера 1 с поплавком 2 и игольчатым кла-
паном 3 служит для поддержания постоянного уровня топ-
лива на входе в топливный жиклер 4, Свободный от топли-
ва объем этой камеры сообщается с окружающей средой или
с началом воздушного канала. В последнем случае поплав-
ковая камера называется сбалансированной.
Топливный жиклер 4 дозирует количество топлива, по-
ступающего через распылитель 5 в воздушный канал карбю-
194
Горючая смесь
ратора. Дроссельной заслонкой 9 регулируется количество
горючей смеси, подаваемой из карбюратора во впускной
тракт и цилиндры двигателя. В воздушном канале топливо
распыливается и перемешивается с воздухом.
Карбюратор работает следующим образом. В процессе
заполнения цилиндров двигателя свежим зарядом между
окружающей средой и цилиндрами создается перепад давле-
ний, в результате которого
воздух из окружающей среды
поступает в воздушный канал
карбюратора и движется по
этому каналу. В диффузоре 6
сечение воздушного потока
уменьшается, в связи с чем
значительно повышается его
скорость и создается местное
разрежение. Максимального
значения это разрежение до-
стигает в наиболее узкой ча-
сти диффузора, где обычно и
устанавливается сопло распы-
лителя 5.
Под действием разрежения
в диффузоре из распылите-
ля 5 в воздушный канал фон-
танирует топливо. При выходе
из сопла распылителя это топ-
ливо подхватывается воздуш-
ным потоком и, перемещаясь
по воздушному каналу со зна-
чительно меньшей скоростью,
чем воздух, мелко распыли-
вается. Затем в смесительной камере 8 распыленное топливо
перемешивается с воздухом и частично испаряется, образуя
горючую смесь. Горючая смесь из смесительной камеры по-
ступает во впускной трубопровод, а оттуда в цилиндры дви-
гателя.
В период движения горючей смеси по впускному тракту
процесс смесеобразования продолжается. При этом часть не-
испарившегося топлива испаряется и перемешивается с воз-
духом, а часть его может выпадать в виде осадка на стенки
карбюратора и впускного трубопровода, образуя так назы-
ваемую топливную пленку.
Течение воздуха по воздушному каналу. В связи с цик-
личностью рабочего процесса горючая смесь в цилиндры
поршневых двигателей подается периодически, поэтому дви-
жение воздуха и горючей смеси по воздушному каналу кар-
бюратора носит всегда пульсирующий характер. Однако в
Рис. VIII.1. Принципиальная схе-
ма простейшего карбюратора:
/ — поплавковая камера: 2 — поплавок:
3 — игольчатый клапан: 4 — топливный
жиклер: 5 — распылитель: 6 — диффу-
зор: 7 — воздушный канал: 8 — смеси-
тельная камера; 9 — дроссельная за-
слонка; Ро — давление окружающей
среды
7*
195
Рис. У1Ц.2. Схема воз-
душного канала карбю-
ратора:
д — д — сечение в горловине
диффузора:	0—0—сечение
на вхбде в карбюратор;
и — давление и скорость
воздуха в горловине диффу-
зора; ро и «'о — давление и
скорость воздуха на входе
в карбюратор
случае высокооборотных и многоцилиндровых двигателей эти
пульсации обычно настолько ослабляются и происходят с та-
кой частотой, что практически ими можно пренебречь, пола-
гая поток воздуха и горючей смеси в воздушном канале кар-
бюратора установившимся для каждого из режимов работы
двигателя.
Конструктивно воздушный канал карбюратора и впуск-
ной тракт в целом представляют собой сложный трубопро-
вод с целым рядом местных сопротивлений, преодоление ко-
торых в процессе движения возду-
ха и горючей смеси связано с за-
тратами части энергии потока. В
результате этих затрат и особенно
повышения скорости потока в су-
жениях давление в воздушном ка-
нале карбюратора и во впускном
трубопроводе в целом по мере уда-
ления от его начала постепенно
снижается, что приводит к соответ-
ствующему изменению плотности
воздуха в различных сечениях. Ис-
пользование переменных значений
давлений и плотности потока при
анализе процессов, сопровождаю-
щих работу карбюратора, пред-
ставляет определенные трудности.
Поэтому обычно изменением плот-
ности воздуха по длине впускного
тракта пренебрегают и полагают
р = const для любого его сечения,
т. е. практически принимают воз-
дух за несжимаемую жидкость. Правомерность такого допу-
щения может быть обоснована, с одной стороны, сравни-
тельно небольшими изменениями давлений на отдельных
участках впускного тракта, а с другой стороны, возможно-
стью учета допускаемых погрешностей с помощью специаль-
ных опытных коэффициентов, входящих в соответствующие
аналитические зависимости.
На рис. VIII.2 схематически изображен воздушный ка-
нал простейшего карбюратора. Исходя из сделанных выше
замечаний о характере движения потока во впускном тракте
применим к двум сечениям этого канала 0—0 на входе
в воздушный канал и д — д в наиболее узкой части диффу-
зора— уравнение Бернулли для установившегося движения
несжимаемой жидкости
2
+ Ц + Ъ д + Ъ + 2g
w2 w2
(VIII.1)
196
где hQ и An— высоты рассматриваемых сечений над уров-
нем, принятым за начало отсчета;
w0 и —скорости воздуха на входе в канал и в узком
сечении диффузора;
g — ускорение силы тяжести;
Ро и — давления в сечениях 0—0 и д — д',
Тв — удельный вес воздуха;
$—коэффициент сопротивления впускного тракта
на участке от входа до минимального сечения
диффузора.
Учитывая сравнительно небольшой удельный вес воздуха
и незначительную разность уровней между рассматриваемы-
ми сечениями, можно пренебречь изменением энергии поло-
жения и считать, что
й0 = Ад.
Тогда уравнение (VIII.1) примет вид
9	2	9
2^	Ъ 7в "Г 2g “г 2g •
Полагая вследствие малости wo = 0, окончательно
7в»д ,	, Тв®д
Ро Ри 2g 2g
или
.	1в®д , ,
(V1II.2)
получим
(VIII.3)
где Д/?д—разрежение в горловине диффузора; Дрд = Ро— Рд.
9
Первый член правой части уравнения (VIII.3) — ——
выражает собой энергию, затрачиваемую на создание скоро-
сти потока, и называется скоростным напором, второй —
t Ь»Д
—В-н-----определяет затраты энергии .на преодоление гид-
равлических сопротивлений на участке воздушного канала
от его входа до наиболее узкого сечения диффузора и носит
название скоростных потерь. Таким образом, разрежение в
диффузоре представляет собой сумму скоростного напора
и скоростных потерь.
На рис. VIII.3 показано изменение по длине воздушного
канала карбюратора разрежения и его отдельных состав-
ляющих при полностью открытой дроссельной заслонке.
Из уравнения (VIII.3) скорость воздуха в диффузоре
^д
1__ -] Г 2WA
]/Т+ё V Ка
197
1
Обозначив	чеРез Фо получим
(V1II.4)
В системе СИ

1 /~ 2ЛРд.
V Рв ’
где срс — скоростной коэффициент,
рости из-за гидродинамических
Рис. VIII.3. Изменение разрежения и
его составляющих по длине воздуш-
ного канала карбюратора:
1 •— скоростной напор; 2 — скоростные по-
тери; 3 — разрежение
После подстановки значений
ния (VIII.4) уравнение (VIIL5)
учитывающий потери ско-
сопротивлений впускного
тракта, а также поправ-
ку на сжимаемость воз-
духа.
При площади мини-
мального проходного се-
чения диффузора /д коли-
чество воздуха, проходя-
щего по воздушному ка-
налу, определится как
(VIII.5)
Коэффициент р в по-
следнем уравнении учи-
тывает отклонение дей-
ствительного сечения по-
тока воздуха от мини-
мального сечения диффу-
зора и называется коэф-
фициентом сжатия струи.”
Он может быть равен
0,97—0,98.
скорости воздуха из уравне-
приводится к виду
=	/2^Д/>дтв.
Произведение скоростного коэффициенту на коэффициент
сжатия струи называется коэффициентом расхода диффузора
и обозначается
Нд =
Тогда окончательно
=	(VIII.6)
В системе СИ
Р'д/д
1%
Значения коэффициента расхода диффузора определяют-
ся опытным путем исходя из соотношения
GB
где Ов—действительный расход воздуха через диффузор;
Gh — расход воздуха, рассчитанный по уравнению
(VIII.6) при Цд=1.
Рис. VI 11.4. Зависимость коэффициента расхода
диффузора от разрежения
Величина этого коэффициента зависит от формы диффу-
зора, состояния его поверхности, сопротивления на входе
воздушного канала, разрежения и т. п. Для данного карбю-
ратора при рациональной
форме диффузора в преде-
лах изменения разрежений
от 200 до 1500 мм вод. ст.
рд практически почти не из-
меняется, незначительно
убывая по мере повышения
разрежения (рис. VIII.4).
Истечение топлива. Топ-
ливная система простейше-
го карбюратора (рис. VIII.5)
включает поплавковую ка-
меру /, жиклер 2, топлив-
ный канал 3 и распылитель
Рис. VI11.5. Схема топливной си-
стемы карбюратора:
/ — поплавковая камера: 2 — топлив-
ный жиклер: 3 — топливный канал; 4 —
распылитель: 5 — диффузор; ж —ж —
сечение на уровне топливного жиклера:
0—0 — сечение на уровне топлива в
поплавковой камере; h, — h — уровень,
принятый за начало отсчета; рд — дав-
ление в горловине диффузора; р0 и Wo-
давление и скорость топлива в сечении
0-0
4. Для предотвращения вы-
текания топлива при нера-
ботающем двигателе и при
наклонном положении кар-
бюратора устье распылите-
ля 4 располагается всегда
на 2—5 мм (Л/г на рисун-
ке) выше уровня топлива в
поплавковой камере.
199
Для упрощения процесса исследования примем поток
топлива в топливном канале 3 за установившийся, а гидрав-
лические сопротивления этого канала, учитывая их малое
значение по сравнению с гидравлическим сопротивлением
жиклера 2, будем считать равными нулю.
Основываясь на указанных допущениях, составим для
сечений 0—0 на уровне топлива в поплавковой камере 1 и
ж — ж на уровне центра топливного жиклера 2 уравнение
Бернулли в виде
о	9	2	2
Й 4 w° - h -L 4. w* + > 1 Wx 4- г w* Tvnm
где hQ и — нивелирные высоты рассматриваемых сече-
ний, отнесенные к началу отсчета;
Ро и Рж—давления в потоке соответственно для сече-
ний 0—0 и ж — ж\
Тт — удельный вес топлива;
w0 и — скорости потока топлива в рассматриваемых
сечениях;
g — ускорение силы тяжести;
X — коэффициент трения жидкости по длине ка-
либрованной части жиклера;
Z и d— длина и диаметр калиброванной части жик-
лера;
В — коэффициент гидравлических сопротивлений
на входе в жиклер.
Учитывая размеры сечений поплавковой камеры и жик-
лера, без больших погрешностей можно считать, что шо = О,
тогда из уравнения (VIII.7) скорость топлива в жиклере 2
равна
w —	1	1/jg	М ,j~ Ро ~~ Ак1 / VIII 8)
ж 1 /	/	г	7Т	v ‘ '
При давлении у устья распылителя рд из рис. VIII.5 оче-
видно, что
= Л + (Ао — Аж) Тт +
где ДА-—разность высот выходной кромки распылителя и
уровня топлива в поплавковой камере.
Подставляя значения рт в уравнение (VIII.8), получим
___ ю 1 / Нт № — М 4- Ро — Рд — № — М 7т — ДМ
Тж у	»
откуда
—Рд) —Д^7т]
^ж = ?ж Г -----------------•
200
Учитывая, что р0 — рд = Дрд, окончательно будем иметь
1/ 2^ (Дрд — АЛ 1т)
®'ж = ?ж И --------------,	(VI1I.9)
1т
где фж— скоростной коэффициент; фж = —г .	1	_ .
]/1 + »4 + е
В системе СИ
-]/ 2 (Д/>д — ДЙ£Рт)
®'ж = ?ж V -------------•
Рт
Расход топлива через жиклер 2 равен
<Л = ?/ж®Мт,	(VIII. 10)
где р — коэффициент сжатия струи, учитывающий суже-
ние сечения вытекающей из жиклера струи топли-
ва по сравнению с сечением его калиброванной
части;
/ж — площадь сечения калиброванной части жиклера.
После подстановки значений ’ в уравнение (VIII.10)
получим
= Р’Рж/ж	Тт*
Произведение (3<рж называется коэффициентом расхода
жиклера. Обозначим его через тогда
GT = рж	Г2^(Дрд-ДЙТт) ь.	(VIII. 11)
В системе СИ
GT = Р'ж/ж 1^2 (Лрц А/^рт) Рт*
Коэффициент расхода жиклера определяется эксперимен-
тальным путем исходя из соотношения
GT
|J'1K — G^’
1 о
где GT— действительный расход топлива через жиклер;
GT —расход топлива, рассчитанный по уравнению
° (VIII.11) при рж=1.
Как следует из выражения,
= В© = —-±=-Л --------,
I Лв	I i Л»	/	у	у
]/i + x4+e
значения коэффициента расхода зависят от размеров калиб-
рованной части жиклера (Ind), его формы (р и $), свойств
201
жидкости (X) и ряда других факторов. Большое влияние на
этот коэффициент может оказывать также и перепад давле-
ний, под действием которого топливо вытекает через жик-
лер.
На рис. VIII.6 показано изменение коэффициента расхо-
да в зависимости от соотношения длины и диаметра кали-
брованной части жиклера. Как следует из рисунка, с увели-
чением отношения до единицы коэффициент расхода
резко возрастает, в интервале значений у от 1 до 2 вели-
Рис. VIII.6. Зависимость коэф-
фициента расхода жиклера от
соотношения его размеров:
d—диаметр, калиброванного от-
верстия: /—длина калиброванного
отверстия
Рис. VIII.7. Зависимость коэффи-
циента расхода жиклера от его
формы:
1 *- жиклер с острыми кромками: 2 —
жиклер с затупленными внутренними
кромками
чина его почти не изменяется, а при-^->2он убывает и тем
значительнее, чем больше . Такой характер кривой
позволяет сделать вывод о том, что наиболее стабильными
значениями коэффициента расхода будут обладать жиклеры с
— ~2,	так как в этом случае возможные технолргцческие
отклонения в размерах калиброванной части не оказывают
существенного влияния на их характеристику. В практике
обычно используются жиклеры с -J- = 2-?-5.
Влияние на коэффициент расхода формы жиклера ил-
люстрируется рис. VIIL7. Жиклеры с острыми входными
кромками имеют более стабильные значения коэффициента
расхода при различных напорах (кривая /). Однако в про-
цессе эксплуатации острые кромки обычно довольно быстро
изнашиваются, в результате чего нарушается регулировка
карбюраторов. Поэтому практически большее распростране-
ние получили жиклеры с фаской (затупленной кромкой), как
обеспечивающие более стабильную регулировку карбюрато-
202
ров, хотя и обладающие худшей характеристикой коэффи-
циента расхода в зависимости от напора (кривая 2).
С повышением разрежения в диффузоре (рис. VIII.8) ко-
эффициент расхода резко увеличивается в зоне малых раз-
режений (порядка до 2 мн!м2 или 200 мм вод. ст.)- незначи-
тельно и плавно повышает-
ся в области средних раз-
режений и полностью ста-
билизируется при больших
разрежениях.
Характеристика . простей-
шего карбюратора. Под ха-
рактеристикой карбюрато-
ра понимается зависимость
коэффициента избытка воз-
духа от одного из парамет-
ров, характеризующих рас-
ход горючей смеси через
карбюратор. Чаще всего в
Рис. VIII.8. Зависимость коэффи-
циента расхода жиклера от раз-
режения
качестве такого параметра
используется разрежение в диффузоре, поэтому символиче-
ски характеристику карбюратора можно представить в виде
«=/(Дрд).
Согласно определению (глава IV)
GB

GtIq
Подставляя значения GB и GT из уравнений (VIII.6) и
(VII 1.11), получим
J___А ]/Лв_. ±11/ АРд
4) fw У 7т Рж ' Ард А/Пт
(VIII.12)
При принятых ранее допущениях
T-rVr
С = const.
Тогда
п ^д 1 /
а = С----- I / -т-----гтт-.
Рж |/ Ард — ДЛфг
(VIII. 13)
Из уравнения (VIII.11) следует, что истечение топлива
через топливный жиклер возможно только при разрежениях
в диффузоре, превышающих величину Дйут. Поэтому до зна-
Р'Д
чений Дрд = Д/1ут рж = 0 и отношение — = оо. При значениях
Рж
с повышением разрежения в диффузоре коэффи-
203
циент расхода рд достигает некоторого максимального значе-
ния и в дальнейшем или остается почти постоянным, или
даже несколько убывает (рис. VIII.4), в то время как коэф-
фициент расхода рж стабильно
зоне разрежений (рис. VIII.8).
Рд и рж приводит к тому, что
отношение их при увеличении
разрежения в диффузоре не-
прерывно уменьшается, асим-
птотически приближаясь к не-
которому постоянному для
каждого из карбюраторов
значению (рис. VIII.9 и
VIII. 10, а).
повышается во всем диапа-
Такой характер изменения
Рис. VII 1.9. Изменение отношения
коэффициента расхода диффу-
зора к коэффициенту расхода
жиклера в зависимости от разре-
жения в диффузоре:
Р-д — коэффициент расхода диффузора;
— коэффициент расхода жиклера:
Р'Д
— — отношение коэффициентов рас-
Рис. VIII.10. Влияние вели-
чины разрежения в диффузоре
на изменение отношений
р-д Ьрл
Р-ж Ард АЛут
ИД
а — отношение --• о — величина
хода
Дрд = ДЛут также равно бес-
I /
Выражение V	при
конечности. По мере увеличения разрежейия в диффузоре
это выражение непрерывно уменьшается, стремясь в преде-
ле к единице (рис. VIII. 10, б).
Таким образом, оба переменных члена уравнения
(VIII.13) с ростом разрежения в диффузоре изменяются от
бесконечности до некоторых конечных значений, близких
к единице. В связи с этим коэффициент избытка воздуха в
простейшем карбюраторе с увеличением расхода горючей
смеси непрерывно уменьшается от бесконечно больших зна-
204
Рис. VIII.И. Характеристика про-
стейшего карбюратора:
а — коэффициент избытка воздуха:	~
действительный расход воздуха через
карбюратор, /о ~ количество воздуха;
теоретически необходимое для полного
сгорания расходуемого топлива
Рис. VIII.12. Регулировочные характе-
ристики карбюраторного двигателя по
составу смеси:
1 — полная нагрузка: 2 и 3 — частичные на-
грузки: ge — удельный расход топлива; —
мощность
205
чений при малых разрежениях до значений меньших еди-
ницы при средних и больших разрежениях.
Примерный характер зависимости а от разрежения в диф-
фузоре простейшего карбюратора показан на рис. VIII.11,
где приведены также кривые GB и произведения GTlQ.
3. Требуемая характеристика карбюратора
Эксплуатационные режимы работы карбюраторных дви-
гателей отличаются большим разнообразием. Анализ влия-
ния различных факторов на протекание процессов в двига-
телях дает основания полагать, что для каждого из режи-
мов должен7 существовать свой оптимальный состав смеси,
обеспечивающий наивыгоднейшие показатели двигателя.
Для выявления этого оптимального состава смеси восполь-
зуемся регулировочными характеристиками по составу сме-
си карбюраторных двигателей, представляющими собой за-
висимость мощности и эффективного удельного расхода топ-
лива от коэффициента избытка воздуха при постоянном по-
ложении дроссельной заслонки, постоянном числе оборотов
коленчатого вала, наивыгоднейших углах опережения зажи-
гания и оптимальном тепловом режиме. Примеры таких ха-
рактеристик для трех положений дросселя, соответствующих
полной (/) и двум частичным (2 и 3) нагрузкам, показаны
на рис. VIII.12, где значения мощности и удельного расхода
топлива указаны в процентах от максимальной мощности и
максимального удельного расхода при полном открытии
дроссельной заслонки и тех же оборотах коленчатого вала.
Как можно видеть из приведенных кривых, во всех слу-
чаях максимальная мощность двигателя получается при зна-
чениях коэффициента избытка воздуха меньших единицы.
При этом чем меньше нагрузка, тем больше сдвигается в
сторону обогащения состав смеси, соответствующий макси-
мальной мощности.
Наиболее экономно работает двигатель при полном дрос-
селе при а~1,1. С прикрытием дроссельной заслонки коэф-
фициент избытка воздуха, соответствующий наилучшей эко-
номичности двигателя, сдвигается также в сторону обога-
щения смеси и тем больше приближается к мощностному
составу ее, чем меньше нагрузка.
Если на кривых мощности наметить точки, соответствую-
щие на каждом из режимов максимальной мощности и мощ-
ности при наименьшем удельном расходе топлива, а затем
эти точки соединить между собой, то получаются две кри-
вые— аб и ав. Первая из них будет-соответствовать регули-
ровке карбюратора на максимальную мощность, а вторая —
на минимальный удельный расход топлива. Из рис. VIII.12
206
видно, что при регулировке карбюратора на минимальный
расход топлива будет недобор мощности (A/V?), а при регу-
лировке на максимальную мощность — перерасход топлива
(Age) •
Перестроив кривые аб и ав в координаты %М? —а (на-
грузка— коэффициент избытка воздуха), можно получить
так называемую нагрузочную характеристику карбюратора,
примерный вид которой показан на рис. VIII.13.
Рис. VIII.13. Нагрузочная характери-
стика карбюратора:
аб — характеристика мощностного состава
смеси; ав — характеристика экономичного со-
става смеси; агб — требуемая характеристика
карбюратора
На рис. VIII.12 и VIII.13 можно видеть, что состав смеси,
обеспечивающий наивыгоднейшие условия работы двигателя
на различных режимах, должен находиться только в преде-
лах зоны, ограниченной кривыми аб и ав, так как выход а
за пределы этой зоны во всех случаях связан с одновремен-
ным ухудшением и мощностных, и экономических показате-
лей двигателей. При этом для использования всех возмож-
ностей карбюраторного двигателя, очевидно, целесообразно,
чтобы при полном открытии дросселя, когда от двигателя
требуется максимально возможная на данном режиме мощ-
ность, состав смеси соответствовал максимальной мощности
(был «мощностным,»). Наоборот, при переходе к работе
с прикрытыми дросселями, когда от двигателя не требуется
максимальная мощность и когда при необходимости повы-
шение мощности может быть легко достигнуто открытием
дроссельной заслонки, карбюратор должен приготовлять
смесь, обеспечивающую наиболее экономичную работу дви-
гателей.
207
Таким образом, в идеальном случае карбюратор должен
иметь такую характеристику, при которой обеспечивался бы
экономичный состав смеси на всех режимах работы двига-
теля, кроме режимов полных нагрузок, когда смесь необхо-
димо обогащать до мощностного состава. На рис. VIII.13
эта характеристика обозначена пунктирной линией. Необыч-
но называют требуемой или идеальной характеристикой кар-
бюратора.
Аналогично рассмотренному методу идеальные характе-
ристики могут быть получены для каждого из скоростных
режимов. Если такие характеристики для разных чисел обо-
Рис. VIII.14. Обобщенная нагрузочная характе-
ристика карбюратора:
1 — экономичный состав смеси; 2 — мощностной состав
смеси: ^i> п2, ns, th и п — обороты коленчатого вала
двигателя
ротов совместить на одном чертеже (рис. VIII.14) и прове-
сти огибающую их кривую, получится характеристика кар-
бюратора (кривая /), обеспечивающего работу двигателя
с минимальным удельным расходом топлива при полностью
открытой дроссельной заслонке во всем диапазоне чисел обо-
ротов коленчатого вала; при соединении плавной кривой
всех точек, соответствующих максимальной мощности, полу-
чится характеристика карбюратора (кривая 2), обеспечи-
вающего при полном дросселе работу двигателя с наиболь-
шей мощностью также во всем диапазоне скоростных режи-
мов.
Сравнивая требуемую характеристику (рис. VIII.13) с
действительной характеристикой простейшего карбюратора,
можно сделать вывод, что характеристика простейшего кар-
бюратора совершенно не соответствует тем требованиям, ко-
208
торые предъявляются двигателями к составу смеси исходя
из обеспечения наивыгоднейших условий их работы.
Так, на холостом ходу и при малых нагрузках, когда
ухудшаются условия распиливания и испарения топлива в
связи с малыми скоростями движения заряда и резко возра-
стает относительное количество ^сдаточных газов, нормаль-
ная работа двигателей возможна только при обогащенных
смесях. Простейший же карбюратор в этом случае может
приготовлять только бедные и обедненные смеси. На сред-
них нагрузках, когда в целях повышения экономичности для
двигателя необходимы обедненные смеси, простейший кар-
бюратор, наоборот, обогащает смесь, приводя тем самым
к непроизводительным затратам топлива.
При запуске холодного двигателя отсутствует подогрев
заряда и крайне ухудшаются условия испарения топлива.
Образование горючей смеси в этом случае осуществляется
в основном только за счет легкокипящих фракций. Поэтому
для того чтобы состав смеси находился в пределах вос-
пламеняемости, необходимо вводить топливо во впускной
тракт в большом избытке, в то время как в простейшем
карбюраторе из-за малых разрежений при пусковых обо-
ротах топливо в период запуска вообще может не пода-
ваться.
Не обеспечивает также простейший карбюратор необхо-
димого состава смеси и на переходных режимах. При резком
открытии дроссельной заслонки, например, вследствие повы-
шения абсолютного давления в задроссельном пространстве
и недостаточного подогрева заряда значительно ухудшаются
условия испарения топлива. В связи с этим часть топлива из
горючей смеси выпадает в конденсат и смесь обедняется.
Обеднение смеси вызывает нарушение рабочего процесса и
приводит к значительному снижению мощностных и эконо-
мических показателей двигателя. Этот недостаток может
быть устранен только соответствующим обогащением смеси,
что в простейшем карбюраторе практически осуществить не-
возможно.
Для исправления характеристики простейшего карбюра-
тора и приближения ее к требуемой в конструкцию его вво-
дится ряд специальных устройств, обеспечивающих необхо-
димый закон изменения состава горючей смеди при работе
двигателей на различных режимах. Такими устройствами, в
частности, являются:
—	корректирующие устройства главных дозирующих си-
стем;
—	приспособления для облегчения запуска;
—	системы холостого хода;
—	экономайзеры (обогатители);
—	ускорительные насосы (ускорители).
209
4. Корректирование состава смеси в главных
дозирующих системах
Под главной дозирующей системой понимается та
часть топливной системы карбюратора в целом, через кото-
рую подается основное количество топлива при работе дви-
гателей на большинстве режимов с нагрузкой.
Задачей главной дозирующей системы является обеспече-
ние состава смеси в соответствии с требуемой характеристи-
кой (рис. VIII.13) в диапазоне средних нагрузок двигателя.
Достигается это путем корректирования характеристики про-
стейшего карбюратора одним из следующих методов:
—	регулированием разрежения в диффузоре;
—	компенсационными системами;
— пневматическим торможением топлива (регулирова-
нием разрежения у жиклера).
Корректирование состава смеси
регулированием разрежения в диффузоре
Этот метод основан на связи состава смеси с площадью
проходного сечения диффузора. В соответствии с уравнением
(VIII.12) коэффициент избытка воздуха можно представить
в виде
1./ f
i0' fn V	И д/>д-дл-(г ь-.
Пренебрегая величиной ДАут и обозначив через Ci все
постоянные величины, получим
г Р'Д Г
а	и
гж
где — при принятых ранее допущениях постоянная для
данного жиклера (/ж) величина; Сх = -у----------т-1/ — >
h /ж Г Тт
откуда
а = -Vfд.
где х—величина, зависящая для каждого карбюратора от
разрежения в диффузоре и его сечения; х = С} —.
Таким образом, коэффициент избытка воздуха является
некоторой сложной функцией площади проходного сечения
для воздуха.
Принципиально проходное сечение для воздуха может
регулироваться различными способами. В отечественных кар-
бюраторах широко применялся в свое время способ, осно-
21Q
ванный на использовании диффузоров специальной конст-
рукции (карбюраторы семейств К-49 и К-22). Схема карбю-
ратора с таким диффузором показана на рис. VIII.15, а. Диф-
фузор карбюратора имеет упругие пластины 2, закрывающие
проход между наружными стенками диффузора 4 и стенка-
ми карбюратора.
При работе двигателя топливо из поплавковой камеры
через жиклер / и распылитель 3 подается в диффузор 4.
В случае малых открытий дроссельной заслонки упругие
Рис. VIII.15. Карбюратор с корректированием состава смеси методом регу-
лирования разрежения в диффузоре:
а —принципиальная схема: б — характеристика карбюратора: / — топливный жиклер:
2 — пластины диффузора: 3 — распылитель: 4 — диффузор, “ — коэффициент избытка
воздуха: GB — расход воздуха через карбюратор: GT^0 — количество воздуха, теоре-
тически необходимое для полного сгорания расходуемого топлива
пластины 2 плотно прижимаются к наружным стенкам диф-
фузора 4 и весь воздух проходит через, диффузор. Карбюра-
тор работает в этот период как простейший (участок аб на
рис. VIII.15, б). С увеличением открытия дросселя повы-
шается скорость воздуха в диффузоре и увеличивается ско-
ростной напор воздушного' потока. Когда этот напор дости-
гает определенной величины, пластины 2 диффузора отги-
баются и между наружной поверхностью диффузора и стен-
ками карбюратора образуется дополнительное сечение для
прохода воздуха, величина которого увеличивается с повы-
шением скорости воздушного потока. Перепуск воздуха че-
рез дополнительное’ сечение помимо диффузора 4 приводит
к тому, что разрежение у устья распылителя будет изме-
няться медленнее, чем оно изменялось бы при отсутствии пе-
репуска. В результате этого уменьшается относительное ко-
211
личество подаваемого через жиклер 1 топлива, что обеспе-
чивает , необходимое обеднение смеси (участок бв на
рис. VIII.15, б) по мере повышения нагрузки двигателя.
Корректирование состава смеси рассмотренным методом
обладает рядом существенных недостатков. В частности,
здесь в связи с использованием в процессе смесеобразова-
ния только части воздуха не обеспечивается достаточно ка-
чественное распыливание топлива. Наличие пружин, меняю-
щих с течением времени свои характеристики, приводит к не-
достаточной стабильности характеристик карбюраторов.
К этому же результату приводит загрязнение пружинных
пластин смолистыми отложениями и т. п.
Ввиду указанных недостатков метод корректирования со-
става смеси регулированием разрежения в диффузоре был
вытеснен другими более совершенными методами и в кар-
бюраторах современных типов не применяется.
Корректирование состава смеси
компенсационными системами
В карбюраторах с компенсационными системами
(рис. VIII. 16, а) топливо в диффузор подается через два
жиклера — главный 1 и компенсационный 2. Главный жик-
лер 1 с распылителем 5 работает как обычное дозирующее
устройство простейшего карбюратора, обогащая горючую
смесь по мере увеличения разрежения в диффузоре 6, Кор-
ректирование состава смеси осуществляется компенсацион-
ной системой, которая кроме жиклера 2 включает компенса-
ционный колодец 3 и распылитель 4.
На малых нагрузках, когда колодец 3 заполнен топливом,
компенсационная система подает в диффузор одно топливо
и совместно с главной системой обогащает смесь по мере
увеличения , нагрузки (участок аб на характеристике
рис. VIII.16, б). В связи с ограниченной пропускной способ-
ностью жиклера 2 (рис. VIII. 16, а) с увеличением разреже-
ния в диффузоре 6 уровень топлива в колодце 3 постепенно
понижается и при некотором значении нагрузки жиклер 2
оголяется. Этот момент соответствует максимальному обо-
гащению смеси карбюратором (точка б характеристики).
В дальнейшем к топливу, проходящему через жиклер 2, в
колодце 3 начинает подмешиваться воздух и из распылите-
ля 4 в диффузор 6 подается уже не чистое топливо, а эмуль-
сия топлива с воздухом. При этом количество топлива, выте-
кающего в колодец 3 через жиклер 2, от разрежения в диф-
фузоре не зависит, а определяется лишь разностью высот
уровней Н и пропускной способностью жиклера. Расход же
воздуха через компенсационный колодец с увеличением раз-
режения в диффузоре будет непрерывно расти. Поэтому при
212
увеличении нагрузки (при открытии дросселя) состав эмуль-
сии, вытекающей из распылителя компенсационной системы,
должен непрерывно обедняться. Это в итоге приводит к со-
ответствующему обеднению горючей смчеси, приготовляемой
карбюратором в целом (участок бв характеристики). Сте-
пень обеднения, а следовательно, и состав смеси будут зави-
сеть от характеристик жиклеров 1 и 2. Подбором пропуск-
ной способности этих жиклеров можно обеспечить приготов-
Рис. VIII.16. Карбюратор с корректированием состава смеси компенсаци-
онной системой:
а — принципиальная схема; б — характеристика: / — главный топливный жиклер;
2 — компенсационный топливный жиклер; 3 — колодец компенсационного жиклера;
4 и 5 — распылители; 6 — диффузор; “ — коэффициент избытка воздуха; — рас-
ход воздуха через карбюратор; б?т/0 — количество роздуха, теоретически необходи-
мое для сгорания топлива, расходуемого через главный жиклер; От RZ0 — количество
воздуха, теоретически необходимое для сгорания топлива, расходуемого через ком-
пенсационный жиклер; От/0 + GTKh — суммарное количество воздуха, теоретически
необходимое для сгорания всего топлива
ление карбюратором горючей смеси требуемого состава на
всем диапазоне средних нагрузок.
Метод корректирования составив смеси с помощью ком-
пенсационных систем в настоящее время в отечественных
карбюраторах не применяется.
Корректирование состава смеси
методом пневматического торможения
топлива
Принципиальная схема карбюратора с пневматическим
торможением топлива показана на рис. VIII.17. Топливо из
поплавковой камеры 6 через главный жиклер 3 подается в
канал распылителя 4, который через воздушный жиклер 2
213
и колодец 7 сообщается с впускным патрубком или с окру-
жающей средой в зависимости от типа карбюратора.
При работе двигателя на средних нагрузках топливо из
колодца 7 полностью высасывается и через воздушный жик-
лер 2 и этот колодец в канал распылителя подается воздух,
Рис. VIII.17. Карбюратор с корректированием состава смеси методом пнев-
матического торможения топлива:
а — принципиальная схема; б — характеристика карбюратора; в — частные случаи
работы карбюратора; 1 — сопло распщлителя; 2 — воздушный жиклер; 3 — топливный
жиклер; 4 — распылитель: 5 — диффузор; 6 — поплавковая камера; 7 — колодец воз-
душного жиклера; ро — давление в поплавковой камере; А — расстояние от уровня
топлцва в поплавковой камере до нижней части колодца воздушного жиклера; Н —
расстояние от уровня топлива в поплавковой камере до беи топливного жиклера;
ДА — расстояние от обреза устья распылителя до уровня топлива в поплавковой ка-
мере; « — коэффициент избытка воздуха; б?в — расход воздуха через карбюратор:
От/0 — количество воздуха, теоретически необходимое для сгорания расходуемого
карбюратором топлива; v — разность уровней топлива
который, смешиваясь с топливом, образует эмульсию, по-
ступающую в Дальнейшем в диффузор 5. В связи с незна-
чительным количеством этого воздуха по сравнению с воз-
духом, проходящим через диффузор 5, он существенного
влияния на состав горючей смеси непосредственно не оказы-
вает. Но под действием его снижается разрежение у топ-
214
ливного жиклера 3, в результате чего уменьшается расход
топлива и соответственно обедняется приготовляемая карбю-
ратором горючая смесь по сравнению с горючей смесью, по-
лучаемой при тех же условиях в простейшем карбюраторе.
Необходимый закон изменения состава смеси в соответст-
вии с режимами работы двигателей в карбюраторах с пнев-
матическим торможением топлива обеспечивается пут,ем под-
бора сечений топливного и воздушного жиклеров. Рассмо-
трим этот вопрос более детально.
Истечение топлива из главной дозирующей системы начи-
нается только тогда, когда разрежение в диффузоре (Дрд)
становится несколько больше величины произведения ДЛут.
Количество вытекающего при этом из распылителя 4 топ:
лива определяется его расходом через топливный жиклер 3.
В начальной стадии работы карбюратора, когда колодец 7
заполнен, давление над уровнем топлива’в этом колодце и
в поплавковой камере 6 одинаково и равно р0. Поэтому ис-
течение топлива через жиклер 3 из поплавковой камеры в
канал распылителя в этот период происходит под действием
разности уровней топлива в поплавковой камере'и колодце 7,
величина которой х связана с разрежением в диффузоре.
Для выявления этой связи выделим в канале распылителя
на расстоянии h от уровня топлива в поплавковой камере
сечение а — а. С левой стороны этого сечения будет действо-
вать давление
/’д + (А + ДА) ь,
а справа
р0+ (h— х)Тт.
Приравняв и решив относительно х полученные выраже-
ния, найдем
Д^д — Д/?7Т
где Дрд — разрежение в диффузоре; Дрд=р0— Рл-
Таким образом, разность уровней топлива в поплавковой
камере 6 и колодце 7 представляет собой некоторую функ-
цию разрежения в диффузоре.
При разности уровней топлива х расход его через жик-
лер 3 определится как
= Мж
откуда, подставив значение х, получим
о; = ISc/ж К2£ (Д^д — ААТт) Тт, (VIII.14)
215
Сравнивая уравнение (VIII.14) с уравнением (VIII.11),
можно прийти к выводу о том, что при наличии топлива в
колодце воздушного жиклера карбюратор с пневматическим
торможением топлива работает как простейший.
Максимальный расход топлива при заполненном колод-
це 7 будет наблюдаться при x = h и составит
(VIII.15)
После опорожнения колодца 7 в канал распылителя 4
через воздушный жиклер 2 поступает воздух. Количество
этого воздуха определяется уравнением
°В2 = P2fz И2^(р0 —/?к) Тв = p2f2 V2^Л/?кТв> (VIII.16)
где |i2 и Л — коэффициент расхода и площадь проходного
сечения воздушного жиклера;
рк— давление в колодце воздушного жиклера;
Д/?к — перепад давлений на входе воздуха в коло-
дец 7 воздушного жиклера; &pK=pQ— рк.
Это ж!е количество воздуха проходит в качестве компонента,
эмульсии через сечение сопла 1 распылителя 4, для которо-
го, пренебрегая смешением воздуха и топлива, можно напи-
сать
GBl = Pifi V 2g(A~ А)Тв,
где pi и /1 — коэффициент расхода и площадь проходного се-
чения распылитедя.
Но так как
Рк —Ръ = (Ро —рл) — (Ро — Рк) = ЬРь — ДА,
окончательно
(VIII.17)
и (VIII.17)
<?в, = Pifi V(Nh - ДА) Тв-
Приравняв правые части уравнений (VIII.16)
и решив их относительно Дрк, получим
р2у2
Л/?к= pM + p^f Л/7д’
откуда
Да = ^да,
. . Pi/i
гд P^+Pi/1 ’
Поскольку k всегда меньше .единицы, то из
(VIII. 18) следует, что разрежение в колодце
(VIII. 18)
уравнения
воздушного
216
жиклера всегда меньше разрежения в диффузоре и следует
за ним по определенному закону.
При отсутствии топлива в колодце 7 истечение топлива
из жиклера 3 будет происходить под действием перепада
давлений.
(Ро 4~ ^Тт) [Рк 4~	Тт ] = А) Рк 4“ ^Тт = ^Рк “И ^Тт-
Тогда расход топлива через жиклер 3 в заключительной
стадии будет равен
от = Р'ж/ж	4" ^Тт) Тт
или
о;=а /2^(лдл+йТт)ь.	(viii. 19)
Сравнивая последнее уравнение с уравнением (VIII.15),
можно видеть, чТо при переходе от начальной к заключи-
тельной стадии расход топлива теоретически должен изме-
няться скачком на величину, соответствующую изменению
подкоренного выражения на
2g	+ ЛТт) Тт — 2^Ат2т = 2^Д/7дТт.
В действительности вследствие конечных размеров кана-
лов и постепенного оголения входного 'канала из колодца 7
в распылитель этот переход осуществляется постепенно
(пунктирная линия на рис. VIII.17, б).
Выражение для коэффициента избытка воздуха в заклю-
чительной стадии работы карбюратора с пневматическим
торможением топлива может быть представлено в виде урав-
нения
1 Iх д/д -| /~ Д/УТв	/WTH
ь = -г----т~ I/ , а ч—.	(VIII.20)
4) Рж/Ж	4“ 7т
Конкретный характер изменения коэффициента избытка
воздуха здесь определяется соотношением размеров топлив-
ного и воздушного жцклеров. Увеличение производительно-
сти топливного жиклера или уменьшение производительно-
сти воздушного приводит, например, к обогащению смеси,
приготовляемой карбюратором. Наоборот, при увеличении
производительности воздушного жиклера или снижении про-
изводительности топливного смесь обедняется.
Исходя из анализа рабочего процесса и основываясь на
уравнениях расхода топлива (VIII.15), (VIII.19) и коэффи-
циента избытка воздуха (VIII.20), характеристику карбюра-
тора с корректированием состава смеси методом пневмати-
ческого торможения топлива можно представить в виде кри-
вой, изображенной на рис. VIII. 17; б. Участок аб этой кри-
217
вой выражает работу карбюратора при наличии топлива в
колодце/ воздушного жиклера. Участок бв характеризует про-
цесс перехода от работы карбюратора при наличии топлива
в указанном колодце к работе при отсутствии топлива в нем.
Участок вг соответствует работе карбюратора при отсутствии
топлива в колодце воздушного жиклера и является основным
рабочим участком характеристики.
Определенный практический интерес представляют неко-
торые частные случаи работы карбюраторов рассматривае-
мого типа (рис. VIII.17, в),
1. Сечение воздушного жиклера /2 = 0. Тогда &=1 и
Дрк = ДРд. Карбюратор работает как простейший, обогащая
смесь по мере увеличения расхода воздуха (кривая /). В ре-
альных условиях эксплуатации этот случай может произойти
при загрязнении или засорении воздушного жиклера. Поэто-
му в процессе эксплуатации во избежание перерасхода топ-
лива необходимо систематически следить за состоянием
этого жиклера.
2. Сечение воздушного жиклера /2=°°. Тогда k = 0 и по
мере увеличения разрежения в диффузоре горючая смесь
будет непрерывно сильно обедняться (кривая 2), что приве-
дет к снижению мощности и ухудшению экономичности дви-
гателя. Практически в эксплуатации этот случай соответст-
вует утере или очень большому износу воздушного жикле-
ра, и он так же нежелателен, как и первый.
Метод корректирования состава смеси с использованием
пневматического торможения топлива в настоящее время по-
лучил очень широкое распространение. В частности, он ле-
жит в основе работы всех отечественных карбюраторов
новых моделей (К-59, К-123, К-124, К-126, К-82, К-85, К-88,
К-89 и др.). Объясняется это прежде всего сравнительной
простотой конструктивного выполнения самих карбюраторов,
а также высоким качеством распыливания топлива в них в
связи с предварительным его эмульсированием, надежностью
их работы и стабильностью регулировок в процессе эксплуа-
тации.
5.	Вспомогательные устройства карбюраторов
Приспособления для облегчения
запуска
Как уже отмечалось выше, в связи с малыми ско-
ростями движения воздуха и отсутствием подогрева заряда
условия испарения топлива при запуске особенно холодных
двигателей крайне неблагоприятны. Состав смеси, соответст-
вующий пределу воспламеняемости, в этом случае может
быть получен только за счет испарения легкокипящих фрак-
218
Рис. VIII.18. Пусковое
устройство карбюратора:
/ — воздушная заслонка: 2 —
ось воздушной заслонки:
3—автоматический клапан:
4 — дроссельная заслонка:
5 — распылитель: 6 — диф-
фузор: 7 — главный топлив-
ный жиклер
ций топлива, что возможно при введении во впускной тракт
в период пуска топлива в большом избытке. Во всех совре-
менных карбюраторах это достигается с помощью специаль-
ных устройств, носящих название воздушных заслонок
(рис. VIII.18).
Воздушная заслонка 1 устанавливается во впускном па-
трубке карбюратора. Во время запуска она прикрывается,
благодаря чему разрежение в диффу-
зоре карбюратора резко возрастает и
топливо в изобилии вытекает из рас-
пылителя 5 главного дозирующего
устройства, обогащая горючую смесь
до необходимых пределов.
Для исключения чрезмерного обо-
гащения смеси и предотвращения за-
глохания двигателя воздушные за-
слонки снабжаются автоматическим
клапаном 3, который при резком по-
вышении разрежения после запуска
открывается и пропускает воздух,
обеспечивая тем самым необходимое
изменение состава горючей смеси. С
этой же целью во многих карбюрато-
рах ось 2 воздушной заслонки несколь-
ко смещается относительно оси пат-
рубка карбюратора, что способствует
ее открытию после запуска двигателя,
когда расход воздуха резко возрастает.
Обычно при запуске двигателя
дроссельная заслонка 4 должна быть
несколько приоткрыта, поэтому она соединяется системой
тяг и рычагов с воздушной заслонкой (на рис. VIII.18 не по-
казано), обеспечивающих ее открытие при полностью закры-
той воздушной заслонке.
Система холостого хода
При работе двигателей на малых оборотах без нагрузки
дроссельная заслонка почти полностью прикрывается. Разре-
жение в диффузоре в этом случае снижается настолько, что
подача топлива из главной дозирующей системы прекра-
щается. Для приготовления горючей смеси необходимого со-
става (а~0,64-0,7) на холостом ходу используется задрос-
сельное пространство, при этом топливо в задроссельное про-
странство подается специальными системами, которые назы-
ваются системами холостого хода. В современных карбюра-
торах система холостого хода кроме основного своего назна-
219
чения часто выполняет еще и функции корректирующей си-
стемы на режимах дросселирования.
На рис. VIII.19 показан один из наиболее распространен-
ных в современных карбюраторах вариантов системы холо-
стого хода с включением в главное дозирующее устройство.
6
Топливо из главной дози-
рующей системы через топлив-
ный жиклер 3 системы холо-
стого хода подается в канал 5,
где к нему примешивается воз-
дух, поступающий из воздуш-
ного патрубка через воздуш-
ный жиклер 4. В результате
образуется топливная эмуль-
сия, которая проходит к от-
верстиям холостого хода 6 и 8
и вытекает через них в смеси-
тельную камеру. В смеситель-
ной камере эмульсия подхва-
тывается проходящим возду-
хом и; перемешиваясь с ним,
образует горючую смесь.
При минимальных оборо-
Рис. VIII.19. Система холостого
хода карбюратора:
а — принципиальная схема; б — пере-
ход от холостого хода к средним на-
грузкам: /—поплавковая камера: 2—*
главный топливный жиклер; 3— топ-
ливный жиклер системы холостого хо-
да: 4—воздушный жиклер: 5 — топ-
ливный канал. 6 и 8 — эмульсионные
отверстия; 7 — регулировочный винт:
9 — дроссельная заслонка
тах холостого хода дроссель-
ная заслонка обычно полно-
стью закрыта (рис. VIII. 19, а).
Отверстие 6 в этом случае на-
ходится, выше дроссельной за-
слонки, где разрежение очень
мало. Поэтому топливная
эмульсия подается только че-
рез одно отверстие S, а через
отверстие # поступает воздух, который, подмешиваясь к эмуль-
сии, несколько обедняет ее. С открытием дроссельной заслонки
(рис. VIII. 19, б) отверстие б вначале перекрывается ее кром-
кой, а в дальнейшем оказывается в зоне больших разреже-
ний за дросселем, в связи с чем вначале прекращается по-
дача воздуха через отверстие 6, а затем через него начинает
поступать в задроссельное пространство топливная эмульсия.
Благодаря этому по мере открывания дроссельной заслонки
увеличивается подача топлива, что обеспечивает состав го-
рючей смеси, необходимый для плавного перехода от режи-
мов холостого хода к работе двигателя под нагрузкой.
Качество смеси на холостом ходу регулируется винтом 7,
который изменяет количество топливной эмульсии, подавае-
мой в задроссельное пространство.
В некоторых карбюраторах (например, карбюраторы К-82,
К-84) качество состава смеси регулируется не изменением
220
количества подаваемой эмульсии, а изменением количества
воздуха, подмешиваемого к топливу в канале 5. В таких кар-
бюраторах регулировочные винты устанавливаются вместо
воздушного жиклера 4.
Экономайзеры
В соответствии с требуемой характеристикой главные до-
зирующие системы современных карбюраторов регулируются
обычно на экономичный состав смеси. Для получения макси-
мальной мощности в этом случае необходимо при полных на-
грузках двигателя смесь обогащать, что достигается с по-
Рис. VIП.20. Принципиальные схемы экономайзеров карбюра-
тора:
а —с механическим приводом: б —с пневматическим приводом, в —
с последовательным включением главного жиклера и жиклера мощно-
сти: / — клапан экономайзера: 2 — шток с приводом: 3 — дроссельная
заслонка: 4 — жиклер экономайзера: 5 — главный топливный жиклер:
6 — распылитель: 7 — камера над поршнем: 8 — канал; 9 — шток: 10 —
поршень; // — пружина
мощью специальных обогатителей — экономайзеров. Эконо-
майзеры обеспечивают дополнительную подачу топлива в
воздушный канал, переводя экономичную смесь в смесь мощ-
ностного состава.
Конструктивно экономайзеры могут выполняться с меха-
ническим или пневматическим приводом.
Экономайзер с механическим приводом показан на
рис. VIII.20, а. Он включает клапан /, шток 2 с приводом от
дроссельной заслонки 3 и жиклер 4. При открытии дроссель-
ной заслонки примерно на 85—90% по углу поворота шток 2
экономайзера перемещается настолько, что под действием
его открывается клапан Л С открытием клапана 1 топливо,
221
помимо главного жиклера 5, начинает дополнительно пода-
ваться к распылителю 6 через жиклер экономайзера 4, бла-
годаря чему обеспечивается необходимое при полных нагруз-
ках обогащение смеси.
Одним из недостатков экономайзеров с механическим
приводом является включение их всегда -при одном и том же
положении дроссельной заслонки независимо от характера
изменения мощности по углу открытия дросселя на различ-
ных оборотах коленчатого вала. В связи с тем что при ма-
лых оборотах заметный прирост мощностей наблюдается до
значительно меньших открытий дросселя, чем при больших
оборотах, целесообразно было бы включать экономайзер тем
раньше, чем ниже обороты коленчатого вала двигателя.
От указанного недостатка свободен экономайзер с пнев-
матическим приводом, схема которого показана на
рис. VIII.20, б. Он состоит из клапана /, поршня 10 со што-
ком 9 и пружиной 11 и жиклера 4 экономайзера. Камера 7
над поршнем экономайзера соединяется каналом 8 с задрос-
сельным пространством карбюратора. При малых и средних
нагрузках, когда дроссельная заслонка 3 прикрыта, разре-
жение в камере 7 над поршнем 10 достаточно для того, что-
бы удержать поршень в верхнем положении. Клапан 1 в этом
случае находится в закрытом состоянии. С переходом к пол-
ным нагрузкам разрежение в камере 7 в связи с открытием
дросселя снижается и под действием, пружины 11 поршень 10
опускается вниз, открывая штоком 9 клапан 1. После откры-
тия клапана 1 топливо через жиклер 4 начинает подаваться
к распылителю 6 в обход жиклера 5, обогащая тем самым
смесь до нужного состава.
Экономайзер с пневматическим приводом включается не
за счет изменения положения дроссельной заслонки, а за
счет изменения' разрежения в задроссельном пространстве.
Поэтому он вступает в работу тем раньше, чем меньше число
оборотов коленчатого вала двигателя, так как при малых
оборотах разрежение, при котором включается экономайзер,
достигается при меньшем открытии дроссельной заслонки 3.
Эта особенность экономайзеров данного типа позволяет зна-
чительно улучшить разгон машин, в связи с чем их иногда
называют разгонными устройствами.
Однако при работе на установившихся режимах исполь-
зование экономайзеров с пневматическим приводом может
привести к некоторому снижению экономичности. Последнее
обстоятельство, очевидно, и является одной из основных при-
чин отказа в ряде отечественных карбюраторов от таких обо-
гатителей.
Принципиально топливные жиклеры экономайзеров обоих
типов могут включаться в топливную магистраль двояко:
параллельно (рис, VIII.20, а и б) и последовательно
222
(рис. VIII.20,в). В последнем случае пропускная способность
жиклера экономайзера (жиклера мощности) должна быть
выше пропускной способности главного жиклера на величи-
ну, обеспечивающую необходимое обогащение смеси.
Ускорительные насосы
Практика эксплуатации карбюраторных двигателей пока-
зывает, что на режимах, связанных с резким изменением по-
ложения дроссельной заслонки, обычно наблюдается значи-
тельное обеднение горючей смеси. Объясняется это следую-
щими обстоятельствами. Во-первых, резкое открытие дрос-
селя сопровождается снижением сопротивления на впуске и
соответствующим значительным повышением скоростей дви-
жения воздуха и истечения топлива. Так как плотность воз-
духа значительно меньше плотности топлива, то в начальный
момент расход воздуха через воздушный канал, увеличивает-
ся быстрее, чем истечение топлива из дозирующих систем,
что и приводит к некоторому обеднению горючей смеси. Во-
вгорых, при открытии дросселя повышается абсолютное дав-
ление во впускном трубопроводе, в результате чего ухуд-
шаются условия испарения топлива и часть топлива выпа-
дает в виде жидкой фазы, образуя топливную пленку на
стенках впускного трубопровода. В-третьих, с открытием
дросселя возможно некоторое понижение температуры смеси
в связи с увеличением количества поступающего воздуха, а
также количества самого топлива, что определенным образом
должно сказываться на условиях его испарения.
Обеднение горючей смеси в силу перечисленных причин,
выводящее ее в отдельных случаях даже за пределы воспла-
меняемости, вызывает резкое снижение мощностных и эко-
номических показателей карбюраторных двигателей. Во из-
бежание этого в современных карбюраторах применяются
специальные приспособления — ускорительные насосы, кото-
рые подают дополнительное количество топлива при резких
открытиях дросселя.
Наибольшее распространение в настоящее время получи-
ли насосы с механическим приводом. Схематически такой на-
сос показан на рис. VIII.21. При резком открытии дроссель-
ной заслонки 1 через систему рычагов и пружину 5 поршень#
насоса перемещается вниз. При перемещении поршня обрат-
ный клапан 7 закрывается, а нагнетательный клапан 4 от-
крывается и топливо через него подается в распылитель S,
откуда впрыскивается в воздушный канал карбюратора.
В случаях медленного открытия дроссельной заслонки
топливо из надпоршневого пространства через зазоры между
поршнем 6 и его гильзой перетекает в надпоршневую по-
лость, в связи с чем подача топлива насосом или уменьшается,
223
или может совершенно прекратиться. Заполняется насос
топливом при закрытии дросселя. Для изменения максималь-
ной подачи насоса в зависимости от сезонных условий экс-
плуатации на рычаге привода от дроссельной заслонки вы-
полняются два отверстия 9, из которых дальнее от оси соот-
ветствует и большей производительности.
Рис. VI 11.21. Принципиальная схе-
ма ускорительного насоса:
/—дроссельная заслонка; 2 — привод
поршня насоса; 3 — шток поршня, 4 —
нагнетательный клапан; 5 — пружина;
6 — поршень насоса; 7 — обратный кла-
пан; 8 — распылитель; 9 — регулировоч-
ные отверстия
Другие вспомогательные устройства
Тонкость распыливания топлива в карбюраторе опреде-
ляется в основном скоростью движения воздуха и горючей
смеси по каналу. Поэтому с точки зрения улучшения каче-
ства смесеобразования целесообразно повышать скорость воз-
душного потока в диффузоре до максимально возможных
значений. Проще всего это может быть достигнуто за счет
уменьшения проходного сечения диффузора, однако при этом
резко увеличиваются гидравлические сопротивления воздуш-
ного канала и снижается коэффициент наполнения. Для того
чтобы повысить скорость воздуха и горючей смеси, сохраняя
значения коэффициента наполнения на необходимом уровне,
в современных карбюраторах применяют обычно не один,
а два или даже три диффузора.
В качестве примера многодиффузорных карбюраторов на
рис. VIII.22 показана схема воздушного канала карбюратора
с двумя диффузорами. Диффузоры располагаются последо-
224
вательно и устанавливаются таким образом, чтобы выходная
кромка малого диффузора смещалась относительно мини-
мального сечения большого диффузора на 4—5 мм по на-
правлению воздушного потока. Это необходимо для того,
чтобы воздух при выходе из малого диффузора попадал в
зону максимальной скорости в большом диффузоре, которая
за счет сжатия воздушного
потока несколько смещает-
ся относительно его мини-
мального сечения.
Во всех многодиффузор-
ных карбюраторах распы-
лители главных дозирую-
щих систем выводятся в
горловины малых диффузо-
ров, в связи с чем тонкость
распиливания топлива в та-
ких карбюраторах опреде-
ляется прежде всего скоро-
стью течения воздуха в цен-
тральном диффузоре. Как
можно видеть из рис.
VIII.22, в горловине малого
диффузора разрежение
имеет максимальное значе-
ние, поэтому и скорость воз-
Рис. VIII.22. Схема воздушного
канала и эпюра разрежений двух-
диффузорною карбюратора:
/1 и /г — площади сечения диффузо-
ров: / — разрежение в малом диффу-
зоре: 2—.разрежение в большом диф-
фузоре
душного потока здесь достигает также максимума, причем
по своим значениям она намного превосходит те скорости, ко-
торые были бы при одинаковых условиях в карбюраторе с од-
ним диффузором.
Кроме использования более высоких скоростей улучшению
смесеобразования в многодиффузорных карбюраторах спо-
собствует также усиленное перемешивание горючей смеси с
воздухом при переходе из одного диффузора в другой.
Недостатком многодиффузорных карбюраторов является
некоторое снижение суммарного коэффициента расхода всех
диффузоров по сравнению с коэффициентом расхода одно-
диффузорного карбюратора. Поэтому проходное сечение в
многодиффузорных карбюраторах должно быть несколько
больше проходного сечения однодиффузорных. Многодиффу-
зорные карбюраторы также несколько сложны в конструк-
тивном отношении.
Использование многодиффузорных карбюраторов дает до-
статочно хороший эффект в основном только при больших
нагрузках. На малых нагрузках, как правило, разрежение у
распылителя снижается и распыливание топлива ухудшается.
Для , улучшения качества распиливания в этих случаях у
современных многокамерных карбюраторов используется
8-103
225
последовательное открытие дроссельных заслонок. При ма*
лых нагрузках в таких карбюраторах открывается только
часть дроссельных заслонок и работают не все, а только часть
камер карбюратора, что обеспечивает необходимые для каче-
ственного смесеобразования скорости воздушного потока.
При переходе к большим нагрузкам в работу включаются
последующие камеры, а при полных нагрузках работают все.
В итоге последовательного включения дроссельных заслонок
и использования нескольких диффузоров обычно удается по-
лучить оптимальные скорости воздушного потока при сохра-
нении на необходимом уровне значений коэффициента на-
полнения.
В процессе эксплуатации сопротивление воздухоочистите-
лей двигателей может изменяться, в связи с чем при сообще-
нии поплавковой камеры непосредственно с окружающей сре-
дой будет изменяться соответственно также и разность дав-
лений между поплавковой камерой и диффузором, что приве-
дет к ненужному обогащению смеси и перерасходу топлива.
Во избежание указанного явления в современных карбюра-
торах поплавковую камеру изолируют от окружающей среды
и соединяют балансирным каналом с впускным патрубком
карбюратора (рис. VIII.15). Такие карбюраторы называются
сбалансированными. У них разность давлений в поплавковой
камере и в диффузоре не зависит от состояния воздухоочи-
стителя.
Для предупреждения перегрузки максимальная мощность
двигателей армейских грузовых и специальных машин огра-
ничивается ограничителями оборотов, среди которых наи-
большее распространение получили пневмоцентробежные
ограничители. Принципиальная схема такого ограничителя
показана на рис. VIII.23. Он состоит из двух частей: центро-
бежного датчика и пневматического диафрагменного испол-
нительного механизма.
Центробежный датчик устанавливается в крышку распре-
делительных шестерен двигателя. Ротор 2 датчика приво-
дится во вращение от торца распределительного вала. Дат-
чик соединяется двумя трубками с карбюратором и корпусом
исполнительного механизма. Задача датчика сводится к
управлению величиной разрежения над диафрагмой 14 ис-
полнительного механизма.
Исполнительный механизм обычно монтируется на корпу-
се смесительной камеры карбюратора и служит для управ-
ления дроссельными заслонками в зависимости от разреже-
ния, регулируемого датчиком.
Работает ограничитель следующим образом. На малых
оборотах двигателя клапан 4 под действием пружин 8 отво-
дится к центру ротора и отверстие Б в седле клапана нахо*-
дится в открытом положении. Сопротивление движению
226
00
*'
Рис. VI11.23. Схема пневмоцентробежного ограничителя числа оборотов:
/ — корпус датчика: 2 — ротор; 3 — кольцо; 4 — клапан; 5 — втулка; 6 — седло клапана: 7 — регулировочный винт пру-
жины клапана; 8— пружина клапана; 9 — кольцо: 10— соединительная пластинка, 11—соединительная втулка; 12______
сальник; 13 — крышка корпуса датчика; 14 — диафрагма: /5 — пружина дроссельных заслонок; 16 — рычаг: /7 —жик-
леры; 18 — кпышка исполнительного механизма; 19 — корпус исполнительного механизма; 20 — шток; 21 — подшипник
оси дроссельных заслонок; 22 — соединительный канал; 23 — карбюратор: 24 — ось дроссельных заслонок; 25 — дроссель-
ная заслонка; 26 — корпус смесительной камеры; 27 — соединительная трубка; Б — отверстие

воздуха, создаваемое датчиком, в этом случае меньше сопро-
тивления жиклеров 17, вследствие чего разрежение над диа-
фрагмой 14 мало и не в состоянии создать на рычаге 16
силу большую, чем сила пружины 15, которая удерживает
дроссельные заслонки в открытом состоянии.
По мере повышения оборотов коленчатого вала центро-
бежная сила клапана 4 увеличивается и он, растягивая пру-
жину 8, приближается к своему седлу, при этом сопротивле-
ние движению воздуха через датчик соответственно повы-
шается. При максимальном числе оборотов это сопротивление
увеличивается настолько, что становится больше сопротивле-
ния жиклеров 17 и в полости над диафрагмой 14 создается
разрежение, достаточное для срабатывания ограничителя.
Диафрагма 14 перемещается вверх и через шток 20 и ры-
чаг 16 закрывает дроссельные заслонки 25, в связи с чем
мощность двигателя уменьшается и обороты его снижаются.
При снижении оборотов уменьшается действующая на кла-
пан 4 центробежная сила и клапан под действием, своей пру-
жины приоткрывается, что приводит к снижению сопротив-
ления датчика. В результате разрежение над диафрагмой
уменьшается и пружина 15 открывает дроссельные заслонки.
Обороты коленчатого вала вновь повышаются до максималь-
ного значения, после чего цикл работы ограничителя повто-
ряется.
Центробежный датчик ограничителя настраивается заво-
дом-изготовителем, для чего используется регулировочный
винт 7, с помощью которого изменяется напряжение пружи-
ны клапана 4.
6.	Движение горючей смеси по впускному тракту
двигателя
Основная задача процесса смесеобразования за-
ключается в обеспечении полного испарения вводимого в дви-
гатель топлива. Обычно в карбюраторах испаряется всегда
только часть топлива. Оставшееся в капельножидком состоя-
нии топливо совместно с испарившейся его долей и воздухом
из смесительной камеры карбюратора поступает во впускной
трубопровод. При движении по впускному трубопроводу
часть в основном наиболее мелкораспыленной жидкой фазы
топлива дополнительно испаряется и превращается полно-
стью в пары, а часть, находящаяся преимущественно в виде
крупных капель, выпадает на стенки трубопровода, образуя
топливную пленку. Неиспарившаяся и не выпавшая в топ-
ливную пленку часть топлива жидкой фазы проходит в ци-
линдры двигателя в составе горючей смеси, где в последую-
щем процесс испарения топлива завершается.
228
Наиболее интенсивное образование топливной пленки на-
блюдается на стенках смесительной камеры карбюратора и
в начале впускного трубопровода. Под влиянием потока го-
рючей смеси топливная пленка непрерывно движется по впу-
скному тракту в направлении цилиндров, при этом часть топ-
лива из нее испаряется и количество ее по мере приближения
к цилиндрам непрерывно уменьшается. Достигшая цилин-
дров двигателя часть топливной пленки, проходя через щели
впускного клапана, где скорость горючей смеси резко повы-
шается, подвергается вторичному распиливанию, и в после-
дующем в цилиндре завершается процесс ее испарения.
Количество топливной пленки на каждом из участков впу-
скного трубопровода зависит от свойств топлива, режимов
работы двигателя, его теплового состояния и конструкции
впускного тракта.
Сама по себе топливная пленка является крайне нежела-
тельным явлением во всех случаях, так как наличие ее при-
водит к неравномерности распределения топлива по цилин-
драм двигателя, ухудшает условия смазки цилиндров за счет
смыва масляной пленки, может приводить к обеднению
смеси и т. п. Поэтому всегда предпринимаются специаль-
ные меры по уменьшению количества топливной пленки.
С этой целью, например, впускной трубопровод подогре-
вается отработавшими газами или горячей водой. В некото-
рых двигателях ему придается такая конфигурация, которая
обеспечивает разрушение потока пленки. Иногда во впуск-
ном трубопроводе выполняются специальные сильно нагре-
тые площадки для дополнительного подогрева и испарения
топлива.
На установившихся режимах обычно наблюдается равно-
весие между количеством топлива, выпадающего в топлив-
ную пленку, и количеством топлива, испаряющегося из нее.
Поэтому в случае установившихся режимов наличие пленки
во впускном трубопроводе не вызывает больших изменений
в соотношении между топливом и воздухом в горючей смеси,
поступающей в цилиндры, по сравнению с их соотношением
при дозировании топлива в карбюраторе. Топливная пленка
здесь сказывается лишь на равномерности распределения
топлива по цилиндрам двигателя.
Совершенно иначе проявляется влияние топливной пленки
в случае неустановившихся режимов, особенно на режимах,
связанных с резким изменением положения дроссельной за-
слонки.
При открытии дроссельной заслонки, например, увеличи-
вается количество топлива во впускном тракте, повышается
абсолютное давление в задроссельном пространстве и сни-
жается относительный подогрев заряда в связи с отстава-
нием температуры деталей от режимов работы двигателя
229
из-за тепловой инерции. Под влиянием перечисленных фак-
торов во впускном трубопроводе значительно ухудшаются
условия испарения топлива, что приводит к резкому возра-
станию количества топлива, выпадающего в топливную плен-
ку, а следовательно, и к обеднению горючей смеси. При уве-
личении количества топливной пленки, кроме того, ухудшает-
ся и равномерность распределения топлива по цилиндрам
двигателя.
Обеднение горючей смеси и увеличение неравномерности
распределения топлива по цилиндрам в итоге приводят к
весьма ощутимому снижению мощностных и экономических
показателей двигателей, к недопустимому в отдельных слу-
чаях ухудшению их динамических качеств.
В случае прикрытия дроссельной заслонки условия испа-
рения топлива обычно резко улучшаются и топливная пленка
во впускном трубопроводе интенсивно испаряется, вызывая
значительное и совершенно ненужное переобогащение горю-
чей смеси. В итоге протекание рабочего процесса двигателя
здесь также заметно ухудшается, резко повышается расход
топлива, усиливается загрязнение воздушного бассейна и т. п.
Аналогичным образом, правда, менее сильно сказывается
влияние топливной пленки и на многие другие неустановив-
шиеся режимы, например, при разгоне и замедлении без из-
менения положения дроссельной заслонки и г. п.
7.	Конструкция и работа современных карбюраторов
В качестве примера конструкции современных кар-
бюраторов рассмотрим карбюраторы К-126Б двигателя
ГАЗ-66 и К-89А двигателя ЗИЛ-375.
Карбюратор К-126Б двухкамерный с корректированием
состава смеси методом пневматического торможения топлива
и балансированной поплавковой камерой. Принципиальная
схема этого карбюратора показана на рис. VIII.24.
Общий для обеих камер карбюратора входной патрубок
выполнен в виде двух соединяющихся между собой деталей:
фланца 4 для крепления воздухоочистителя и корпуса 1 па-
трубка. В корпусе 1 имеется балансировочный канал и уста-
новлены воздушная заслонка 6 с автоматическим клапаном,
сетчатый топливный фильтр 11, поплавок 13 и игольчатый
клапан 12,
В каждой из камер имеется по два диффузора 10 и 24
постоянного сечения. Распылители главных дозирующих си-
стем выполняются в теле малых диффузоров 10,
Главные дозирующие системы камер состоят из главных
топливных жиклеров ЗЦ эмульсионных трубок 5 и воздуш-
ных жиклеров 3<
230
to
CO
Рис. VIII.24. Схема карбюратора К-126Б:
7— корпус патрубка; 2 — вилка привода насоса-. 3 — главный воздушный жиклер; 4 — фланец; 5 — эмуль-
сионная трубка; 6— воздушная	заслонка; 7 — распылитель; 8— воздушный жиклер холостого хода,
9— топливный жиклер холостого хода; 10 — малый диффузор; И — фильтр; 12 — клапан подачи горючего-
73— поплавок: 14 — смотровое окно; 15 — сливная пробка; 16—диафрагма; 17 — крышка; 18— шружина ограни-
чителя; 19— корпус исполнительного диафрагменного механизма; 20 — жиклер вакуумный; 21—жиклер воздуш-
ный; 22— манжета; 23 — подшипник: 24— большой диффузор: 25 — отверстие для присоединения вакуумного ре-
гулятора опережения зажигания; 26 — винт качественной регулировки 27 — нагнетательный клапан. 28 — кор-
пус; 29—дроссельная заслонка; 30 — рычаг; 31 — главный топливный жиклер; 32—клапан экономайзера: 33______
обратный клапан; 34 — корпус поплавковой камеры; 35—привод ускорительного насоса и экономайзера;
36 — трубка системы холостого хода; 37 — топливный канал системы холостого хода; 38 — распылитель эконо-
майзера; 39 — воздушные каналы
Системы холостого хода питаются из главных дозирую-
щих устройств и включают трубки 36, топливные жиклеры 9,
топливные каналы 37 и винты 26 регулировки качества смеси.
Ускорительный насос и экономайзер общие для обеих ка-
мер и с объединенным механическим приводом от оси дрос-
сельных заслонок через систему тяг и рычагов.
В ускорительном насосе имеются шариковый обратный
клапан 33 и нагнетательный игольчатый клапан 27. Подавае-
мое им топливо впрыскивается в воздушный канал через
распылители 7.
Клапан 32 и жиклер экономайзера совмещены в одном
узле. Топливо от экономайзера в смесительную камеру кар-
бюратора подается через распылитель 38.
Дроссельные заслонки 29 размещаются в отдельном кор-
пусе 28, присоединенном к корпусу 34 поплавковой камеры
через прокладку. Работа их осуществляется параллельно.
На корпусе дроссельных заслонок устанавливается ис-
полнительное устройство центробежно-вакуумного ограничи-
теля числа оборотов, рабочая полость которого соединяется
через жиклеры 20 и 21 и каналы 39 с одной из смесительных
камер в двух точках: до и после дроссельной заслонки.
Поплавковая камера снабжается смотровым окном 14 для
контроля за уровнем топлива при работающем двигателе.
Карбюратор К-89А схематически показан на рис. VIII.25.
Корпус 48 общего для двух камер воздушного патрубка
выполнен за одно целое с фланцем 43 для присоединения
воздушного фильтра. В корпусе имеется балансировочный
канал 44 и размещаются топливный фильтр 5, поплавок 1
и игольчатый клапан 8.
В каждой камере карбюратора имеется по два диффузо-
ра постоянного сечения. Главные дозирующие системы камер
состоят из главных топливных жиклеров 9, жиклеров полной
мощности 12, воздушных* жиклеров 11 и распылителей 45,
выполненных в виде колец в теле малых диффузоров 46.
Питание систем холостого хода осуществляется из глав-
ных дозирующих систем после главных топливных жикле-
ров. В системы холостого хода входят воздушно-топливные
жиклеры 10, каналы 47 и винты 39 и 40 качественной регули-
ровки.
Ускорительный насос с механическим приводом общий
для обеих камер. Обратный клапан 32 насоса — шариковый,
нагнетательный клапан 42 — игольчатый. Топливо от ускори-
тельного насоса подается одновременно в обе камеры через
распылители 13.
Экономайзер с механическим приводом — один на две ка-
меры. В главную дозирующую систему он включается ме-
жду топливными жиклерами 9 и жиклерами полной мощно-
сти 12, управляется от механизма привода ускорительного
232
tft tf-7 40 39 46 45 38 37 36
Рис. VIII.25. Схема карбюратора К-89А:
1 — поплавок: 2 — пружина; 3 — шток: 4 — кронштейн: 5 — фильтр: 6— крышка фильтра: 7 — прокладка: 8— игольчатый клапан: 9 —
главный, жиклер: 10 — воздушно-топливный жиклер системы холостого хода; 11— воздушный жиклер главной дозирующей системы; 12 —
жиклер мощности; 13 и 16 — распылители ускорительного насоса: 14—воздушная заслонка; 15—клапан воздушной заслонки; 17 — пружина;
18 — шток экономайзера: 19 — гайка штока; 20 — стакан штока; 21— рычаг привода экономайзера; 22 — шток ускорительного насоса; 23 —
опорная шайба; 24 — пружина ускорительного насоса: 25 — тяга привода ускорительного насоса и экономайзера: 26—манжета; 27 — уплот-
нительное кольцо; 28 — поршень; 29 — шток клапана экономайзера; 30—клапан экономайзера; 31—ограничитель обратного клапана уско-
рительного насоса: 32 — обратный клапан ускорительного насоса- 33—серьга привода ускорительного насоса и экономайзера; 34 — рычаг:
35 — пробка; 36 — корпус смесительных камер; 37 — дроссельная заслонка: 38— ось дроссельной заслонки; 39 и 40 — винты регулировки си-
CQ стемы холостого хода: 41 — винт крепления дроссельной заслонки; 42 — нагнетательный клапан ускорительного насоса; 43—фланец; 44—ба-
ОО лансировочный канал; 45 — распылитель главной дозирующей системы; 46 — малый диффузор; 47 — канал системы холостого хода; 48—
корпус
насоса и вступает в работу почти при полном открытии дрос-
сельных заслонок.
Дроссельные заслонки карбюратора работают одновре-
менно и размещаются в отдельном приставном корпусе 36,
на котором смонтировано -исполнительное устройство пневмо-
центробежного ограничителя оборотов.
В конструктивном отношении карбюратор К-89А совер-
шенно тождествен карбюратору К-88, используемому на
V-образных восьмицилиндровых двигателях ЗИЛ-130 и
ЗИЛ-131, поэтому все изложенное относительно карбюратора
К-89А полностью может быть отнесено и к карбюратору К-88.
8. Впрыск топлива в двигателях с принудительным
воспламенением рабочей смеси
Получивший исключительно широкое распростра-
нение в двигателях с принудительным воспламенением рабо-
чей смеси карбюраторный способ смесеобразования при его
сравнительной простоте и широких возможностях автомати-
зации приготовления горючей смеси надлежащего состава
для различных режимов работы двигателей обладает рядом
недостатков. В качестве основных из них можно отметить:
— неравномерность распределения топлива и горючей
смеси по отдельным цилиндрам многоцилиндровых двига-
телей;
—	повышенное сопротивление впускного тракта и необ-
ходимость интенсивного подогрева горючей смеси на впуске,
приводящие в итоге к снижению весового наполнения цилин-
дров;
—	нарушение состава смеси и процесса смесеобразования
на неустановившихся режимах, особенно на режимах, связан-
ных с резкими изменениями нагрузки и оборотов коленчатого
вала;
—	сравнительно узкий диапазон допустимого изменения
состава смеси и наличие в связи с неполным сгоранием топ-
лива при обогащенных смесях вредных составляющих в от-
работавших газах, загрязняющих воздушный бассейн.
Вызывая ухудшение рабочего процесса и приводя к зна-
чительному снижению мощностных и экономических показа-
телей двигателей, указанные недостатки карбюраторного сме-
сеобразования заставляют отыскивать новые способы приго-
товления горючей смеси в двигателях с принудительным вос-
пламенением, обеспечивающие максимальную реализацию
всех заложенных в этих двигателях возможностей.
Одним из таких способов, которому в последнее время
уделяется большое внимание как в отечественном, так и в за-
рубежном двигателестроении, является впрыск топлива.
234
По сравнению с карбюрацией при впрыске топлива!
—	достигается более равномерное распределение топлива
по цилиндрам двигателей в связи с дозировкой его отдель-
но на каждый цилиндр;
—	уменьшается сопротивление впускного тракта и сни-
жается необходимый подогрев заряда;
—	создаются условия для некоторого повышения степени
сжатия благодаря поступлению в цилиндр смеси более од-
нородного состава, меньшему предварительному подогреву
заряда и менее длительному воздействию на топливо высо-
ких температур и давлений (при впрыске в цилиндры);
—	снижаются потери топлива в период газообмена в
двухтактных двигателях и со<здаются возможности использо-
вания большого перекрытия клапанов для улучшения очист-
ки цилиндров в четырехтактных двигателях.
—	устраняются во впускном трубопроводе явления, свя-
занные с пленкообразованием и обеднением горючей смеси.
Кроме того, впрыск топлива позволяет применять наибо-
лее рациональные формы впускных трубопроводов, обеспе-
чивающих повышение весового наполнения, цилиндров за счет
использования аэродинамических явлений во впускных и вы-
пускных системах в процессе газообмена (инерционный над-
дув).
К числу преимуществ впрыска необходимо также отнести
независимость процесса смесеобразования от положения дви-
гателя и возможность автоматического выключения подачи
топлива при движении машин накатом и при работе двига-
телей на принудительном холостом ходу (торможение дви-
гателем).
Благодаря отмеченным положительным особенностям
применение впрыска топлива в двигателях с принудительным
воспламенением горючей смеси повышает их мощность и кру-
тящий момент, улучшает топливную экономичность и обес-
печивает получение высоких динамических и пусковых ка-
честв, а также устойчивую работу двигателей на малых обо-
ротах при больших нагрузках.
В качестве примера, иллюстрирующего влияние впрыска
топлива на мощностные и экономические показатели двига-
теля, на рис. VIII.26 показаны скоростные характеристики
двигателя М-21 при карбюраторном смесеобразовании и с
впрыском топлива во впускной трубопровод при одинаковой
степени сжатия. Как следует из данных этого рисунка, мощ-
ность и крутящий момент двигателя при впры-ске увеличи-
ваются примерно на 16—18%, а удельный расход топлива на
средних скоростных режимах снижается до 15%.
Несмотря на определенное отличие в способе подготовки
горючей смеси, впрыск топлива и карбюраторное смесеоб-
разование имеют много общего и в основе работы их лежат
235
практически одни и те же принципы. Как и при карбюратор-
ном смесеобразовании, при впрыске топлива состав смеси
должен изменяться в широком диапазоне, совпадая в пре-
деле с характеристикой идеального карбюратора (см. раз-
дел 3 настоящей главы). Так, на средних нагрузках аппара-
Рис. VII 1.26. Скоростные характеристики дви-
гателя М-21:	-------- впрыск топлива;
--------с карбюратором К-22И
тура впрыска должна обеспечивать смеси экономичного со-
става, при переходе к полным нагрузкам состав смеси
должен обогащаться до мощностного. Соответствующее обога-
щение смеси необходимо при работе двигателей на холо-
стом ходу и на малых нагрузках, а также при запуске и
прогреве холодных двигателей.
В настоящее время известно большое количество систем
впрыска, Отличающихся друг от друга местом и способом
236
подачи топлива, регулированием состава смеси, распилива-
нием топлива и т. п.
По месту подачи топлива все существующие системы
можно разделить на системы с впрыском топлива в ци-
линдры двигателя и на системы с впрыском топлива во впу-
скной трубопровод.
При впрыске топлива в цилиндры двигателя, или так на-
зываемом непосредственном впрыске, используется топлив-
ная аппаратура, аналогичная топливной аппаратуре дизе-
лей. Примером такой системы может служить система не-
посредственного . впрыска бензина, разработанная фирмой
Рис. VI 11.27. Принципиальная схема системы впрыска топлива в цилиндры
двигателя с принудительным воспламенением рабочей смеси:
1 — топливный бак; 2 — подкачивающий насос: 3 — фильтр; 4 — насос высокого дав-
ления; 5 — форсунка; 6—регулятор- 7 — впускной клапан: 8 — дроссельная заслонка:
9 — топливопровод высокого давления; 10 —топливопровод низкого давления. // —
сливной топливопровод: 12 — камера сгорания
«Бош» и нашедшая применение на ряде гоночных автомо-
билей, а также на грузовых автомобилях малой грузоподъ-
емности. Принципиальная схема этой системы показана на
рис. VIII.27.
Топливо впрыскивается многоплунжерным насосом 4 высо-
кого давления через форсунки 5 закрытого типа. Давление
начала впрыска 45 кГ!см2 (4,5 мн/м2). Топливо в цилиндры
подается во время хода сжатия в течение 120° поворота ко-
ленчатого вала.
Для предотвращения утечки топлива через зазоры в плун-
жерных парах и для обеспечения их смазки в секциях насоса
высокого давления имеются масляные затворы в виде двух
кольцевых канавок во втулках плунжеров. Верхние канавки
соединяются с линией всасывания насоса и отводят просачи-
вающееся топливо. К нижним канавкам по специальным
сверлениям подводится масло из системы смазки под давле-
237
нием, превышающим давление топлива в системе низкого
давления. Это масло уплотняет зазоры и смазывает плун-
жерную пару в процессе ее работы. Для предупреждения
попадания топлива в систему смазки в штуцере, подводя-
щем масло к насосу, устанавливается обратный клапан.
Из топливного бака 1 к насосу высокого давления топли-
во подается через фильтр 3 подкачивающим топливным насо-
сом 2 поршенькового типа. Производительность этого насоса
обеспечивает непрерывную циркуляцию топлива в системе
низкого давления. Рабочее давление подкачивающего на-
соса 1,5—2 kTIcm2 (0,15—0,2 мн/м2).
Состав смеси в соответствии с режимами работы двига-
теля регулируется регулятором 6 пневматического типа, ра-
ботающим в зависимости от разрежения в дроссельном па-
трубке с дроссельной заслонкой 8.
Система имеет корректирующие устройства, учитывающие
температуру и давление окружающего воздуха, температуру
охлаждающей воды. В ней также предусматриваются необ-
ходимые приспособления для запуска двигателя и для обес-
печения и регулирования его работы на холостом ходу.
Основными достоинствами систем непосредственного
впрыска следует считать максимальную реализацию всех пре-
имуществ впрыска топлива, а также широкие возможности
варьирования моментами подачи топлива, которая может осу-
ществляться как в процессе впуска, так и в период сжатия.
Наиболее существенный недостаток непосредственного впры-
ска заключается в сложности и высокой стоимости топливной
аппаратуры. Этот недостаток привел практически к отказу
от применения впрыска топлива непосредственно в цилиндры
автотракторных двигателей и к замене его более простыми
и дешевыми системами впрыска во впускной трубопровод,
что следует признать вполне рациональным, так как при
впрыске в цилиндр и во впускной трубопровод показатели
двигателей отличаются сравнительно незначительно.
Системы с впрыском топлива во впускной трубопровод
могут быть с дозированной цикловой или с дозированной не-
прерывной подачей топлива.
В системах первого типа топливо подается точными до-
зами на цикл для каждого из цилиндров, причем впрыск
топлива может осуществляться или в строго определенные
для каждого из цилиндров моменты рабочего цикла (период
открытия впускного клапана), или одновременно во все ци-
линдры. Как показывают исследования, практически ощути-
мой разницы между этими двумя способами не наблюдается,
поэтому часто используется последний способ как более про-
стой и доступный.
В системах второго типа топливо во впускной тракт для
каждого из цилиндров подается непрерывно и скапливается
238
в зоне впускных клапанов, а затем при открытии последних
поступает в цилиндры двигателя. Эти системы ближе всего
подходят к карбюраторному смесеобразованию, в связи с чем
здесь уже могут проявляться некоторые отрицательные явле-
ния карбюрации, как, например, неравномерность распреде-
ления смеси по цилиндрам, частичное нарушение состава
смеси при переменных режимах и т. п. Поэтому такие систе-
мы следует отнести к наиболее несовершенным системам
впрыска, хотя они и находят практическое применение.
Примером систем впрыска во впускной трубопровод с до-
зированием топлива на каждый цикл и подачей его в строго
определенные моменты рабочего процесса может служить
система впрыска бензина английской фирмы «Лукас», прин-
ципиальная схема которой показана на рис. VIII.28.
Из топливного бака 1 топливо подается в топливную ма-
гистраль шестеренчатым насосом 2 с приводом от автоном-
ного электродвигателя 3. Насос снабжается топливным
фильтром < Редукционный клапан насоса отрегулирован на
давление в топливной системе 7 кГ)см2 (0,7 мн/м2). Избыток
топлива из на'соса в процессе его работы возвращается в топ-
ливный бак.
Автономный привод насоса позволяет размещать его непо-
средственно в топливном баке и обеспечивает необходимую
подачу топлива во время запуска холодного двигателя.
Дозирование и распределение топлива по цилиндрам осу-
ществляются специальным дозатором-распределителем, кото-
рый обычно обслуживает не более четырех цилиндров, что
дает возможность получить достаточно большую угловую
продолжительность впрыска (180—240° поворота коленчатого
вала) и обеспечивает четкую работу системы даже на очень
быстроходных двигателях (6 000 обIмин и выше).
Основными деталями дозатора-распределителя являются
гильза 5, ротор 6, плавающий золотник 7, неподвижный
упор 8 и подвижный упор 9. Ротор 6 через муфту 10 приво-
дится во вращение от распределительного вала с одинако-
вым с ним числом оборотов. На нем имеются радиальные
отверстия 11, через которые полости по обе стороны золот-
ника 7 при работе системы последовательно сообщаются
или с каналами 12, подводящими топливо от насоса, или с
каналами 13, отводящими его к форсункам.
На рис. VIII.28 с топливоподводящей магистралью соеди-
нена правая полость от золотника. В этом случае топливо
поступает в ротор и заполняет пространство между золотни-
ком и упором 9. Под действием давления топлива золотник 7
перемещается влево, вытесняя объем топлива, заключенный
между ним и упором 8, к форсунке соответствующего ци-
линдра и осуществляя тем самым впрыск. При последующем
довороте ротора на 90° с подводящей магистралью сообщается
239
левое отверстие //, а правое соединяется с отводящим ка-
налом 13. При этом золотник 7 будет перемещаться в об-
ратную сторону и соответствующая доза топлива впрыснется
в следующий цилиндр. Непрерывное вращение ротора обеспе-
чивает таким образом последовательное повторение циклов,
осуществляя впрыск во все цилиндры двигателя в соответ-
ствии с порядком их работы.
Количество дозируемого топлива регулируется ходом пла-
вающего золотника, который изменяется в зависимости от по-
ложения подвижного упора 9.
В шести- и восьмицилиндровых двигателях обычно ис-
пользуют или по два спаренных дозатора, каждый из которых
обслуживает три или четыре цилиндра, или дозаторы с двумя
золотниками, работающими между тремя рядами отверстий.
Ротор, гильза и золотники дозаторов-распределителей
представляют собой прецизионные пары и изготовляются с
высокой точностью. Для уменьшения их износа и предотвра-
щения в связи с этим утечки топлива дозировочно-распреде-
лительный механизм имеет принудительную систему смазки.
Масляный насос приводится в действие от ведущего валика
кулачкового привода и создает давление до 7,4 кГ1см2
(0,74 мн1м2).
Подаваемое из дозатора-распределителя к цилиндрам
двигателя топливо впрыскивается у впускных клапанов че-
рез форсунки 14 закрытого типа с коническими клапанами,
которые открываются при давлении 3,5 кГ!см2 (0,35 л/н/ж2).
Состав смеси в соответствии с режимами работы двига-
теля регулируется вакуумным регулятором 15 поршневого
типа, который приводится в действие за счет использования
разрежения в дроссельном патрубке 16. Для обеспечения за-
пуска холодного двигателя в системе предусматривается воз-
можность дополнительного обогащения смеси. Имеется так-
же устройство, автоматически регулирующее смесь при рабо-
те двигателя во время прогрева.
На рис. VIII.29 показана принципиальная схема систе-
мы с дозированием цикловой подачи при впрыске топлива
во впускной трубопровод одновременно для нескольких ци-
линдров, разработанная фирмой «Бош» и применяемая на
автомобилях фирмы «Мерседес-Бенц».
Учитывая, что при впрыске топлива во впускной трубопро-
вод момент и продолжительность впрыска не оказывают су-
щественного влияния, в этой системе в целях упрощения и
удешевления топливной аппаратуры одна секция 20 топлив-
ного насоса используется для впрыска топлива в несколько
цилиндров (на рисунке — в три). Подаваемое секцией топ-
ливо по цилиндрам распределяется специальными распре-
делителями 6. Давление впрыска составляет 15 кГ(см2
(1,5 мн/м2).
240
15
to
Рис. VI11.28. Принципиальная схема системы впрыска топлива во впускной трубопровод с дозированием цик-
ловой подачи (Лукас):
/—топливный бак; 2 — шестеренчатый топливный насос: 3 — электродвигатель: 4— фильтр: 5 — гильза дозатора-распредели-
теля: 6 — ротор: 7 — плавающий золотник: 8 — неподвижный упор: 9 — подвижный упор: 10 — муфта привода ротора: 11 —
радиальные отверстия ротора: /2 — подводящие каналы: 13 — отводящие каналы; /4 —форсунка; 15 — пневматический регу-
лятор; 16— дроссельный патрубок: 17 — тяга управления
Интересной особенностью
ляется способ регулирования
использовании механического
последующем на целом ряде
ском топлива, выпускаемых
рассматриваемой системы яв-
подачи топлива, основанный на
регулятора и примененный в
моделей автомобилей с впры-
фирмой.
Рис. VIII.29. Принципиальная схема системы впрыска
топлива во впускной трубопровод с регулированием
подачи механическим регулятором (двигатель «Мер-
седес-Бенц» 220SE):
/ — воздушный патрубок; 2 — винт регулирования малых
оборотов холостого хода; 3 — впускная труба; 4 — патрубок
впускной трубы; 5 — форсунка; 6 — распределитель топлива;
/^пусковая форсунка; 8— температурный датчик воздуха;
9 — датчик барометрического давления: /0 — электромагнит-
ное устройство для обогащения смеси при запуске: //. 12,
16, 17, 18, /5 — рычаги; 13 — датчик; /-/ — золотник впуска
добавочного воздуха; 15 — центробежный регулятор; 20 —
топливная насосная секция; 21 — рейка регулирования по-
дачи топлива насосом высокого давления; 22 — педаль
управления
Педаль управления 22 тягами и системой рычагов 18, 17,
19 связывается одновременно с дроссельной заслонкой, рас-
положенной в воздушном патрубке 1, и рейкой 21 топлив-
ного насоса. Благодаря этому при изменении положения
дроссельной заслонки практически сразу же в соответствии
с изменением расхода воздуха изменяется и расход топлива,
242
что обеспечивает высокие динамические качества двигателя,
так как при этом исключается инерционность в работе, при-
сущая, например, пневматическим системам регулирования.
Для корректирования состава смеси в зависимости от оборо-
тов коленчатого вала в схему введен центробежный регуля-
тор 15, воздействующий на рейку 21 топливного насоса че-
рез рычаги 16, 17 и 19, В регуляторе предусматривается
также возможность корректирования состава смеси в зави-
симости от давления и температуры окружающего воздуха,
которое осуществляется датчиком 9 барометрического дав-
ления и температурным датчиком 8 через рычаги 11 и 19.
Кроме того, состав смеси может изменяться датчиком 13 че-
рез рычаги 12, И и 19 в зависимости от температуры охлаж-
дающей воды, а смесь может обогащаться до необходимых
пределов через электромагнитную форсунку 7 в период за-
пуска и электромагнитом 10 на любых режимах работы дви-
гателя.
Одной из основных проблем разработки систем впрыска,
оказавших значительное влияние на внедрение этого спосо-
ба смесеобразования в широких масштабах, следует считать
проблему регулирования.
Несмотря на сравнительную сложность и значительную
громоздкость, существующие и известные в настоящее время
пневматические и механические регуляторы обычно не обла-
дают необходимой гибкостью и во многих случаях далеко
не обеспечивают предъявляемых к ним требований со сторо-
ны двигателей. Значительно более широкие возможности в
этом отношении открываются при использовании регулирую-
щих устройств электронного типа. К числу основных до-
стоинств таких систем относятся их практическая безынер-
ционность, неограниченное число факторов и параметров, ко-
торые могут учитываться при регулировании, малые габариты
и вес, сравнительно низкая стоимость изготовления в усло-
виях современного массового радиотехнического производ-
ства.
На рис. VIII.30 в качестве примера приведена разрабо-
танная в ЦНИТА система впрыска с электронным управле-
нием цикловой подачей топлива.
Топливо из бака 1 через сетчатый заборник 2 и фильтр
предварительной очистки 4 поступает в шестеренчатый топ-
ливный насос 6 с автономным электроприводом. Редукцион-
ный клапан насоса регулируется так, чтобы в системе под-
держивалось постоянное давление примерно около 2 кГ1см2
(0,2 мн/м2).
Из насоса 6 через входной бумажный фильтр 8 топливо
подается в распределительную магистраль 9, снабженную
демпфером 10 цля сглаживания пульсации давления. От рас-
пределительной магистрали отходят шланги к электромагнит-
243
йым форсункам И, которые устанавливаются в специальные
гнезда на головке блока или впускном трубопроводе таким
образом, чтобы впрыскиваемое ими топливо попадало непо-
средственно в зону впускных клапанов.
Поступление в цилиндры двигателя воздуха регулируется
сдвоенной дроссельной заслонкой, расположенной в дроссель-
ном патрубке 22. Для повышения наполнения цилиндров впу-
скная труба 21 выполняется специальной формы и соединяет-
Рис. VII 1.30. Принципиальная схема системы впрыска топлива во
впускной трубопровод с электронным управлением цикловой пода-
чей (ЦНИТА):
1 — топливный бак: 2 — сетчатый заборник: 3 — кран: 4 — топливный фильтр:
5 — топливопровод: 6 — топливный насос: 7 — манометр: 8 — входной бумаж-
ный фильтр: 9 — топливораспределигельная магистраль: 10 — демпфер: И —
форсунки: /2 — устройство формирования импульсов: 13 — кнопка холодного
запуска: 14 — потенциометр: /5 — датчик экономайзера: 16 — датчик разреже-
ния: П — датчик ускорения: 18 — датчик оборотов: 19 — замок зажигания:
20 — патрубок: 21 — впускная труба; 22 — дроссельный патрубок; 23 — привод
управления дроссельной заслонкой; 24 — потенциометр для регулировки
ся с двигателем прямолинейными патрубками 20 такой дли-
ны и такого сечения, при которых обеспечивается инерцион-
ный наддув на основных эксплуатационных режимах.
Топливо в рассматриваемой системе впрыскивается одно-
временно всеми форсунками. При этом количество топлива,
впрыскиваемого каждой из форсунок, определяется длитель-
ностью импульса тока, подаваемого в их обмотки из устрой-
ства 12 формирования импульсов. Команда на выдачу им-
пульса подается датчиком оборотов 18, контакты которого
размыкаются один раз за два оборота коленчатого вала.
Продолжительность импульса тока, а следовательно, и пода-
чи топлива в зависимости от режимов работы двигателя
устанавливается датчиком разрежения 16, который вклю-
244
чается в задроссельное пространство впускного трубопро-
вода.
Для обогащения смеси на режимах полных нагрузок ис-
пользуется пневматический датчик 15 экономайзера, включе-
ние которого соответственно увеличивает длительность упра-
вляющего форсунками импульса. При резких изменениях
разрежения во впускной трубе, что наблюдается, например,
в период разгона, срабатывает диафрагменный датчик 17
ускорения, в результате чего устройство формирования им-
пульсов выдает пакет коротких сигналов, обеспечивая тем са-
мым необходимое на переходных режимах обогащение смеси.
Работа двигателя на малых оборотах холостого хода ре-
гулируется винтом упора дроссельных заслонок и потенцио-
метром 24. Смесь на режимах прогрева двигателя обогащает-
ся с помощью дополнительного потенциометра 14, подающе-
го соответствующие сигналы в устройства 12. Для облегчения
запуска холодного двигателя в схеме предусматривается
кнопка 13 холодного запуска, которая позволяет вручную
включать форсунки 11 для введения дополнительного коли-
чества топлива во впускные патрубки.
9. Смесеобразование с разделением и расслоением
заряда в двигателях о принудительным
воспламенением рабочей смеси
Одним из способов устранения некоторых недостат-
ков карбюраторного смесеобразования может служить также
применение в двигателях с принудительным воспламенением
на основных рабочих режимах бедных горючих смесей. При
работе на бедных смесях прежде всего значительно умень-
шается содержание в отработавших газах вредных и ядови-
тых составляющих. Кроме того, в связи со снижением тепло-
емкости продуктов сгорания и уменьшением гидравлических
потерь на впуске вследствие повышенного расхода рабочего
тела несколько увеличиваются индикаторный и механиче-
ский к. п.д., что приводит к соответствующему повышению
экономических показателей двигателей.
Как показывают исследования, эффективное сжигание
бедных горючих смесей в цилиндре двигателя возможно толь-
ко в том случае, когда при бедной в общем составе смеси в
определенной части камеры сгорания, примыкающей к искро-
вой зажигательной свече, будет находиться в момент появле-
ния искры обогащенная или богатая горючая смесь, обеспе-
чивающая возникновение интенсивного и устойчивого пламе-
ни. Поэтому при использовании бедных смесей заряд в ка-
мере сгорания должен быть неоднородным.
Практически неоднородность заряда в камере сгорания
может быть достигнута двумя способами.
245
1. Разделением заряда на два объема — один с богатой,
а другой с бедной рабочей смесью. Этот способ известен под
названием факельного зажигания или разделенного смесеоб-
разования.
2. Такой организацией процесса смесеобразования, при
которой обеспечивается получение неоднородного состава
смеси непосредственно в самой камере сгорания. Этот способ
носит название расслоенного смесеобразования.
Рис. VIII.31. Схема двигателя с факельным
зажиганием:
1 — основная камера сгорания: 2 — предкамера;
3 — искровая зажигательная свеча; 4 — впускной
клапан предкамеры. 5 — впускной клапан основ-
ной камеры: 6 — головка блока: 7 — гильза; 8 —
блок цилиндров: 9 — поршень; 10 — соединитель-
ный канал
При факельном за-
жигании камера сго-
рания двигателя
(рис. VIII.31) разделе-
на на две части: основ-
ную камеру 1 и пред-
камеру 2, объем кото-
рой составляет пример-
но 3—4% объема ос-
новной камеры. Основ-
ная камера имеет впу-
скной и выпускной
клапаны, в предкаме-
ре устанавливаются
искровая зажигатель-
ная свеча и один впу-
скной клапан 4, Впуск-
ной клапан 5 основной
камеры и клапан 4
смесью камер / и 2 осуществляется
предкамеры управля-
ются одним общим ко-
ромыслом, закрывают-
ся и открываются од-
новременно.
Питание горючей
раздельно или от само-
стоятельных карбюраторов, или от одного карбюратора спе-
циальной конструкции. В некоторых моделях двигателей для
подачи топлива в камеры используется впрыск, а иногда соче-
тание впрыска топлива в основную камеру и карбюраторного
питания предкамеры. Независимо от способа питания во всех
случаях в основной камере образуется смесь бедного состава,
а в предкамере — богатая или обогащенная смесь.
Процесс горения начинается в предкамере. При сгорании
из предкамеры через соединительный канал 10 выбрасывает-
ся ,в основную камеру мощный факел хорошо горящей смеси,
который обеспечивает воспламенение и полное сгорание топ-
лива в основной камере, несмотря на обедненный состав
смеси, лежащий в отдельных случаях даже за пределами вос-
пламеняемости.
246
При расслоенном смесеоб-
разовании камера сгорания 1
(рис. VIII.32) выполняется в
виде единого объема.. Необхо-
димая для организации про-
цесса сгорания бедных смесей
неоднородность распределения
топлива по объему камеры
сгорания достигается здесь за
счет создания направленного
движения заряда и введения
топлива в камеру сгорания в
таком месте и в такой момент,
когда в зоне расположения
искровой зажигательной све-
чи 2 может образоваться бо-
гатая гомогенная смесь. Вос-
пламеняясь и сгорая с боль-
шой скоростью, она обеспечи-
вает интенсивное распростра-
нение пламени по всему объ-
ему камеры сгорания, что
позволяет с достаточной эф-
фективностью окислить все
имеющееся в горючей смеси
топливо, даже при очень бед-
ном ее составе. По имеющимся
Рис. V1H.32. Схема двигателя
с расслоенным смесеобразованием:
/—камера сгорания; 2— свеча зажи-
гания; 3 — форсунка; 4— впускной тру-
бопровод; 5 — впускной клапан
данным, двигатели с расслое-
нием заряда могут устойчиво
работать на горючих смесях, соотношение между топливом и
воздухом в которых достигает значений 1 :60, причем важней-
шее влияние на их рабочий процесс оказывают время подачи
топлива в камеру сгорания и момент зажигания. В частности,
для обеспечения оптимальных показателей работы двигателя
углы опережения впрыска топлива, например, необходимо из-
менять от 100° поворота коленчатого вала на холостом ходу
до 300° в области максимальных нагрузок. Осуществление та-
кого широкого регулирования опережения впрыска представ-
ляет собой весьма сложную задачу и не может не сказаться
на внедрении этого способа смесеобразования в практике, не^
смотря на такие его положительные стороны, как повышение
экономичности и мощности двигателей, значительно более
низкие требования к антидетонационным свойствам топлив
и т. п.
Для создания организованного и направленного движения
заряда в двигателях с расслоением заряда используется впу-
скной трубопровод специальной формы и частичное заширм-
jjenne клапанов.
Глава IX
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДИЗЕЛЯХ
1.	Общие положения
В отличие от двигателей с принудительным вос-
пламенением горючей смеси, где процессы смесеобразования
занимают обычно значительную часть рабочего цикла, на
смесеобразование в дизелях отводятся очень короткие проме-
жутки времени, соответствующие всего 20—40° поворота ко-
ленчатого вала. При этом протекание процесса смесеобразо-
вания по времени совпадает с подачей топлива в цилиндры
и с развитием процесса сгорания. Качественное приготовле-
ние топливо-воздушной смеси с равномерным распределе-
нием топлива по объему камеры сгорания в этих условиях
представляет очень сложную задачу, более или менее успеш-
ное решение которой возможно только за счет использования
специальной топливной аппаратуры, а также соответствую-
щих конструктивных форм камер сгорания и впускных трубо-
проводов. Для получения необходимого состава смеси в со-
ответствии со способами смесеобразования топливная аппа-
ратура, конструкция камеры сгорания и впускного тракта
должны обеспечивать:
—	строгое соответствие формы камеры сгорания форме,
количеству и направлению топливных факелов;
—	образование при впуске капелек топлива такого раз-
мера, при котором достигалось бы достаточно полное испа-
рение топлива и равномерное распределение его по объему
камеры сгорания;
—	создание организованного движения заряда в камере
сгорания, позволяющего осуществить достаточно полное и со-
вершенное перемешивание паров и капелек топлива с воз-
духом.
В зависимости от характера испарения, перемешивания
с воздушным зарядом и введения в зону горения основной
массы впрыскиваемого в цилиндры топлива в дизелях раз-
личают объемный, пленочный и объемно-пленочный способы
смесеобразования.
При объемном смесеобразовании топливо вводится в мел-
кораспыленном капельножидком состоянии непосредственно
248
в воздушный заряд камеры сгорания, где затем оно, испа-
ряясь и перемешиваясь с воздухом, образует топливо-воз-
душную смесь.
В случае пленочного смесеобразования основная доля топ-
лива впрыскивается на стенки камеры сгорания и под дей-
ствием организованного движения заряда растягивается в
тонкую пленку по ее поверхности. В дальнейшем за счет ин-
тенсивного испарения этой пленки топливо перемешивается
с воздухом и последовательно вводится в зону горения.
При объемно-пленочном смесеобразовании топливо-воз-
душная смесь приготовляется одновременно и объемным, и
пленочным способами. Этот способ получения горючей смеси
практически имеет место во всех дизелях и может рассма-
триваться как общий случай смесеобразования вообще. В за-
висимости от того, какое количество топлива вводится в топ-
ливо-воздушную смесь из распыленного состояния или из
топливной пленки, он соответственно может превращаться в
объемный или пленочный способ смесеобразования.
2.	Камеры сгорания дизелей
Форма и размеры камер сгорания оказывают очень
большое влияние на организацию и протекание рабочего про-
цесса в дизелях. Наряду с совершенным смесеобразованием
камеры сгорания должны также обеспечивать высокие эко-
номические показатели и хорошие пусковые качества двига-
телей.
По конструктивному выполнению и используемым спосо-
бам смесеобразования камеры сгорания современных дизе-
лей можно разбить на две группы: неразделенные и разде-
ленные.
Неразделенные камеры выполняются в виде единого объе-
ма и имеют обычно простую форму, которая, как правило,
согласуется с направлением, размерами и количеством топ-
ливных факелов при впрыске. Характерными особенностями
этих камер являются их большая компактность и малая отно-
сительная поверхность охлаждения, благодаря которым сни-
жаются потери тепла и двигатели с такими камерами имеют
наиболее высокие экономические показатели при достаточно
хороших пусковых качествах.
Конструктивно неразделенные камеры отличаются боль-
шим разнообразием форм. Чаще всего они выполняются в
днище поршней, иногда частично в днище поршня и частично
в головке блока, реже в головке и еще реже в блоке ци-
линдров. На рис. IX. 1 показаны некоторые из неразделенных
камер сгорания, нашедшие практическое применение в отече-
ственных и зарубежных двигателях,
249
В камерах а, б, в, г, д качество смесеобразования дости-
гается исключительно лишь за счет распиливания топлива
и согласования формы камер с, формой факелов впрыскивае-
мого топлива. В этих камерах чаще всего используются фор-
сунки с многодырчатыми распылителями и высокие давления
а
г
Рис. IX.1. Камеры сгорания дизелей неразделенного типа:
а — тороидальная в поршне, б — полусферическая в поршне и го-
ловке цилиндра: в — полусферическая в поршне: г — цилиндриче-
ская в поршне: д — цилиндрическая в поршне с боковым размеще-
нием: е — овальная в поршне: ж — шаровая в поршне, з — торо-
идальная в поршне с горловиной: и — цилиндрическая, образован-
ная днищами поршней и стенками цилиндра; к —шаровая в порш-
не: л — трапецеидальная в поршне: м — цилиндрическая в головке
под выпускным клапаном
впрыска. Такие камеры имеют минимальные поверхности
охлаждения из всех камер и для них характерно применение
низких степеней сжатия.
Камеры сгорания е, ж, з имеют более развитую теплопе-
редающую поверхность, что несколько ухудшает пусковые ка--
чества двигателей с этими камерами. Однако при таких ка-
мерах за счет вытеснения воздуха из надпоршневого про-
странства в объем камеры в процессе сжатия удается создать
250
интенсивные вихревые потоки заряда, которые способствуют
хорошему перемешиванию топлива с воздухом, обеспечивая
тем самым высокое качество смесеобразования.
Камеры сгорания к, л, м нашли применение в многотоп-
ливных двигателях. Для них характерно наличие строго на-
правленных потоков заряда, обеспечивающих испарение топ-
лива и его введение в зону сгорания в определенной после-
довательности. В камере м для улучшения рабочего процесса
используется, кроме того, высокая температура выпускного
клапаца, который является одной из стенок камеры.
Рис. IX.2. Камеры сгорания дизелей разделенного типа:
а — предкамера; б — вихревая камера в головке: в — вихревая камера
в блоке
Образованная днищами поршней и стенками цилиндра ка-
мера сгорания и применяется в двухтактных двигателях с пря-
моточной клапанно-щелевой продувкой. При таких камерах
обычно используется несколько форсунок с многодырчатыми
распылителями. Организованное движение заряда в них до-
стигается за счет соответствующего направления впускных и
продувочных окон.
Разделенные камеры (рис. IX.2) состоят из двух отдель-
ных объемов, соединяющихся между собой одним или не-
сколькими каналами. Поверхность охлаждения таких камер
значительно больше, чем у камер неразделенного типа. По-
этому в связи с большими тепловыми потерями двигатели с
разделенными камерами обладают обычно худшими экономи-
ческими и пусковыми качествами и имеют, как правило, бо-
лее высокие степени сжатия. Однако при разделенных каме-
рах- сгорания за счет использования кинетической энергии
потока перетекающих из одной полости камеры в другую
газов удается обеспечить качественное приготовление топли-
во-воздушной смеси, благодаря чему достигается достаточно
полное сгорание топлива и устраняется дымление на выпу-
ске. Кроме того, дросселирующее действие соединительных
каналов разделенных камер позволяет значительно умень-
шить жесткость работы двигателя и снизить максимальные
251
нагрузки на детали кривошипно-шатунного механизма. Неко-
торое снижение жесткости работы двигателей при разделен-
ных камерах может также обеспечиваться за счет повышен-
ной температуры отдельных частей камер сгорания (соеди-
нительных каналов специальных теплоизолированных вста-
вок и т. п.),
3.	Распиливание топлива
При объемном и отчасти объемно-пленочном спосо-
бах смесеобразования совершенство приготовления топливо-
воздушной смеси определяется в основном качеством распы-
ливания топлива при впрыске.
Процесс распыливания представляет собой очень слож-
ное явление и заключается в дроблении струи топлива на
мелкие капли под воздействием сил аэродинамического со-
противления той среды, куда вводится топливо, а также на-
чальных возмущений в потоке, возникающих при истечении
топлива через сопла распылителя.
Для обеспечения нормального протекания всех последую-
щих за впрыском топлива процессов в двигателях образую-
щиеся при распыливании капельки топлива должны иметь
определенные размеры. При слишком крупных каплях топли-
во не сможет испаряться с необходимыми скоростями, что
приведет к ненормальному протеканию процесса сгорания,
к увеличению недогорания топлива и к ухудшению показа-
телей двигателя. В случае очень мелких капель испарение
топлива может полностью завершаться в непосредственной
близости от сопла распылителя и оно не будет проникать в
удаленные объемы заряда, что ухудшит распределение топ-
лива по камере сгорания и создаст определенные трудности
для эффективного использования имеющегося в ней возду-
ха. Поэтому основной задачей распыливания является обра-
зование капелек такого размера, чтобы их общая суммарная
поверхность была достаточна для испарения топлива с необ-
ходимыми скоростями, а их масса обеспечивала проникнове-
ние топлива на всю глубину камеры сгорания, создавая тем
самым предпосылки для равномерного распределения его по
воздушному заряду.
В качестве критерия качественной оценки распыливания
топлива часто используется так называемая тонкость распы-
ливания, которая определяется величиной среднего диаметра
капелек топлива и представляет собой чисто условное и от-
носительное понятие. Так, принято считать, что распылива-
ние является тонким, если средний диаметр капелек относи-
тельно мал, и грубым, если средний диаметр относительно
велик,
252
Поскольку средний диаметр капелек сам по себе еще не
характеризует однородности их размеров, то для количест-
венной оценки однородности и одновременно более точной
оценки тонкости распиливания в практике применяются спе-
циальны^ характеристики, носящие название характеристик
распиливания. Такая характеристика показана на рис. IX.3.
Кривая 1 на этом рисунке называется кривой относительной
суммы. Она выражает отношение количества капель с разме-
Рис. IX.3. Характеристика распиливания^
1 — кривая относительной суммы; 2 — кривая от-
носительных частот
рами от нуля до данного диаметра к суммарному количеству
всех капель. Кривая 2 получается графическим дифференци-
рованием кривой 1. Эта кривая определяет относительную
частоту капель отдельных размеров и носит название кри-
вой относительных частот. Чем круче и ближе расположена
к оси ординат кривая относительной суммы и чем круче и
уже кривая относительных частот, тем тоньше распыливание
топлива и тем однороднее размеры его капель.
Тонкость и однородность распиливания, а также качество
смесеобразования в целом определяются рядом различных
факторов, наибольший интерес из которых представляют:
давление впрыска, противодавление среды, число оборотов
вала насоса, свойства топлива и конструктивные особенности
распылителя.
С увеличением давления впрыска повышается скорость
течения топлива по каналам распылителя и скорость истече-
ния топлива из распылителя в окружающую среду. В связи
с этим, во-первых, усиливаются возмущения в струе топлива,
приводящие к возникновению вихревых движений внутри
253
струи и на ее периферии, и, во-вторых, вследствие усиления
воздействия аэродинамических сил на поверхность струи при
более высоких скоростях истечения повышается дробящее
действие среды, в которую впрыскивается топливо. В итоге
совместного влияния указанных факторов значительно облег-
Рис. IX.4. Влияние различных факторов на качество распыливания
топлива:
а — давления впрыска —	> PRnn > PRnn ; б — противодавления среды —
DlljL/	О Up	Clip
РСр> ^ср > -^ср’ в — вязкости топлива — Y < *Г < г — размеры сопловых
f	ff	tf!
отверстий —	< dQ < dQ
чается распад струи топлива и обеспечивается получение бо-
лее мелких и однородных по размерам капелек топлива, т. е.
улучшаются и тонкость и однородность распыливания
(рис. IX.4, а).
При повышении противодавления среды усиливается аэро-
динамическое воздействие сил сопротивления на струю топ-
лива, что способствует ее более мелкому распыливанию
254
(рис. IX.4, б). Но это справедливо лишь до определенных
значений противодавления. При чрезмерно высоких про-
тиводавлениях разность давлений, под действием которой
впрыскивается топливо, может настолько уменьшиться, что
резко снизится скорость истечения топлива из распылителя
и качество распыливания начнет ухудшаться.
Число оборотов вала насоса определяет скорость дви-
жения плунжера и пропорциональную ей величину давления
впрыска. Поэтому с увеличением числа оборотов за счет по-
вышения давления впрыска и соответственно скорости исте-
чения топлива размеры капель уменьшаются и качество рас-
пыливания повышается.
От вязкости топлива зависят силы внутреннего взаимо-
действия между его частицами. При повышении вязкости эти
силы увеличиваются, что, с одной стороны, приводит к соот-
ветствующему возрастанию энергии, необходимой для раз-
рушения струи, а с другой — препятствует развитию в струе
топлива первоначальных возмущений, облегчающих ее рас-
пад при впрыске. В результате распыливание топлива с по-
вышением его вязкости ухудшается (рис. IX.4, в) .
Уменьшение диаметра сопловых отверстий при постоян-
ном расходе топлива приводит к улучшению тонкости рас-
пыливания в связи с повышением скорости истечения топли-
ва (рис. IX.4, е). При неизменном диаметре сопловых отвер-
стий значительное влияние на распыливание могут оказы-
вать коэффициент расхода, а также форма сопла, которые
в этом случае определяют скорость и характер истечения топ-
лива. Улучшению распыливания может также способствовать
завихрение потока топлива до входа в сопло, например, про-
пуском его через винтовые каналы. Однако при этом необ-
ходимо, чтобы сохранялся на определенном уровне коэффи-
циент расхода.
Кроме качества распыливания топлива большое влияние
на процесс смесеобразования в дизелях оказывает глубина
проникновения факела распыленного топлива в воздушный
заряд, или так называемая дальнобойность факела. При
объемном смесеобразовании в идеальном случае дальнобой-
ность должна быть такой, чтобы топливо «пробивало» весь
воздушный Заряд, не осаждаясь при этом на стенках камеры
сгорания.
Дальнобойность определяется в основном кинетической
энергией частиц топлива и состоянием среды, в которую осу-
ществляется впрыск. В связи с этим при повышении оборо-
тов вала насоса и при увеличении цикловой подачи, когда
скорость и кинетическая энергия частиц в топливном факеле
возрастают, дальнобойность соответственно повышается. При
повышении плотности среды увеличивается сопротивление
движению частиц топлива и дальнобойность вследствие этого
255
снижается с одновременным увеличением ширины и угла ко-
нуса факела топлива. Дальнобойность снижается также при
повышении температуры воздушного заряда, что объясняется
уменьшением массы и кинетической энергии капелек топлива
за счет его более интенсивного испарения. С увеличением
диаметра сопловых отверстий при неизменном их общем про-
ходном сечении дальнобойность увеличивается, что является
следствием увеличения массы и соответственно кинетической
энергии топлива, вытекающего из сопловых отверстий при
более грубом его распиливании. Дальнобойность повышается
также с увеличением коэффициента расхода сопловых отвер-
стий и с повышением вязкости топлива.
На характер распределения топлива при впрыске по объе-
му камеры сгорания существенное влияние может оказывать
наличие вихревого движения воздушного заряда. Под дей-
ствием этого движения топливный факел изменяет свою фор-
му: ось его искривляется, а часть топлива, особенно мелкие
капли наружных слоев, уносится в направлении газового по-
тока и перемешивается с воздухом. Если при этом отдельные
факелы топлива не будут накладываться друг на друга, то
распределение топлива и перемешивание его с воздухом зна-
чительно могут улучшиться, что будет способствовать более
эффективному смесеобразованию и протеканию рабочего про-
цесса двигателя в целом.
4.	Объемное смесеобразование
К объемному смесеобразованию относятся: непо-
средственный впрыск, предкамерный и вихрекамерный спо-
собы.
Непосредственный впрыск. В двигателях с непосредствен-
ным впрыском используются неразделенные камеры сгора-
ния (рис. IX.1). Качество смесеобразования в этом случае
достигается в основном за счет согласования формы камеры
сгорания с формой и количеством топливных факелов. При
этом важнейшее значение имеет распиливание топлива при
впрыске. Возможные неупорядоченные движения воздушного
заряда, возникающие в камере сгорания в период впуска и
сжатия, в классических случаях непосредственного впрыска
существенной роли не играют и практически влияния на сме-
сеобразование почти не оказывают.
Для обеспечения равномерного распределения топлива по
объему камеры сгорания при непосредственном впрыске ис-
пользуются чаще всего форсунки с многодырчатыми распы-
лителями (пять — семь отверстий) при малых диаметрах соп-
ловых каналов (0,15—0,32 мм). Расположение форсунок, как
правило, совпадает с осями симметрии камер сгорания.
256
В случае невозможности такого расположения сопловые ка-
налы в распылителях выполняются с неравномерным шагом
по окружности и под различными углами к оси форсунки.
Тонкость, распыливания топлива и необходимая дальнобой-
ность топливных факелов обеспечиваются путем использова-
ния высоких давлений впрыска (200 кГ/см2 или 20 мн/м2 и
выше).
В связи с отсутствием интенсивных вихревых потоков за-
ряда и относительно небольшими теплопередающими поверх-
ностями камер сгорания при их компактных и простых фор-
мах двигатели с непосредственным впрыском имеют малые
тепловые потери. В сочетании с быстрым сгоранием при до-
статочно большом избытке воздуха и отсутствием затрат
энергии на перетекание заряда это обеспечивает им высокие
экономические показатели, поэтому двигатели с непосредст-
венным впрыском являются наиболее экономичными среди
всех поршневых двигателей. Малые тепловые потери создают
также благоприятные условия для запуска холодных двига-
телей, обеспечивая им высокие пусковые качества при наи-
более низких из всех дизелей значениях степени сжатия.
Кроме того, простота конструкции камер сгорания и отсутст-
вие в них перегретых участков открывают в таких двига-
телях широкие возможности для использования наддува как
одного из современных средств форсировки двигателей.
Однако использование в качестве основных средств сме-
сеобразования только согласования формы факела топлива
с формой камеры сгорания и тонкого распыливания топлива
в двигателях с непосредственным впрыском оказывается все
же недостаточным для обеспечения равномерного распреде-
ления топлива по всему объему воздушного заряда. Поэтому
максимальное количество вводимого за цикл в цилиндр топ-
лива определяется здесь возможностью его полного окисле-
ния именно в тех объемах камеры сгорания, где концентра-
ция топлива оказывается наибольшей. В связи с этим и ниж-
ние значения коэффициента избытка воздуха для двигателей
этого типа ограничиваются, как правило, довольно высокими
пределами («= 1,5-н 1,6 и выше), вследствие чего для них ха-
рактерны умеренные величины среднего эффективного давле-
ния и недостаточно рациональное использование рабочего
объема.
Хорошее согласование различных факторов, определяю-
щих качественное смесеобразование в двигателях с непосред-
ственным впрыском, обычно достигается только для опреде-
ленных рабочих режимов. При изменении режимов работы
в широких пределах смесеобразование в этих двигателях мо-
жет значительно ухудшаться, приводя к соответствующему
нарушению рабочего процесса и к снижению мощностных и
экономических показателей. Это обстоятельство, в частности,
9—165	257
является одной из основных причин так называемой уз кор е-
жимности и ограниченной форсировки по оборотам дизелей
с классическим непосредственным впрыском.
Характерной особенностью двигателей с рассматривае-
мым способом смесеобразования является также высокая
жесткость работы, связанная с тем, что при неразделенных
камерах резкие изменения давления в процессе сгорания пе-
редаются непосредственно на поршень и другие детали кри-
вошипно-шатунного механизма без предварительного дроссе-
лирования и ослабления, как это имеет место при других
способах смесеобразования.
Для устранения перечисленных выше недостатков клас-
сического непосредственного впрыска (впрыска в «чистом
виде») в двигателях с неразделенными камерами сгорания
применяется ряд специальных мер, улучшающих процесс
смесеобразования. В основном эти меры сводятся к органи-
зации интенсивных направленных вихревых потоков заряда.
При этом непременным условием эффективного использова-
ния таких потоков является согласование вращательного дви-
жения воздуха в камерах с количеством и размерами сопло-
вых отверстий распылителей, а также с характеристикой
впрыска топлива. Невыполнение этого условия в отдельных
случаях может приводить даже к ухудшению процесса сме-
сеобразования, так как под влиянием вихревого движения
заряда отдельные факелы топлива будут накладываться друг
на друга, что усилит неравномерность распределения топли-
ва по воздушному заряду. По установившемуся мнению, для
нормального смесеобразования угловая скорость вращения
воздуха в камере сгорания должна быть такой, чтобы угол
поворота заряда за время впрыска был равен или кратен
угловому шагу струи форсунки. Правда, как показывает
опыт отечественного двигателестроения, в ряде случаев до-
пустимы и некоторые отступления от этого правила, однако
определенное согласование различных факторов, определяю-
щих смесеобразование, безусловно необходимо.
В современных двигателях для создания направленных
вихревых потоков заряда используются экранированные впу-
скные клапаны, впускные трубопроводы специальной формы,
завихрители на впуске и «вихревые» камеры в поршне.
Экранированный впускной клапан схематически показан
на рис. IX.5, а. Направленное движение заряда здесь дости-
гается путем перекрытия части щели между клапаном 1 и
гнездом 2, ширмой 3. Скорость и энергия воздушного вихря
определяются углом охвата клапана ширмой и зависят от
положения ширмы по отношению к стенкам камеры сгора-
ния. Для сохранения необходимого направления движения
воздуха клапан должен занимать всегда определенное по-
ложение, в связи с чем он не может проворачиваться. Недо-
258
статками экранирования клапанов являются их более слож-
ная конструкция и повышенное сопротивление на впуске,
приводящее к некоторому снижению наполнения цилиндров.
При создании направленных вихревых потоков заряда
впускными трубопроводами последние выполняются таким
д
Рис. IX.5. Различные способы организации вихревого движения за-
ряда при непосредственном впрыске:
а — экранированный впускной клапан; б —впускной трубопровод с тангенци-
альным входом; в — впускной трубопровод со вставкой; г — дефлектор под
седлом впускного клапана, д — вихревая камера сгорания в поршне: В — диа-
метр цилиндра: dK — диаметр горловины камеры: Ук — объем камеры:
/ — клапан: 2 — гнездо: 3 —ширма (экран)
образом, чтобы воздух при впуске поступал тангенциально к
окружности цилиндра (рис. IX.5, б). В этом случае наполне-
ние цилиндров обычно почти не изменяется, но значительно
усложняется сам впускной тракт.
Завихрители на впуске представляют собой специальные
вставки во впускном трубопроводе (рис. IX.5, в) или направ-
9*	259
ляющие дефлекторы, закладываемые под седла впускных
клапанов (рис. IX.5,а). По принципу действия и эффекту они
примерно аналогичны ширмам на впускных клапанах. Основ-
ной недостаток их — повышенное сопротивление на впуске, в
связи с чем эти устройства, так же как и ширмы, не нашли
широкого применения.
Использование расположенных в поршнях камер сгорания
специальной формы (рис. IX.5, д) является одним из наиболее
эффективных способов создания, направленных вихревых по-
токов заряда. Интенсивное вихревое движение в таких каме-
рах получается за счет вытеснения заряда из надпоршневого
пространства в камеру сгорания в процессе сжатия. Движение
частиц заряда происходит в радиальном направлении от сте-
нок цилиндра, а энергия вихревых потоков определяется
отношением диаметра горловины камеры сгорания (dK) к
диаметру цилиндра (D) и относительным объемам камеры
сгорания J. С уменьшением ]уи с увеличением -рА эта
энергия возрастает. Значения указанных отношений обычно
лежат в пределах
А = 0,65 -н 0,75 и -Те. = 0,75 4-0,9.
Величина относительного объема камеры сгорания зави-
сит от зазора между днищем поршня и головкой цилиндров.
При уменьшении этого зазора сокращается количество воз-
духа, остающегося в надпоршневом пространстве к концу
сжатия, что способствует более полному его использованию
и позволяет снизить минимальные значения коэффициента из-
бытка воздуха.
В камерах сгорания в поршнях наряду с радиальными
вихревыми потоками при известных условиях может проис-
ходить и тангенциальное вращательное движение заряда, что
в определенной степени также должно способствовать повы-
шению качества смесеобразования.
Вихревые камеры сгорания в поршнях обеспечивают по-
лучение от двигателей высоких мощностных и экономических
показателей и открывают широкие возможности форсирова-
ния их по оборотам (п = 3000 об!мин и выше) при сохране-
нии всех преимуществ непосредственного впуска. Такие ка-
меры, кроме того, позволяют снизить давление впрыска и
уменьшить число сопловых отверстий в распылителях при
увеличении их диаметра (давление затяжки иглы форсунки
обычно не превосходит 175 кГ1см2 или 17,5 мн/м2 при числе
отверстий от двух до пяти). Основным недостатком этих ка-
мер является необходимость увеличения высоты головки
поршня и, как следствие этого, повышение массы поршневой
260
группы с соответствующим возрастанием инерционных нагру-
зок на детали кривошипно-шатунного механизма.
Рассмотренные выше особенности двигателей с непосред-
ственным впрыском дают основание отметить следующие их
основные достоинства:
—	высокую экономичность работы (ge= 160-е-180 г/э.л.с.ч.)\
— хорошие пусковые качества;
—	сравнительно низкие значения степени сжатия (е =
= 13ч-16);
—	относительную простоту конструкции камер сгорания
и возможность форсирования наддувом.
Основными недостатками таких двигателей при отсутст-
вии интенсивного вихревого движения заряда являются:
—	повышенные значения коэффициента избытка воздуха
на номинальных режимах (а=1,6ч-2,0) и, как следствие, уме-
ренные величины среднего эффективного давления;
—	высокая жесткость работы (до -^-=10 кГ!см2*град
или 1,0 мн/м2 • град) и высокие давления сгорания (pz = 80^-
ч-120 кГ1см2 или 8 ч-12 лш/л2);
—	ограниченные возможности форсирования по оборо-
там без специальных конструктивных мероприятий;
—	повышенная чувствительность к сорту топлива;
—	сложная топливная аппаратура и тяжелые условия ее
работы в связи с высокими давлениями впрыска (рВпр =
= 200ч-1500 кГ1см2 или 20 ч-150 мн!м2).
Из отечественных дизелей непосредственный впрыск ис-
пользуется на двигателях ЯМЗ-204, ЯМЗ-206, ЯМЗ-236,
ЯМЗ-238, ЯМЗ-240, В-54, В-401, В-650, В-712, 8Д-6, Д-12,
Д-20, Д-30 и др.
Предкамерное смесеобразование. При предкамерном сме-
сеобразовании камеры сгорания двигателей делятся на две
части: предкамеру и основную камеру.
Предкамера обычно размещается в головке цилиндров
(рис. IX.2, а) и по форме представляет собой тело вращения.
Объем ее составляет 20—40% полного объема камеры сго-
рания. С основной камерой предкамера соединяется канала-
ми небольшого сечения, направление и количество которых
выбирают таким образом, чтобы вытекающие из предкамеры
газы по возможности охватывали весь объем надпоршневого
пространства. Расположение предкамеры зависит от количе-
ства клапанов в цилиндре. При двух клапанах она разме-
щается, как правило, сбоку, при большем количестве клапа-
нов используется центральное расположение. В случае боко-
вого расположения предкамера соединяется с основной ка-
мерой чаще всего одним каналом, при центральном разме-
щении количество каналов выбирается максимально возмож-
ным и достигает в отдельных случаях восьми. Основная ка-
261
мера сгорания (рис. IX.6) образуется надпоршневым про-
странством. Форма ее должна обеспечивать хорошее пере-
мешивание Находящегося в ней воздушного заряда с газами,
выходящими из предкамеры в процессе сгорания.
Качество смесеобразования в предкамерных двигателях
достигается за счет использования кинетической энергии га-
зов, перетекающих с большими скоростями из основной ка-
меры в предкамеру в процессе сжатия и из предкамеры в
Рис. IX.6. Камера сгора-
ния дизеля с предкамер-
ным смесеобразованием:
7 —форсунка; 2 — предкаме-
ра: 3 — основная камера:
4 — соединительный канал
Рис. IX.7. Изменение давления
газов в камерах сгорания предка-
мерного дизеля:
а—давление в основной камере; б—
давление в предкамере
основную камеру в период сгорания. Поэтому при предкамер-
ном смесеобразовании не предъявляется особо высоких тре-
бований к качеству распыливания и равномерности распре-
деления топлива при впрыске, что позволяет использовать
здесь сравнительно умеренные давления впрыска (80—
150 кГ1см2 или 8—15 мн/м2) и форсунки с однодырчатыми
распылителями. Расположение форсунок совпадает с отью
предкамеры (рис. IX.2 и IX.6).
Процесс смесеобразования в предкамерных двигателях
осуществляется примерно следующим образом. При сжатии
рабочего тела за счет дросселирующего действия соедини-
тельных каналов между основной камерой и предкамерой
создается перепад давлений 3—8 кГ/см2 (0,3—0,8 мн/м2)
(рис. IX.7). Под действием этого перепада давлений воздух
из основной камеры перетекает в предкамеру, вызывая в ней
интенсивную турбулизацию заряда. Благодаря этой турбу-
лизации впрыскиваемое форсункой 1 (рис. IX.6) в конце хода
сжатия в предкамеру 2 топливо хорошо перемешивается с
262
имеющимся в ней воздухом и Начинает сгорать. При cropа
нии топлива давление в предкамере резко повышается и ста-
новится значительно выше давления в основной камере
в связи с чем начинается обратное перетекание газов из
предкамеры в основную камеру. Из-за ограниченного коли-
чества воздуха при большинстве нагрузок в предкамере сго-
рает только часть топлива. Несгоревшее топливо подхваты-
вается перетекающими газами и с большими скоростями
выбрасывается в основную камеру, где под действием энер-
гии газовых потоков хорошо раопыливается и перемешивает-
ся с воздухом, благодаря чему обеспечивается достаточно
полное и быстрое его сгорание.
В период горения топлива в основной камере давление
газов в ней поднимается выше давления в предкамере
(рис. IX.7), поэтому в отдельных случаях возможен обратный
заброс в предкамеру части несгоревшего топлива. При сго-
рании этого топлива давление в предкамере вновь может
превысить давление в основной камере, что вызовет вторич-
ное перетекание газов из предкамеры в основную камеру.
Процесс этот может повторяться несколько раз вплоть до
окончания сгорания, приводя к неоднократному изменению
направления движения газовых потоков и обеспечивая тем
самым повышение качества смесеобразования.
К числу основных достоинств двигателей с предкамерным
смесеобразованием следует отнести:
1.	Относительно невысокие максимальные давления сго-
рания в полости цилиндра (pz = 454-60 кГ/см2 или 4,5-г-
4-6,0 мн/м2) и малые скорости нарастания давления (2,5 4-
ч-З кГ/см2 • град или 0,25 4-0,3 мн/м2 • град) являющиеся
следствием дросселирующего действия каналов, соединяю-
щих предкамеру и основную камеру.
2.	Возможность использования различных тодлив (много-
топливность) в результате дополнительного распыливания го-
рячими газами и предварительного интенсивного подогрева
заряда за счет использования в предкамере горячих зон в
области соединительных каналов.
3.	Малая чувствительность к изменению скоростных ре-
жимов и широкие возможности форсирования по оборотам в
связи с тем, что интенсивное вихреобразование при истечении
газов из предкамеры в основную камеру обеспечивает хоро-
шее смесеобразование, которое почти не зависит от числа
оборотов коленчатого вала.
4.	Сравнительно низкие требования к качеству распыли-
вания топлива и, как следствие этого, возможность исполь-
зования невысоких давлений впрыска и форсунок с однодыр-
чатыми распылителями при больших проходных сечениях со-
пловых каналов.
263
5.	Возможность некоторого повышения среднего эффек-
тивного давления за счет сжигания топливо-воздушных сме-
сей при относительно небольшом избытке воздуха (amin~l,2).
Наиболее существенными недостатками двигателей с рас-
смотренным способом смесеобразования являются:
1.	Более низкие экономические показателя из-за увели-
ченного отвода теплоты при развитой теплопередающей по-
Рис. IX.8. Камера сгорания
дизеля с GV-процессом фирмы
«MWM»:
/ — Форсунка; 2 — свеча подогрева;
3 — вставка: 4— диффузор встав-
ки; 5 — предкамера: 6 — основная
камера
верхности камеры сгорания и
дополнительных тепловых и
газодинамических потерь, свя-
занных с перетеканием газов
при больших скоростях из од-
ной части камеры сгорания в
другую и с интенсивным вих-
реобразованием в обеих частях
камеры. Для повышения эко-
номических показателей пред-
камерных дизелей стремятся
к снижению потерь за счет ис-
пользования наиболее рацио-
нальных конструкций и пара-
метров предкамер. Примером
таких предкамер может слу-
жить разделенная камера фир-
мы «MWM» (рис. IX.8). Осо-
бенностью этой камеры яв-
ляется наличие в ее горловине
с довольно большим сечением теплоизолированной вставки,
выполненной в виде хорошо обтекаемого диффузора. Большое
сечение горловины обеспечивает малые потери на перетека-
ние газов, а высокая температура дополнительной вставки со-
кращает период задержки воспламенения впрыскиваемого
на нее топлива, создавая условия для «мягкого» сгорания.
2.	Трудный запуск холодного двигателя из-за больших по-
терь тепла при развитой поверхности камеры сгорания. Для
улучшения пусковых качеств в предкамерных дизелях обыч-
но применяются более высокие степени 'сжатия (е = 20-е-21),
в предкамерах иногда устанавливаются калильные свечи
(рис. IX.8) и создаются зоны перегрева.
3.	Более сложная конструкция камеры сгорания и голов-
ки двигателя в целом.
Из отечественных двигателей автотракторного типа пред-
камерное смесеобразование имеют двигатели КДМ-100 и
Д-16. На зарубежных моделях автотракторных двигателей
этот способ смесеобразования получил значительно более ши-
рокое распространение (например, двигатели фирм «Катер-
пиллер», «Мерседес-Бенц», «Даймлер-Бенц», «Фиат», «Цер-
мест», «Шенобек-верке», «Кэльблэ» и др.).
264
Вихрекамерное смесеобразование. Камера сгорания в двич
гателях с вихрекамерны/м смесеобразованием состоит из ос-
новной и вихревой камер.
Вихревые камеры выполняются чаще всего в головке бло-
ка (рис. IX.2, б) и лишь в некоторых случаях в блоке ци-
линдров (рис. IX.2, в). По форме они обычно представляют
собой шар или цилиндр. С основными камерами вихревые
камеры соединяются одним или несколькими тангенциаль-
ными каналами (рис. IX.9) круг-
лой или овальной формы при отно-
сительно больших проходных се-
чениях. Объем вихревых камер
составляет 50—80% общего объ-
ема камеры сгорания.
Основную камеру образуют над-
поршневое пространство и выемки
в поршне (рис. IX.9), форма кото-
рых должна соответствовать на-
правлению потоков газов, выходя-
щих из вихревой камеры в процес-
Рис. IX.9. Камера сгорания
дизеля с вихрекамерным
смесеобразованием:
1 — вихревая камера: 2 — соеди-
нительный канал: 3 — основная
се сгорания.
Характерной особенностью вих-
рекамерных двигателей являются
сравнительно незначительный пере-
пад давлений между вихревой и
основной камерами сгорания и со-
камера: 4 — форсунка: 5 — теп-
лоизолированная часть вихре-
вой камеры
ответственно небольшие скорости
перетекания газов из одной части камеры в другую. Поэтому
качество смесеобразования в этих двигателях обеспечивается
в основном за счет интенсивного вихревого движения заряда,
которое организуется в период сжатия и сгорания.
В процессе сжатия воздух из основной камеры вытесняет-
ся через соединительные каналы в вихревую камеру. Входя
в вихревую камеру тангенциально ее поверхности, воздух 'соз-
дает здесь направленные вихревые потоки. При впрыске топ-
лива оно подхватывается этими вихревыми потоками и, тща-
тельно перемешиваясь с воздухом, переносится в зону горло-
вины соединительного канала. Благодаря высокой температуре
в этой зоне топливо воспламеняется с относительно неболь-
шим периодом задержки воспламенения и частично сгорает.
В процессе сгорания давление в вихревой камере повышает-
ся и становится несколько выше давления в основной ка-
мере, в связи с чем начинается истечение газов в основную
камеру, где под воздействием вихревых потоков несгоревшая
часть топлив-a тщательно перемешивается с имеющимся воз-
душным зарядом и топливо полностью окисляется.
В связи с интенсивным вихревым движением заряда в
камере сгорания в двигателях с вихрекамерным смесеобразо-
265
ванием обеспечивается хорошее использование кислорода
воздуха и достигается бездымная работа при малых значе-
ниях коэффициента избытка воздуха (amin=l,15). Кроме
того, наличие интенсивных вихрей значительно снижает тре-
бования к качеству распыливания топлива и позволяет ис-
пользовать низкие давления впрыска (рВПр= 1204-150 кТ/см2
или 12 4-15 мн/м2) при форсунках закрытого типа с одним
сопловым отверстием большого диаметра (1—2 мм).
Одним из основных факторов, определяющих интенсив-
ность вихрей в вихревых камерах, является скорость дви-
жения воздушного заряда в соединительном канале. При
увеличении числа оборотов коленчатого вала эта скорость
повышается, что приводит к соответствующему усилению вих-
ревых потоков в камере сгорания. Указанное обстоятельство
создает благоприятные условия для полного сгорания топ-
лива в широком диапазоне чисел оборотов. Поэтому двигате-
ли с вихрекамерным смесеобразованием являются наиболее
быстроходными из всех дизелей.
Суммируя различные особенности рабочего процесса вих-
рекамерных дизелей, можно отметить следующие основ-
ные преимущества рассматриваемого способа смесеобразо-
вания.
1.	Возможность работы двигателей при малых значениях
коэффициента избытка воздуха (<xmin=l,15), что обеспечи-
вает лучшее по сравнению с другими дизелями использова-
ние рабочего объема и более высокие значения среднего эф-
фективного давления.
2.	Более низкие, чем у двигателей с непосредственным
впрыском, максимальные давления сгорания (pz) и мягкую
работу.
3.	Широкие возможности форсирования двигателей по
оборотам.
4.	Малые требования к сорту топлива и возможность ис-
пользования топлив широкого фракционного состава без рез-
кого изменения рабочего процесса.
5.	Низкие давления впрыска и использование в связи с
этим более простой, дешевой и надежной топливной аппа-
ратуры.
6.	Стабильность работы двигателей при переменных ре-
жимах.
К недостаткам вихрекамерного смесеобразования могут
быть отнесены:
1.	Низкие пусковые качества в связи с интенсивным-отво-
дом тепла при относительно развитой теплопередающей по-
верхности камеры сгорания. Для улучшения пусковых ка-
честв в вихревых камерах устанавливаются калильные
свечи. Частично с этой же целью нижняя часть вихревой
266
камеры (рис. IX.9) выполняется из жаропрочного материала
и изолируется в тепловом отношении от головки блока.
2.	Высокий удельный расход топлива и более низкая эко-
номичность вследствие дополнительных тепловых и гидроди-
намических потерь, связанных с перетеканием газов и увели-
ченной теплопередающей поверхностью камеры сгорания.
3.	Сложная конструкция камеры сгорания и повышенные
тепловые напряжения отдельных деталей (поршня в месте
выхода газов, головки в зоне соединительного канала ит. п.).
В отечественном двигателестроении вихрекамерное смесе-
образование нашло применение на дизелях Д-54, СМД,
ЗИЛ-136, Д-50 и др. За рубежом этот способ смесеобразо-
вания попользуется фирмами «Перкинс», «Коммер», «Ровер»,
«Стандарт», «Пежо», «Фиат» и др.
5. Пленочный и объемно-пленочный способы
смесеобразования
Пленочное смесеобразование, получившее широкую
известность под наименованием М-процесса, разработано как
средство устранения двух основных недостатков дизелей: же-
сткой работы и дымного выпуска. Согласно теоретическим
предпосылкам, заложенным в основу этого способа, недостат-
ки процесса сгорания в двигателях с объемными способами
смесеобразования являются следствием развития физических
и химических процессов в период подготовки топлива к само-
воспламенению с различными скоростями. Более быстрое
ускорение химических процессов в определенных условиях
приводит к тому, что химические реакции начинаются еще
до завершения перемешивания топлива с воздухом при не-
достатке молекул кислорода в зоне окисления. В итоге на-
чавшихся химических превращений молекулы топлива пре-
терпевают различные изменения вплоть до образования не-
устойчивых соединений и распада на атомы водорода и угле-
рода. При этом при недостатке кислорода в первую очередь
будут окисляться наиболее активные соединения и атомы
водорода, а атомы углерода могут оставаться в свободном
состоянии. Высокие скорости окисления неустойчивых соеди-
нений и активных атомов водорода при достаточном коли-
честве топлива в камере сгорания приводят к резкому нара-
станию давления и обусловливают жесткую работу двига-
теля, а содержание свободного углерода в отработавших га-
зах проявляется в виде дымления на выпуске.
Таким образом, по мнению авторов пленочного смесеоб-
разования, причиной жесткой и дымной работы дизелей яв-
ляется отставание скорости окисления молекул топлива от
скорости их распада вследствие недостатка кислорода в зо-
нах реакции. Поэтому для обеспечения мягкой и бездымной
267
работы двигателей не следует стремиться к мелкому рас-
пиливанию топлива, которое создает благоприятную обста-
новку для ускорения химических процессов, а необходимо в
камере сгорания создать такие условия, при которых испа-
рение и окисление топлива происходило бы со скоростями,
предотвращающими его распад с образованием неустойчи-
вых соединений и с выделением атомов углерода и водорода.
Этого можно достигнуть, если:
—	сократить до минимума количество топлива, участвую-
щего в начальном воспламенении;
—	вводить топливо в зону сгорания постепенно, по мере
его испарения;
—	смешивать топливо с горячим воздухом достаточно бы-
стро, но в такой степени, чтобы горение происходило с до-
пустимым нарастанием давления.
Для выполнения перечисленных требований было предло-
жено использовать в процессе смесеобразования внутреннюю
поверхность камеры сгорания в поршне, значительно более
низкая температура которой по сравнению с температурой
воздушного заряда может благоприятно сказываться на про-
текании предпламенных процессов в подготовительный пе-
риод, обеспечивая необходимую интенсивность испарения
топлива и нормальное протека-
ние окислительных процессов.
При пленочном смесеобразо-
вании используется камера сго-
рания сферической формы (рис.
IX. 10), в которой организуется
интенсивное движение заряда
двух видов: вращательное во-
круг оси цилиндра и радиальное
в поперечном направлении. Пер-
вое из этих движений создается
за счет использования впускного
канала специальной формы, а
второе —за счет вытеснения за-
ряда из надпоршневого простран-
ства в камеру сгорания в период
сжатия.
Впрыск топлива осущест-
вляется односопловой форсункой
с давлением начала подъема иглы около 200 кГ1см2
(20 мн/м2). Для сокращения до минимума количества топли-
ва, проходящего предпламенную физико-химическую подго-
товку в течение периода задержки воспламенения, форсунка
размещается возможно ближе к стенке камеры сгорания и
устанавливается таким образом, чтобы впрыскиваемое топ-
ливо встречалось с поверхностью стенки под острым углом,
Рис. IX.10. Камера сгорания
двигателя с пленочным смесе-
образованием:
/ — форсунка; 2 — камера сгорания;
3 — топливная пленка
268
а направление факела топлива совпадало с направлением
радиального воздушного потока. При этих условиях топли-
во, почти не отражаясь от стенки, хорошо растекается и
«растягивается» попутными воздушными потоками в тонкую
(толщиной до нескольких микрон) пленку 3 на поверхности
камеры сгорания.
Имея большую поверхность контакта с нагретыми стенка-
ми камеры сгорания и небольшую толщину, топливная плен-
ка быстро прогревается и начинает интенсивно испаряться.
По мере испарения из пленки топливо подхватывается воз-
душными вихрями и последовательно вводится в образовав-
шийся к этому времени в центре камеры и развивающийся в
радиальных направлениях очаг сгорания, обеспечивая тем
самым необходимые для нормального окисления скорости ре-
акции. Одним из важнейших факторов при пленочном сме-
сеобразовании является температура стенки камеры сгора-
ния. Эта температура должна быть достаточной для быстрого
испарения топлива, но не должна достигать значений, при
которых может происходить его термическое разложение,
коксование или крекирование. Согласно экспериментальным
данным, предельные значения температуры поверхности стен-
ки примерно равны 350—400° С. При чрезмерном повышении
температуры (например, в двигателях с наддувом) поддер-
жание ее в оптимальных пределах достигается за счет охла-
ждения днища поршня маслом. Большое значение для пле-
ночного смесеобразования имеет также относительный объем
камеры в поршне. Во всех случаях необходимо стремиться
к возможно максимальному значению этого объема.
Развитие процесса сгорания в двигателях с пленочным
смесеобразованием начинается с самовоспламенения неболь-
шого количества топлива (не более 5% цикловой подачи)
в центральной части камеры сгорания, где обычно отсутст-
вует движение заряда и устанавливается наиболее высокая
температура. В первых моделях двигателей с М-процессом,
имеющих форсунки с двух- или трехсопловыми распылителя-
ми, подача топлива для начального воспламенения осуще-
ствлялась через специальное сопло малого сечения, направ-
ленное в центр камеры. В последних моделях двигателей, на
которых используются однодырчатые форсунки, это топливо
вводится в центр камеры сгорания за счет частичного отслое-
ния его от факела и частичного отражения от стенки при
впрыске.
Характерной особенностью двигателей с пленочным сме-
сеобразованием является их сравнительно мягкая работа,
обусловливаемая малыми скоростями нарастания давления
при начальном воспламенении небольшого количества топли-
ва (на полных нагрузках скорость нарастания давления со-
ставляет 2,5—4 кГ1см2>град или 0,25—0,4 мн!м2 • град при
269
максимальном давлении цикла 70—75 кГ1см? или 7—
7,5 мн!м2). При этом, как показывают результаты исследова-
ний, величина скорости нарастания давления мало зависит
от различных факторов, в том числе и от сорта топлива. По-
этому двигатели с пленочным смесеобразованием могут ра-
ботать без существенного ухудшения рабочего процесса на
Широком ассортименте жидких топлив нефтяного происхо-
ждения, т. е. по природе своей являются многотопливными.
К числу достоинств этих двигателей следует также отне-
сти их высокие экономические показатели, находящиеся при-
мерно на уровне соответствующих показателей двигателей
с непосредственным впрыском, сравнительно более простую
топливную аппаратуру (односопловые форсунки) и некото-
рые возможности форсирования по оборотам (максимальные
обороты коленчатого вала я = 3000 обIмин).
Основной недостаток двигателей с М-процессом заклю-
чается в их сравнительно низких пусковых качествах в хо-
лодном состоянии в связи с малым количеством топлива,
участвующего в первоначальном сгорании. Этот недостаток
устраняется путем подогрева воздуха на впуске или за счет
увеличения количества топлива, участвующего в образова-
нии начального очага сгорания.
Как уже отмечалось ранее, пленочное смесеобразование
может в той или иной степени наблюдаться во всех дизелях.
М-процесс представляет собой один из крайних случаев,
когда в топливную пленку превращается почти все топливо.
Другим крайним случаем является объемное смесеобразова-
ние, при котором основная часть топлива распределяется в
воздушном заряде, а топливная пленка образуется незначи-
тельным количеством топлива, попадающим на стенки каме-
ры сгорания при впрыске. В Центральном научно-исследова-
тельском дизельном институте (ЦНИДИ) разработан проме-
жуточный способ приготовления топливо-воздушной смеси в
дизелях, получивший наименование объемно-пленочного сме-
сеобразования.
При этом способе используется камера сгорания в порш-
не, имеющая форму усеченного конуса с основанием мень-
шего диаметра у входной горловины и со скругленными стен-
ками у нижнего основания (рис. IX. 1 и IX.11). Впрыск топ-
лива осуществляется четырехсопловой форсункой, которая
устанавливается с некоторым смещением от оси цилиндра и
под небольшим углом к ней (рис. IX.11). Отверстия форсун-
ки располагаются таким образом, чтобы топливо при впрыске
попадало на боковые стенки камеры вблизи от кромки ее
горловины.
Образование пленки топлива при рассматриваемом спо-
собе смесеобразования обусловливается высокой скоростью
распыливаемого топлива и направлением его факелов под
270
движению частиц топ-
Рис. IX.11. Камера сгорания
ЦНИДИ двигателей с объ-
емно-пленочным смесеобра-
зованием:
/ — форсунка: 2 — камера сго-
рания
острым углом к поверхности стенки. Поток воздуха, перете-
кающего из надпоршневого пространства в объем камеры
сгорания, здесь направлен навстречу
лива и не содействует образованию
пленки, а способствует лишь быст-
рому испарению топлива и хоро-
шему перемешиванию образовав-
шихся паров с воздухом.
Как и в М-процессе, при объ-
емно-пленочном смесеобразовании
относительный объем камеры в
поршне должен быть возможно
максимальным. Хорошие результа-
ты получаются при отношениях
объема камеры в поршне к об-
щему объему камеры сжатия 0,78—
0,84 и выше. При этом оптималь-
ные отношения диаметра горло-
вины камеры к диаметру цилин-
дра равны 0,35—0,37, а оптималь-
ные углы наклона боковой поверх-
ности составляют 45—50°.
Результаты исследований трак-
торных дизелей с камерой сгорания
ЦНИДИ показали, что в случае
смесеобразования обеспечиваются достаточно приемле-
мая жесткость (4,5—5 кГ/см2 • град или 0,45—0,5 мн/м2* град)
и сравнительно невысокие максимальные давления сгорания
(60—65 кГ/см2 или 6—6,5 мн/м2) при высокой экономичности
(удельный индикаторный расход топлива 122—125 г/л.с,ч
или 166—170 г/квт-ч).
объемно-пленочного
достаточно
6. Сравнительная оценка различных способов
смесеобразования
Анализ особенностей различных способов смесеоб-
разования в дизелях показывает, что каждому из этих спо-
собов присущи свои определенные достоинства и недостатки.
Так, например, двигатели с непосредственным впрыском об’
ладают хорошими пусковыми качествами, имеют наиболее
высокие экономические показатели из всех дизелей и допу^
скают значительную форсировку наддувом. В то же время
для этих двигателей характерны высокая жесткость работы
и шумность, большие нагрузки на детали, высокие значения
коэффициента избытка воздуха, повышенная требователь-
ность к сорту то'пли'ва и ограниченные возможности форси-
рования по оборотам без специальных конструктивных ме-
роприятий,
271
При достаточно высоких эффективных показателях, мяг-
кой работе и нетребовательности к топливу двигатели с объ-
емно-пленочным и пленочным способами смесеобразования
имеют плохие пусковые качества.
Мягкая работа, сравнительно низкие нагрузки на детали,
меньшие значения коэффициента избытка воздуха и широкие
возможности форсирования по оборотам у двигателей с раз-
деленными камерами сгорания сопровождаются значительно
худшими экономическими показателями и плохими пусковы-
ми качествами вследствие больших потерь тепла и значи-
тельных затрат энергии на перетекание газов из одной части
камеры сгорания в другую.
В табл. IX. 1 приводятся некоторые данные дизелей с раз-
личными способами смесеобразования, характеризующие их
с точки зрения эффективных показателей, жесткости работы
и возможности форсирования по оборотам.
7. Системы топливопитания дизелей
Систему топливопитания составляет совокупность
приборов, обеспечивающих подачу топлива в цилиндры ди-
зелей. Входящая в эту систему топливная аппаратура дол-
жна обеспечивать:
—	дозирование количества впрыскиваемого топлива в со-
ответствии с режимами работы двигателей;
—	требуемое качество распиливания и необходимое рас-
пределение топлива по объему камеры сгорания;
—	равномерное распределение топлива по цилиндрам и
идентичность цикловых подач в каждом из цилиндров;
—	оптимальные законы подачи и фазы впрыска топлива
для каждого из рабочих режимов.
Наиболее сложными элементами систем топливопитания
являются насосы высокого давления и форсунки. В зависи-
мости от конструктивного выполнения этих двух агрегатов
системы питания дизелей делятся:
—	на разделенные, в которых насос высокого давления
и форсунка представляют собой отдельные приборы;
—	на неразделенные, где насос и форсунка объединены
в один общий узел.
На последних моделях отечественных двигателей транс-
портного типа применяются исключительно системы первого
типа. Принципиальная схема такой системы показана на
рис. IX. 12. Топливоподкачивающим насосом 4 через фильтр
грубой очистки 2 топливо засасывается из бака 1 и через
фильтр тонкой очистки 5 подаемся к насосу высокого давле-
ния 6. Из насоса 6 под высоким давлением топливо по топли-
вопроводу 7 поступает к форсункам 8 и через них впрыски-
272
Таблица IX.1
Параметры дизелей с различными способами смесеобразования
Способ смесеобра- зования	Тип камеры сгорания	Среднее эффективное давление		Эффективный удель- ный расход топлива		Предель- ные обо- роты коленча- того вала, об!мин	Максимальное давление сгорания		Жесткость работы	
		кГ/см2	МН/М2	г/л.с.ч	г'квт-ч		кГ/см2	мн/м2	кГ/см2 -град	мн! м2 ‘град
Непосредствен- ный впрыск	Неразде- ленная	7—8	0,7—0,8	160—185	220—255	3000*	70—100	7—10	4—12	0,4—1,2
Объемно-пленоч- ное	То же	7—8	0,7—0,8	160—185	220—255	3000	60—80	6—8	4—5	0,4—0,5
Пленочное	в	7—8	0,7—0,8	160—185	220—255	3000	60—70	6—7	2,5—4	0,25—0,4
Предкамерное	Разделен- ная	6,5—7,5	0,65—0,75	190—220	262—303	4000	50—60	5—6	2—3,5	0,2-0,35
Вихрекамерное	То же	7—8,5	0,7—0,85	180—220	245—300	4000	60—70	6—7	2,5—4	0,25—0,4
* При использовании устройств, обеспечивающих завихрение заряда
в камере сгорания, обороты могут быть еще
со выше.
вается в камеру сгорания. Количество топлива в соответствии
с режимами работы двигателя дозируется насосом 6, а вели-
чина цикловой подачи устанавливается регулятором 10 в за-
Рис. IX.12. Схема системы топливопитания двигателя
ЯМЗ-238:
/ — топливный бак; 2 — фильтр грубой очистки топлива; 3
топливопроводы; 4 — топливоподкачивающий насос; 5 — фильтр
тонкой очистки топлива; 6 — насос высокого давления; 7 — топ-
ливопровод высокого давления; 8 — форсунка; 9 — сливной топ-
ливопровод; 10 — регулятор
висимости от натяжения его пружины и внешней нагрузки
двигателя.
Системы второго типа (рис. IX. 13) используются на двух-
тактных двигателях ЯМЗ-204 и ЯМЗ-206. Дотирование и
7
Рис. IX.13. Схема системы питания двигателя ЯМЗ-206:
/—топливный бак; 2—фильтр грубой очистки; 3 — подкачи-
вающий насос; 4 — топливопровод: 5 — фильтр тонкой очистки;
6 — насос-форсунка; 7 — сливной топливопровод; 8 — рейка на-
сос-форсунки
впрыск топлива здесь осуществляются насос-форсунка ми 6,
а величина цикловой подачи на всех режимах, кроме режи-
мов максимальных и минимальных оборотов коленчатого
274
вала, определяется водителем, воздействующим на рейку §
насос-форсунки 6.
В разделенных системах могут использоваться многосек-
ционные топливные насосы и насосы распределительного
типа. В первом случае каждая из секций насоса обслужи-
вает только один цилиндр и задачи ее ограничиваются дози-
рованием и нагнетанием топлива. Во втором случае секция
Насоса может обслуживать несколько (до четырех — шести)
цилиндров и кроме дозирования и нагнетания топлива осу-
ществлять еще и распределение его по цилиндрам в необхо-
димой последовательности.
Оба типа систем топливопитания принципиально могут
иметь закрытые и открытые форсунки. Практически в систе-
мах первого типа чаще используются закрытые форсунки,
а в системах второго типа, как правило,— открытые.
8. Топливные насосы высокого давления
Топливный насос высокого давления дозирует топ-
ливо в соответствии с режимами работы двигателя и обес-
печивает его подачу в определенные моменты рабочего цик-
ла к форсункам.
В современных быстроходных двигателях используются
топливные насосы плунжерного типа (рис. IX. 14), основными
рабочими деталями которых являются плунжер 12 и гиль-
за 11, образующие плунжерную пару. Малый зазор между
этими деталями, не превышающий обычно нескольких ми-
крон, и достаточно большая длина их сопряженных поверх-
ностей обеспечивают незначительную утечку топлива и поз-
воляют получать высокие давления впрыска.
Гильза в корпусе 17 насоса устанавливается неподвижно,
а плунжер в процессе работы совершает непрерывные воз-
вратно-поступательные движения внутри гильзы в осевом
направлении и может поворачиваться на некоторый угол во-
круг своей оси. Перемещение плунжера вверх обеспечивается
кулачком или профилированной шайбой вала 1, приводи-
мого во вращение от коленчатого вала двигателя. В обрат-
ном направлении он перемещается пружиной 7 через опор-
ную тарелку 6, Вокруг оси плунжер поворачивается с по-
мощью планки 18, поворотной гильзы 8, жестко закреплен-
ного на этой гильзе зубчатого сектора 9 и зубчатой рей-
ки .10.
Во время хода плунжера вниз надплунжерное простран-
ство заполняется топливом из топливоподводящей магистра-
ли вначале через отсечное отверстие б и каналы в плунже-
ре в и г, а в конце — через впускное отверстие а. При этом
на части хода, когда плунжер перекрывает одновременно оба
боковых отверстия гильзы, подача топлива в надплунжерное
275
йлй рабочее пространство прекращается, в связи с чем здесь
создается разрежение и происходит испарение некоторого ко-
личества топлива.
При перемещении плунжера вверх до перекрытия им впу-
скного отверстия а топливо перетекает из рабочей полости
гильзы на линию впуска. С перекрытием этого отверстия на-
Рис. IX.14. Конструктивная схема секции много-
плунжерного топливного насоса высокого давле-
ния:
/ — кулачковый вал; 2 — ролик толкателя; 3 — толкатель;
4 — контргайка; 5 — регулировочный болт; 6 — опорная
тарелка; 7—пружина; 8 — гильза поворота плунжера;
9 — зубчатый сектор; 10— зубчатая рейка; И— гильза;
/2 — плунжер; 13 — корпус обратного клапана; 14 — об-
ратный (нагнетательный) клапан; 15 — пружина обрат-
ного клапана; 16—штуцер для присоединения топливо-
провода высокого давления; 17— корпус насоса; 18—
планка плунжера; 19 — разгрузочный поясок обратного
клапана; 20 — направляющие обратного клапана; а —
впускное отверстие; б — отсечное отверстие; в и 2 — осе-
вой и радиальный каналы
чинается процесс нагнетания или подачи топлива к форсун-
ке, который заканчивается в момент, когда нижняя (отсеч-
ная) кромка плунжера достигнет отверстия б. С началом
открытия отверстия б происходит «отсечка» подачи и топли-
во в дальнейшем из надплунжерного пространства через
каналы в плунжере и отверстие б вытесняется в топливопод-
водящую магистраль.
276
Моменты сопчайм закрытия плунжером впускного от-
верстия а и начала открытия отсечной кромкой отсечного от-
верстия б называются соответственно геометрическими нача-
лом и концом подачи. Действительные начало и конец по-
дачи обычно отличаются от геометрических, что является
следствием дросселирующего действия впускных и отсечных
каналов, а также возможного влияния на процесс впрыска
части топлива, испаряющегося в рабочем пространстве
гильзы при его заполнении. Ход плунжера между геометри-
ческим началом и концом подачи носит название активного
хода.
Для более резкого окончания подачи и ослабления коле-
бательных процессов, которые могут возникать в топливо-
проводе высокого давления и приводят к подвпрыскам, в на-
сосах высокого давления используются специальные нагнета-
тельные клапаны. Корпус 13 клапана плотно прижимается
к торцу гильзы 11. При нагнетании топлива клапан 14 под-
нимается от седла и открывает проход топливу в топливо-
провод высокого давления. В момент отсечки подачи и нача-
ла перепуска топлива из надплунжерного пространства на-
гнетательный клапан под действием пружины 15 садится в
свое гнездо и отделяет топливопровод высокого давления от
надплунжерного пространства. При этом точно пригнанный
к корпусу 13 плунжерный поясок 19 срабатывает как пор-
шень, разгружая топливопровод высокого давления и пред-
отвращая возникновение в нем волн давления, а следова-
тельно, и возможность повторных впрысков топлива после
окончания его подачи насосом.
Количество подаваемого насосом топлива регулируется
перепуском необходимой части его из рабочей полости над
плунжером в топливоотводящую магистраль к концу хода на-
гнетания. С этой целью на плунжере 1 (рис. IX. 15, г) делает-
ся фасонная выточка 4, сообщающаяся с надплунжерным
пространством осевым 6 и радиальным 3 каналами в теле
плунжера или пазом на боковой поверхности его (рис. IX. 16).
Верхняя (отсечная) кромка 5 (рис. IX. 15, г) этой выточки
имеет форму спирали. При повороте плунжера 1 благодаря
спиральной форме отсечной кромки 5 смещаются моменты
открытия отсечного отверстия 7, в результате чего изменя-
ются соответствующим образом величина активного хода
плунжера и цикловая подача топлива. На рис. IX.15 пока-
зано положение спиральной кромки плунжера при различных
подачах топлива. Позиция а соответствует максимально воз-
можному активному ходу плунжера. При этом достигается
наибольшая цикловая подача,, а перепуск топлива сводится
к минимуму. В позиции б плунжер не может перекрыть одно-
временно обоих отверстий в гильзе, поэтому активный ход
плунжера здесь равен нулю, подача топлива отсутствует, а
277
Рис. IX. 15. Регулирование цикловой подачи топлива в насосах золотнико-
вого типа:
а полная подача; б — нулевая подача; в — промежуточная подача; г — отсечка
подачи; 1 плунжер; 2 гильза; 3 и 6—каналы; 4 — выточка; 5 — отсечная кромка;
7—отсечное отверстие; 8—впускное отверстие
Рис. IX.16. Принципиальные конструктивные формы плунжерных
пар насосов золотникового типа:
а — с двумя смещенными отверстиями в гильзе и центральным перепускным
каналом в плунжере; б—с одним отверстием в гильзе и с пазом на боковой
поверхности; в — с двумя соосными отверстиями в гильзе и с пазом на бо-
ковой поверхности; г — с двумя смещенными боковыми отверстиями в гильзе
и с двумя спиральными кромками на плунжере
278
перепуск топлива достигает максимума. Позиция в соответ-
ствует некоторым средним значениям цикловой подачи и пе-
репуска топлива, а в позиции г показан момент отсечки по-
дачи при максимальном активном ходе.
Рассмотренный способ изменения цикловой подачи путем
поворота плунжера насоса, имеющего выточку специальной
формы, называется золотниковым регулированием. Он нашел
применение в многоплунжерных насосах всех отечественных
дизелей, используемых в качестве силовых установок на ко-
лесных и гусеничных машинах. При золотниковом регулиро-
вании изменение цикловой подачи может быть осуществлено
не только сдвигом ее конца при неизменном начале. В неко-
торых насосах, наоборот, конец подачи остается постоянным,
а изменяется ее начало, а иногда изменяются и конец и на-
чало подачи. Практически любой из указанных способов осу-
ществляется за счет соответствующей конструкции плунжер-
ной пары.
Конструктивно плунжерные пары в насосах выполняются
по-разному (рис. IX.15 и IX.16). Так, плунжер может иметь
радиальное и осевое сверления в теле (рис. IX. 16, а и г) или
паз на боковой поверхности (рис. IX. 16, б и в). Спиральная
кромка в выточке плунжера выполняется сверху при регули-
ровании с изменением конца подачи и снизу при регулиро-
вании с изменением ее начала. В случае регулирования при
одновременном изменении и начала и конца подачи плунжер
(рис. IX.16, г) имеет две спиральные кромки. Гильзы плун-
жера в некоторых насосах имеют только одно боковое от-
верстие (рис. IX. 16, б), которое используется в этом случае
как для наполнения топливом рабочего пространства, так и
для отсечки подачи топлива. Иногда в гильзах прошиваются
два боковых отверстия, но расположенные на одной высоте
(рис. IX.16, в).
По сравнению с гильзами, имеющими отдельные смещен-
ные впускные и отсечные каналы (рис. IX.16, а и г), гильзы
с одним и соосными боковыми каналами являются менее со-
вершенными, так как в таких гильзах возможно воздействие
волновых процессов в отводящем канале на наполнение сек-
ций, что может привести к ухудшению равномерности подачи
топлива отдельными секциями в случае многосекционных на-
сосов.
В некоторых моделях топливных насосов высокого давле-
ния (например, насосы распределительного типа) цикловая
подача регулируется изменением наполнения рабочей полости.
С этой целью в топливоподводящем канале устанавливается
переменное сопротивление в виде иглы, крана, золотника
и т. п. (рис. IX. 17). При малых величинах такого сопротив-
ления (рис. IX.17, а — игла открыта) рабочая полость насоса
заполняется топливом полностью и подача достигает макси-
279
а	б
Рис. IX.17. Принципиальная
схема регулирования подачи
топлива дросселированием на
впуске:
а — полная подача: б — частичная
подача
мального значения. Для уменьшения подачи сопротивление
на впуске увеличивается (на рис. IX.17, б—игла прикрывает-
ся), при этом жидким топливом заполняется только часть
рабочей полости насоса, а остальную ее часть занимают пары
(рис. IX. 17, б), что и обеспечивает соответствующее сниже-
ние количества подаваемого за цикл топлива.
При наличии в рабочей полости насоса паров подача топ-
лива в процессе нагнетания начинается не сразу, а лишь
только после того, как плунжер
опишет объем, занимаемый этими
парами. Поэтому с уменьшением
подачи топлива начало подачи
при данном способе регулирова-
ния сдвигается в сторону запаз-
дывания и тем значительнее, чем
меньше цикловая подача. Изме-
нение начала цикловой подачи
как раз и является одним из
основных недостатков, которые
ограничивают широкое прак-
тическое использование рас-
смотренного метода регулиро-
вания в топливных насо-
сах.
Многоплунжерные топливные насосы. В многоцилиндро-
вых двигателях чаще всего используются топливные насосы
с числом плунжерных пар равным числу цилиндров. Прак-
тически такие насосы представляют собой сочетание соответ-
ствующего f количества отдельных насосных секций
(рис. IX. 14), объединенных в одном общем корпусе. Поэтому
рабочий процесс многоплунжерного насоса совершенно ана-
логичен рабочему процессу одной секции и специфическую
особенность их составляют лишь вопросы регулирования.
Управление подачей топлива в многоплунжерных насосах
осуществляется одной общей зубчатой рейкой, находящейся
в одновременном зацеплении с зубчатыми секторами всех
секций. Из-за неизбежных отклонений размеров деталей в
процессе производства и различного износа плунжерных пар
в процессе эксплуатации при фиксированных положениях
плунжеров в гильзах невозможно обеспечить одинаковую по-
дачу топлива всеми секциями. Для регулирования цикловой
подачи отдельных секций зубчатые секторы выполняются
разъемными и фиксируются на поворотных гильзах 8
(рис. IX.14) стяжными болтами. При освобождении такого
бблта гильза 8, а вместе с ней и плунжер 12 могут свободно
проворачиваться относительно зубчатого сектора, обеспечи-
вая тем самым необходимую корректировку цикловой подачи
отдельных секций при данном положении зубчатой рейки»
280
Кроме регулировки на одинаковую подачу секции много-
плунжерного насоса могут также регулироваться и на одно-
временность начала подачи в отдельных секциях. Эта регу-
лировка осуществляется с помощью регулировочных болтов 5
в толкателях 3, которые позволяют изменять положение
плунжера относительно боковых отверстий гильзы по высоте.
При использовании на двигателях неразделенной топлив-
ной аппаратуры на каждый цилиндр устанавливаются насос-
форсунки, которые приводятся в действие обычно от спе-
циальных кулачков распределительного вала. Управление
насос-форсунками осуществляется также от одной общей си-
стемы, и они, как и многоплунжерные насосы, регулируются
на одинаковую подачу и на одновременность начала впрыска.
Основное преимущество насос-форсунок по сравнению с
многоплунжерными насосами заключается в их компактно-
сти и отсутствии топливопроводов высокого давления, благо-
даря чему значительно уменьшается отрицательное влияние
на впрыск объема топлива, находящегося между топливным
насосом и форсункой.
Насосы распределительного типа. Насосы распредели-
тельного типа по сравнению с обычными многоплунжерными
насосами имеют значительно меньшие габаритные размеры
и вес, в них значительно меньше деталей, в частности пре-
цизионных пар, они значительно проще и доступнее для об-
служивания и регулировок. Основной недостаток насосов рас-
пределительного типа заключается в более быстром износе
их основных деталей, а также в несколько ограниченных воз-
можностях применения на многоцилиндровых быстроходных
двигателях.
В автотракторных двигателях практическое применение
нашли два вида насосов распределительного типа — одно-
плунжерные и двухплунжерные.
В одноплунжерных насосах (рис. IX.18) плунжер кроме
дозирования и нагнетания топлива обычно еще осуществляет
и распределение его по цилиндрам в соответствии с поряд-
ком работы. Для выполнения всех этих функций плунжер
дополнительно к обычному для всех насосов возвратно-посту-
пательному движению приводится еще во вращение вокруг
своей оси путем соединения его с постоянным передаточным
отношением через систему шестерен, или другой механизм с
валом насоса.
Рабочий процесс одноплунжерного распределительного на-
соса осуществляется следующим образом. При нижнем поло-
жении плунжера 4 полость над плунжером полностью запол-
няется топливОхМ через каналы 9 в гильзе и каналы 5 и 8 в
теле плунжера. С началом движения плунжера вверх в про-
цессе его поступательного и вращательного перемещения
вплоть до полного перекрытия стенками гильзы 3 радиаль-
281
кого канала 8 в плунжере топливо из надплунжерного про-
странства вытесняется обратно через каналы 5, 8 и 9. К это-
му времени плунжер поворачивается вокруг оси настолько,
что распределительный канал 11 и наклонная выточка 15 на
боковой поверхности плунжера
окажутся напротив одного из
каналов 7 в гильзе, отводящих
топливо к форсункам. Поэтому
при дальнейшем перемещении
плунжера вверх топливо из
рабочей полости по каналам 5,
И и 7 начинает подаваться к
нагнетательному клапану и
через него по топливопроводу
высокого давления к форсун-
ке. Подача прекращается в
тот момент, когда перепускной
канал 10 выйдет из регули-
рующей муфты 6 и топливо из
надплунжерного пространства
начнет перепускаться в по-
лость этой муфты. При обрат-
ном ходе плунжера рабочее
пространство заполняется вна-
чале через канал 10 топливом
из полости регулирующей муф-
ты 6. После перекрытия кана-
ла 10 в надплунжерном про-
странстве создается разреже-
Рис. IX.18. Принципиальная кон-
структивная схема секции одно-
плунжерного распределительного
насоса:
/ — головка: 2 — корпус: 3 — гильза:
4 — плунжер: 5 и 8 — каналы плунже-
ра: 6 — регулирующая муфта: 7 — ка-
нал для подачи топлива к форсункам;
9 — канал для подвода топлива ктглун-
жеру; 10 — канал для отсечки подачи
топлива; 11 — осевой канал для рас-
пределения топлива по цилиндрам,
12 — гильза с шестерней для враще-
ния плунжера; 13 — промежуточная ше-
стерня: 14 — шестерня кулачкового ва-
ла; 15 — наклонная выточка
ние и происходит испарение
топлива так же, как и в мно-
гоплунжерных насосах. В кон-
це хода открывается канал 8 и
рабочая полость насоса допол-
нительно заполняется топли-
вом из топливоподводящей ма-
гистрали.
Непрерывно вращаясь с
определенной скоростью, плун-
жер за время прямого и обрат-
ного хода поворачивается на
такой угол вокруг своей оси,
что к началу следующего хода нагнетания распределитель-
ный канал 11 и выточка 15 устанавливаются против канала 7,
подводящего топливо уже к форсунке другого цилиндра.
Цикловая подача топлива в рассматриваемом насосе
определяется положением регулирующей муфты 6, При пе-
ремещений этой муфты вверх подача увеличивается, а при
282
перемещении вниз соответственно уменьшается. Управляется
муфта через систему рычагов всережимным регулятором цен-
тробежного типа, который размещается обычно в одном кор-
пусе с насосом.
Секция одноплунжерного распределительного насоса мо-
жет обслуживать четыре, а иногда и шесть цилиндров, в свя-
зи с чем число ходов плунжера в, таких насосах в четыре
или даже в шесть раз больше числа ходов плунжера много-
секционного насоса. Для уменьшения износа плунжерной
пары в этих условиях желательно иметь возможно минималь-
ный ход плунжера. С этой целью в некоторых распредели-
Рис. IX.19. Принципиальная конструктивная схема распределительного на-
соса с расходящимися плунжерами:
1—корпус насоса; 2—профилированное кольцо (кулачковая шайба); 3— выступы
(кулачки); 4 — ротор; 5 — плунжер; 6 — роликовый толкатель; 7 — дозирующий зо-
лотник; 8 — подкачивающий насос; 9, 10, 11 и 12 — топливоподводящие каналы; 13 —
гильза; 14 — распределительный канал; /5 — топливоотводящий канал; 16 — наруж-
ный корпус; 17 — пластинчатые пружины: 18 — регулировочный винт
тельных насосах вместо одного используются два встречно
движущихся плунжера. Схема такого насоса показана на
рис. IX.19.
В двухплунжерных насосах плунжеры только нагнетают
топливо в топливопроводы высокого давления и к форсун-
кам, а распределение и дозирование топлива осуществляется
золотником 7 и вращающимся ротором 4,
В корпусе 1 насоса устанавливаются профилированное
кольцо 2 с выступами 5, вращающийся ротор 4 с двумя
плунжерами 5 и толкателями 6, дозирующий золотник 7 и
подкачивающий насос 8.
При вращении ротора 4 плунжеры 5, попадая в проме-
жутки между выступами 3 шайбы 2, расходятся под дейст-
вием центробежных сил и давления подаваемого насосом 8
топлива, а при набегании на выступы 3 под воздействием их
сходятся.
283
Во время расхождения плунжеров впускной канал 9 со-
впадает с соответствующим сверлением в роторе 4 и меж-
плунжерное пространство заполняется топливом, поступаю-
щим от подкачивающего насоса <8 через каналы 10, 11, 12, 9
и сверления в роторе. Когда плунжеры начинают сходиться,
впускной канал 9 перекрывается стенками промежуточной
гильзы 13, а распределительный канал 14 в роторе 4 совпа-
дает с одним из бтводящих каналов 15 в промежуточной
гильзе 13 и наружном корпусе 16 ротора. Вытесняемое плун-
жерами топливо под высоким давлением подается по соот-
ветствующему топливопроводу к одной из форсунок. При по-
следующем расхождении плунжеров с топливоподающим ка-
налом совпадает другое сверление в роторе и межплунжер-
ное пространство вновь заполняется топливом, которое затем
при набегании плунжеров на кулачки будет подаваться к
форсунке следующего цилиндра, и т. д.
Число впрысков топлива за один оборот ротора 4 насоса
определяется числом пар выступов на кулачковой шайбе 2,
количество которых зависит от числа цилиндров обслужи-
ваемого насосом двигателя.
Количество подаваемого за каждый цикл топлива изме-
няется дросселированием с помощью дозирующего золотни-
ка 7, устанавливаемого на линии подвода топлива и управ-
ляемого регулятором. Для изменения величины максимальной
цикловой подачи в насосе'имеется регулируемый ограничи-
тель перемещения плунжеров. Этот ограничитель представ-
ляет собой набор пластинчатых пружин 17. Пружины при-
жимаются к наружной поверхности ротора винтом 18 и за-
гнутыми концами ограничивают перемещение плунжеров.
При ввертывании винта 18 пружины распрямляются и ход
плунжеров увеличивается, при вывертывании, наоборот, ход
плунжеров уменьшается.
Коэффициент подачи и характеристика топливного насо-
са. Коэффициент подачи насоса представляет собой отноше-
ние действительно подаваемого топлива за цикл к теорети-
чески возможной его цикловой подаче, т. е.
Qu
где Qu — действительная цикловая подача насоса;
QT—теоретическая цикловая подача.
Теоретическая цикловая подача определяется как
Qt = /гЛ = 4~
где fn — площадь плунжера;
5а — активный ход;
da — диаметр плунжера.
284
Для существующих топливных насосов значения коэффи-
циента подачи 7]н на номинальных режимах равны 0,6—0,9
и зависят от ряда различных факторов. Коэффициент пода-
чи, например, повышается с увеличением размера насоса
(диаметра и активного хода плунжера). У многоплунжер-
ных насосов т]н выше, чем у насосов распределительного типа,
что является следствием худшего заполнения рабочей поло-
сти при более высокой частоте рабочих ходов в насосах по-
следнего типа. При золотниковом регулировании в много-
плунжерных насосах коэффициент подачи повышается с уве-
личением числа оборотов вала насоса, а при регулировании
дросселированием на впуске, наоборот, величина коэффи-
циента подачи при повышении оборотов уменьшается.
Под характеристикой насоса понимается зависимость цик-
ловой подачи топлива от числа оборотов кулачкового вала
(нк) при неизменном положении регулирующего органа, т. е.
Qu= / (як)«
На цикловую подачу оказывают влияние дросселирование
во впускном и отсечном каналах гильзы, сжимаемость топ-
лива при нагнетании, упругость деталей топливоподающей
системы и привода, утечки топлива через зазоры в плунжер-
ной паре.
Дросселирование возникает в начале и конце подачи при
перекрытии впускного и открытии отсечного каналов. В итоге
дросселирования во впускном канале в надплунжерном про-
странстве может создаваться давление, достаточное для от-
крытия нагнетательного клапана еще до геометрического на-
чала впрыска. Дросселирование при отсечке подачи может
привести к тому, что в надплунжерном пространстве будет
в течение некоторого периода после геометрического оконча-
ния впрыска сохраняться давление, достаточное для подачи
топлива к форсунке. Таким образом, дросселирование как бы
расширяет подачу по сравнению с теоретической.
Сжимаемость топлива и деформация деталей вызывают
снижение цикловой подачи в связи с тем, что часть топлива
аккумулируется в период впрыска в объеме высокого давле-
ния и в цилиндр двигателя не поступает. К снижению цик-
ловой подачи приводят также и утечки топлива при нагне-
тании.
Конкретное влияние перечисленных факторов на величину
цикловой подачи определяется их соотношением и зависит от
режимов работы насосов, объема топливопроводов, конструк-
тивных особенностей топливной аппаратуры и т. п.
В системах топливопитания разделенного типа, где давле-
ния впрыска сравнительно невысокие (300—550 кГ1см2 или
30—55 мн/м2), преобладающее влияние обычно оказывают
285
дросселирование и утечки топлива. Поэтому при повышении
числа оборотов кулачкового валика насоса, когда дроссели-
рование усиливается и уменьшаются утечки, цикловая по-
дача топлива у разделенной топливной аппаратуры увеличи-
вается. При этом на полных нагрузках изменение цикловой
подачи с увеличением оборотов сравнительно незначительно
(рис. IX.20, линия /), а на частичных нагрузках с увеличе-
нием оборотов цикловая подача изменяется тем интенсивнее,
чем меньше количество подаваемого топлива (рис. IX.20, ли-
ния 3).
Рис. IX.20. Зависимость цикловой подачи топлива
от числа оборотов в насосах с золотниковым ре-
гулированием при раздельной и нераздельной
топливной аппаратуре (по данным В. И. Тру-
сова):
1 и 3 — топливная аппаратура типа дизеля ЯМЗ-236; 2 и
4 — топливная аппаратура типа двигателя ЯМЗ-204
В случае неразделенной топливной аппаратуры давление
впрыска, особенно на полных подачах, достигает высоких зна-
чений (1200—1400 кГ!см2 или 120—140 лшри2). При таких
давлениях решающее значение начинает оказывать сжимае-
мость топлива, в связи с чем по мере повышения оборотов
цикловая подача начинает уменьшаться (рис. IX.20, линия 2).
С уменьшением цикловых подач в таких системах давление
впрыска снижается и влияние дросселирования постепенно
усиливается, что приводит к уменьшению влияния на подачу
числа оборотов (рис. IX.20, линия 4). При очень малых по-
дачах влияние дросселирования настолько возрастает, что
цикловая подача с увеличением оборотов начинает даже не-
сколько повышаться,
286
9. Форсунки
Форсунка предназначается для распыливания топ-
лива и распределения его частиц по объему камеры сгора-
ния. На автотракторных двигателях используются два типа
форсунок: открытые и закрытые.
В открытых форсунках между нагнетательным топливо-
проводом и сопловыми отверстиями распылителя б (рис. IX.21)
кет запорного устройства и они постоянно соединены между
собой. В закрытых форсунках каналы распылителей а и б
отделяются от нагнетательного топливопровода запорным
устройством и соединяются с ним только на период подачи
топлива.
Закрытые форсунки могут быть:
—	с запорной иглой, отделяющей от топливопровода вы-
сокого давления небольшую полость перед сопловыми отвер-
стиями распылителя а,— закрытые сопловые;
—	с запорной иглой, снабженной выступающим фасон-
ным штифтом, входящим с некоторым зазором в распыли-
вающее отверстие распылителя в,— штифтовые.
Одним из важных элементов форсунки является ее рас-
пылитель. Количество и направление сопловых отверстий в
распылителе выбираются в соответствии с формой камеры
сгорания и принятым в двигателе способом смесеобразова-
ния. При непосредственном впрыске, когда качество смесеоб-
разования обеспечивается в основном за счет распыливания
и распределения топлива по объему камеры сгорания, ис-
пользуются распылители с большим количеством отверстий
(четыре — семь и более) при сравнительно малых диаметрах
(0,15—0,30 мм). При наличии в камере сгорания интенсив-
ного вихревого движения заряда и при пленочном смесеобра-
зовании количество отверстий в распылителе может быть
уменьшено (до одного — четырех) при одновременном увели-
чении их диаметра (до 0,25—0,45 мм). Диаметр сопловых от-
верстий должен увеличиваться также при использовании
наддува.
Форсунки со штифтовыми распылителями чаще всего ис-
пользуются в двигателях с разделенными камерами сгора-
ния— предкамерных и вихрекамерных. Форма факела в этом
случае определяется формой и размерами штифта. Наи-
большее распространение получили штифты в виде двух
сложенных малыми основаниями конусов, но могут исполь-
зоваться также штифты цилиндрической, конической и дру-
гой формы.
В закрытых сопловых и штифтовых форсунках игла при
впрыске открывается за счет подъемной силы, которая соз-
дается давлением топлива, подаваемого от насоса высокого
давления по каналам в корпусе форсунки и распылителе.
287
Ход иглы составляет 0,3—0,45 мм. Угол конуса седла ~59—
60°, а угол конуса иглы примерно на 1° больше. Отношение
длины соплового отверстия к его диаметру равно 3,0—6,0.
Рис. IX.21. Конструктивная схема форсунки
и различные типы распылителей:
а — распылитель с сопловыми отверстиями: б —
распылитель открытого типа; в — штифтовой рас-
пылитель: 1 — штуцер сливного топливопровода:
2 — корпус регулировочного винта; 3 — прокладка:
4 — корпус форсунки; 5 — шток иглы форсунки:
6 — накидная гайка; 7 — распылитель; 8 — сопло-
вые отверстия: 9— игла; 10— топливоподводящий
канал; 11— пружина; 12— опорная тарелка пру-
жины; 13 — регулировочный винт; 14 — контргайка
регулировочного винта
Средняя скорость топлива в раопыливающем канале состав*
ляет обычно 85—100 м/сек и выше.
В качестве критерия оценки форсунок используются их
характеристики, под которыми понимается зависимость изме-
нения перепада давления до и после дросселирующего сече-
288
нйя от секундного расхода топлива. Аналитически характери-
стика форсунок описывается уравнением
P*~Pa=fW,	(1Х.1)
где Рф — давление топлива в камере распылителя;
/7ц—давление ^азрв в цилиндре двигателя при впры-
ске;
фф — объемный секундный расход топлива через фор-
сунку.
Форма и характер характеристик определяются типом
форсунок.
F
Оф	Оф	Оф
б	в
Рис. IX.22. Характеристики форсунок:
а — открытой; б — закрытой сопловой; в — закрытой штифтовой: Рф—давление в по-
лости форсунки; Рц — давление в цилиндре: р' — давление в полости распылителя
под иглой форсунки, / — характеристика закрытой форсунки; 2— изменение давле-
ния в полости форсунки до дросселирующего сечения иглы; 3 — изменение давления
в полости распылителя под иглой форсунки: 4 — изменение давления впрыска в от-
крытой форсунке; Р1Л- и РэЛ — характеристики дросселирующих сечений штиф-
товой форсунки; /. //. Ill, IV и V — участки подъема (на диаграмме) и положения
штифта форсунки в процессе впрыска
Открытая форсунка. В открытых форсунках отсут-
ствует запорное устройство и проходное сечение для топлива
остается постоянным. Поэтому уравнение (IX. 1) для этих
форсунок приводится к виду
/’ф — Ра = 2£(р.с/с)М0‘ ’
в системе СИ
О —п _ Афрт
Рф Ра - 2 (|Vc)2 .
где <?ф — секундный расход топлива, м31сек\
Тт и рт — удельный вес и плотность топлива, ке/л3;
рс —коэффициент расхода сопла;
fc — сечение сопла, м2.
10—165
289
Графически, как это следует из уравнения (IX.2), харак-
теристика открытой форсунки будет представлять собой па-
раболу (рис. IX.22, а).
Секундный расход топлива определяется скоростным и на-
грузочным режимами работы двигателя, в связи с чем при
повышении оборотов коленчатого вала и нагрузки давление
впрыска в открытых форсунках соответственно увеличивается.
В частности, в автотракторных двигателях, работающих
обычно в широком диапазоне чисел оборотов и нагрузок, дав-
ление впрыска изменяется в широком интервале и на номи-
нальных режимах может достигать очень высоких значений
(у ЯМЗ-204 и ЯМЗ-206, например, 1400—1800 кГ/см2 или
140—180 мн/м2). Для нормальной работы двигателей такие
высокие давления впрыска обычно не требуются, однако с
ними приходится вынужденно мириться, так как в противном
случае при работе на малых оборотах давление впрыска мо-
жет настолько снижаться, что не будет обеспечиваться необ-
ходимое качество смесеобразования.
Изменение давления впрыска в зависимости от рабочих
режимов двигателя является одним из основных недостатков,
ограничивающих применение форсунок открытого типа на ав-
тотракторных быстроходных двигателях. Другим таким не-
достатком форсунок этого типа является возможность подте-
кания топлива через отверстия распылителя после окончания
подачи топлива насосом высокого давления. Подтекание топ-
лива приводит к увеличению его расхода и к закоксовыва-
нию сопел, вызывающему разрыв распылителя.
Закрытая сопловая форсунка. В закрытой фор-
сунке (рис. IX.22, б) имеются две полости с давлениями р%
и р' и дросселирование топлива при впрыске осуществляется
в двух сечениях — в сечении между иглой и седлом и в соп-
ловых отверстиях. Перепад давлений между полостью под
иглой и цилиндром определяется подобно открытой форсун-
ке уравнением
,	С?фТг
Р —Рл—
и графически изображается параболой 1 (рис. IX.22, б).
Уравнение, описывающее характеристику форсунки, в этом
случае имеет вид
Рф~Рч= 2/10 [ wj7 + ыУ]’	(1Х>3)
где рс— коэффициент расхода сопла;
/с—площадь поперечного сечения сопла, м2;
Р4 — коэффициент расхода сечения под запорным ко-
нусом;
Д — площадь сечения под запорным конусом, м2.
290
В системе СИ
<?,фРт Г 1	1 "I
Рф Рц— 2 [ (j*c/cP + (Рч/О2 J ’
Ориентировочно можно считать, что
Д = sin а,
где dr — средний диаметр посадочного пояса иглы, м\
х — подъем запорной иглы, м\
а—половина угла запорного конуса.
Изменение давления рф в полости до дросселирующего се-
чения иглы выражается кривой 2 (рис. 1Х.22,б). Величина
этого давления с увеличением секундного расхода топлива
несколько снижается, достигая, минимума в момент начала
резкого увеличения подъема иглы (кривая 3). Этот минимум
соответствует критическому расходу топлива через форсунку,
и после достижения его давление рф начинает возрастать, в
связи с чем кривая 2 приближается к кривой 1.
В закрытых форсунках, кроме дросселирования в сече-
нии между иглой и седлом и в сопловых отверстиях, может
иметь место в процессе впрыска дросселирование топлива
еще и в узком сечении над посадочным поясом запорной
иглы. Это дросселирование приводит к интенсивной турбу-
лизации топлива, улучшающей качество его распыливания и
позволяющей значительно снизить необходимую величину
давления распыливания. Обычно для закрытых форсунок дав-
ление впрыска на номинальных режимах не превышает
400 кГ/см2 или 40 мн!м2. При этом достигается и хорошее
качество распыливания при работе двигателя на холостом
ходу, когда давление в полости под запорной иглой снижает-
ся примерно до 100 кГ1см2 или 10 мн/м2. Запорная игла, от-
деляющая полость форсунки от полости цилиндра двигателя,
устраняет подтекание топлива, что является также большим
достоинством форсунок закрытого типа.
Пружины в форсунках закрытого типа выбираются обыч-
но так, чтобы начало подъема иглы соответствовало давле-
нию топлива 150—200 кГ1см2 или 15—20 мн!м2. Подъем иглы
принимается возможно меньшим (0,3—0,4 мм) с таким рас-
четом, чтобы свести к минимуму динамические нагрузки, воз-
никающие при работе форсунки, и обеспечить достаточное
проходное сечение для топлива при впрыске.
Штифтовая форсунка. В штифтовых форсунках
имеется несколько дросселирующих сечений, изменяющихся
по мере подъема иглы (рис. IX.22, в). В общем случае анали-
тически характеристика штифтовой форсунки выражается
уравнением
2 l~k
Рф—Ра = 2^П(? trifiF ’	(1Х
1-1
10*
291
а в системе СИ
__ Сфрт VI 1
?ф—Рц — —2~	.
Z=1
где k— число дросселирующих сечений;
— коэффициент расхода каждого из сечений;
/z — площадь каждого из сечений, м2.
Для наиболее часто используемых форсунок (распыли-
тель в, рис. IX.21) число сечений 6 = 3, тогда уравнение
(IX.4) принимает вид
_ <?ф1т Г 1	।	1 I 1 “I /ту
^ф—л — 2^-ю* L w,)2 + (р.2/2)2 + w3)2J-
Для упрощения анализа и облегчения расчетного опреде-
ления характеристики два дросселирующих отверстия у ос-
нований верхнего и нижнего конусов заменяются обычно од-
ним эквивалентным сечением /э, которое определяется как
: _ 1 / (ШШ __ fl f Г 1	_
э У W + W , 2j2 \J !/ 1^2/2 у
’	\ Р'з/з /
=M,j/ 1+(Ly	<ix-6>
Из уравнения (IX.6) следует, что если РгА^Из/з, т0
приближается к ^2 и можно считать /3 = ^/2; наоборот,
если	тогда /э~рз/з. Таким образом, эквивалент-
ное сечение между корпусом распылителя и штифтом всегда
меньше каждого из дросселирующих сечений и приближает-
ся к тому из них, которое в данный момент имеет минималь-
ное значение.
При подъеме иглы форсунки нижнее сечение (р3/з) умень-
шается, а верхнее (р^г) увеличивается, в связи с чем соот-
ветствующим образом изменяется связь между перепадом
давлений и секундным расходом топлива (рис. 1Х.22,в). При
малых расходах (участок /), когда подъем иглы незначите-
лен и проходное сечение форсунки мало, характеристика
штифтовой форсунки по виду совпадает с характеристикой
закрытой сопловой форсунки. На участке II в связи со зна-
чительным увеличением площади проходного сечения у кону-
са штифта давление по мере увеличения расхода плавно воз-
растает. Уменьшение площади проходного сечения у конуса
штифта приводит к резкому нарастанию давления впрыска
(участок III), причем в случае больших углов нижнего КО'
292
нуса повышение давления сопровождается даже уменьше-
нием расхода топлива. На участке IV, когда нижний конец
штифта входит в канал распыления, эквивалентное проходное
сечение становится постоянным, в связи с чем характеристи-
ка форсунки на этом участке подобна характеристике фор-
сунки закрытого типа. На последнем участке эквивалентное
сечение у штифта увеличивается и характеристика прини-
мает такой же вид, как и на участке II. Последний участок
обычно продолжается до момента ограничения подъема иглы.
Угол факела топлива в штифтовых форсунках опреде-
ляется углом выходного конуса штифта и в зависимости от
него может изменяться от 2—4° до GO—70°.
10. Совместная работа топливного насоса
и форсунки
На рис. IX.23, а показана принципиальная схема
топливоподачи разделенного типа. При активном ходе плун-
жера 1 открывается нагнетательный клапан 2 и топливо по-
ступает в топливопровод высокого давления 3 и полость 4
под иглой 5 форсунки, в результате чего давление в топли-
вопроводе 3 и полости 4 повышается. Когда величина давле-
ния в полости 4 достигнет значения, равного давлению за-
тяжки пружины иглы форсунки, игла 5 поднимается и на-
чинается впрыск. В процессе впрыска давление продолжает
увеличиваться вплоть до отсечки подачи (окончания актив-
ного хода), а затем резко уменьшается до некоторой величи-
ны, соответствующей остаточному давлению в топливопро-
воде после закрытия клапана 2.
Таким образом, подача топлива насосом высокого давле-
ния через форсунку сопровождается непрерывным измене’
нием давления в процессе впрыска. При этом величина и ха-
рактер изменения давления в зависимости от положения
плунжера /, а следовательно, и от угла поворота кулачкового
валика насоса определяются конструктивными особенностям
ми топливоподающей аппаратуры, дросселированием в от-
верстиях гильзы плунжера и распылителе форсунки, сжимае-
мостью топлива, размерами и жесткостью топливопровода
высокого давления, жесткостью привода, колебательными и
инерционными явлениями, сопровождающими процесс впры-
ска, и другими факторами. Особенно существенное влияние
на давление впрыска оказывают объемная скорость подачи
топлива насосом и характеристика форсунки.
Нд рис. IX.23, б показан примерный характер изменения
давления впрыска (кривая 1) и подъема иглы форсунки (кри-
вая //) в зависимости от угла поворота кулачкового вала за
период додачи толлива, Точка 6 соответствует началу повьь
293
шения давления, совпадающего с подъемом нагнетательного
клапана. В точке 7 давление достигает значения, при котором
преодолевается усилие затяжки пружины форсунки, игла от-
рывается от своего гнезда в распылителе и начинается
впрыск. В начальный период впрыска вследствие увеличения
объема в распылителе при подъеме иглы форсунки и истече-
ния топлива темп прироста давления впрыска несколько сни-
жается (участок 8—9), а в некоторых случаях давление даже
может уменьшаться (участок 8—9'). Дальнейший характер
10
Рис. IX.23. Система топливоподачи раздельного типа:
а — принципиальная схема: б — изменение давления топлива в форсунке и величины
подъема ее иглы; 1—плунжер топливного насоса; 2 — нагнетательный клапан; 3 —
топливопровод высокого давления; 4 — полость под иглой форсунки; 5 — игла Фор’
сунки; 6, 7, 8, 9, 9', 10 и 11 — точки кривой давления впрыска; I — изменение давле-
ния впрыска; // — подъем иглы форсунки; /// — давление, соответствующее подъему
нагнетательного клапана
изменения давления зависит от характера изменения скоро-
сти плунжера. При увеличении этой скорости давление впры-
ска также увеличивается (участок 9—10).
С началом отсечки давление в надплунжерном простран-
стве резко снижается и нагнетательный клапан садится на
седло, при этом давление в топливопроводе и форсунке так-
же начинает уменьшаться и игла постепенно опускается.
В течение этого периода топливо еще продолжает поступать
в цилиндр и подача его заканчивается только тогда, когда
игла садится полностью на свое седле в распылителе. Дав-
294
ление топлива в момент посадки иглы (точка И) меньше
давления в начале ее подъема (точка 7), что является след-
ствием в основном увеличения площади, на которую давит
топливо после подъема иглы.
Продолжительность впрыска соответствует углу поворота
кулачкового вала от начала подъема иглы до момента ее
полной посадки на седло.
В случае открытой форсунки впрыск топлива начинается
раньше — с момента начала повышения давления у фор-
сунки, а в конце впрыска топливо вытекает из распылителя
(подтекание) за счет расширения самого топлива и сжатия
стенок топливопровода при снижении давления.
Для оценки работы топливной аппаратуры в практике ис-
пользуется так называемая характеристика впрыска, или за-
кон подачи топлива.
Под характеристикой впрыска понимается зависимость
объемной подачи топлива через форсунку от времени или
угла поворота кулачкового вала насоса.
Характеристика впрыска оказывает большое влияние на
протекание рабочего процесса двигателей, определяя в зна-
чительной степени их мощностные и экономические показа-
тели. Как показывают экспериментальные исследования и
опыт эксплуатации дизелей, при оптимальных характеристи-
ках впрыска:
—	топливо в начальный период должно подаваться с та-
кими скоростями, при которых предотвращается скаплива-
ние большого количества топлива в цилиндре и обеспечи-
вается в то же время достаточно качественное распылива-
ние его;
—	с началом развития процесса сгорания при впрыске
основной части топлива скорость подачи должна увеличи-
ваться с таким расчетом, чтобы капельки топлива достигали
наиболее удаленных точек камеры сгорания, обеспечивая
наиболее полное использование воздуха;
—	впрыск должен заканчиваться резко, без подтекания и
подвпрыска;
—	продолжительность впрыска при полных подачах не
должна превышать 35—40° поворота коленчатого вала.
На рис. IX.24 показаны некоторые из наиболее типичных
характеристик впрыска.
На рис. IX.24, а изображен так называемый «крутой» за-
кон подачи топлива. В этом случае в начальный период
впрыска подача осуществляется с большими скоростями, в
результате чего к началу видимого сгорания в цилиндре дви-
гателя скапливается значительная часть впрыскиваемого топ-
лива, одновременное воспламенение которого в последующем
приводит к резкому нарастанию давления и к повышенной
жесткости работы двигателя. Поэтому топливную аппаратуру
295
с такой характеристикой использовать йа дизелях нецелесо-
образно.
Кривая на рис. IX.24, б соответствует топливной аппара-
туре с «пологим» законом подачи. Здесь скорость подачи уве-
личивается постепенно, благодаря чему к началу воспламе-
нения в цилиндры поступает сравнительно небольшое коли-
чество топлива, что обеспечивает плавное нарастание давле-
ния и приемлемые значения жесткости работы двигателей.
Кривая на рис. IX.24, в относится к случаю ступенчатого
впрыска, при котором в начальный период топливо подается
с небольшими скоростями, а затем с началом сгорания ско-
рости подачи резко увеличиваются. При таких характери-
стиках подачи топлива давление в процессе сгорания нара-
Рис. IX.24. Характеристики впрыска:
а — крутая; б — пологая, в — двухступенчатая; г — двух-
фазная
стает медленно, что обеспечивает мягкую работу двигателей
даже при использовании топлив с большими периодами за-
держки воспламенения.
Кривая на рис. IX.24, а представляет собой характери-
стику топливоподающей аппаратуры с двухфазным впрыском.
В этом случае топливо подается в цилиндр в два приема.
Вначале впрыскивается небольшое количество топлива (при-
мерно до 30—40% цикловой подачи), которое проходит пред-
пламенную подготовку и в конце процесса сжатия воспламе-
няется. С началом воспламенения первой части топлива осу-
296
ществляется впрыск остального его количества. Двухфазный
впрыск в связи с небольшим количеством воспламеняюще-
гося топлива в конце периода задержки воспламенения обес-
печивает мягкую работу двигателей на различных сортах
топлив, поэтому двигатели с такой топливоподающей аппа-
ратурой являются многотопливными. Осуществление впры-
ска топлива в два приема достигается за счет специальной
конструкции топливных насосов, имеющих в наиболее про-
стом случае на валу по два кулачка соответствующего про-
филя для каждой секции.
11. Смесеобразование с впрыском
эмульсированного топлива
Одним из средств повышения качества смесеобра-
зования в дизелях может служить предварительное смеше-
ние топлива перед впрыском с некоторым количеством сжа-
того воздуха. Этот метод использован американской фирмой
«Камминс», разработавшей оригинальную топливную аппа-
ратуру типа РТ (давление—время).
Отличительными особенностями топливной аппаратуры
РТ являются:
—	совмещение функций топливного насоса высокого дав-
ления и форсунки в одном агрегате, не имеющем органов
управления (дозирование топлива отделено от процесса
впрыска);
—	дозирование топлива путем изменения его давления
перед поступлением в рабочую полость насос-форсунки;
—	интенсивный подогрев и эмульсирование топлива в
рабочей полости насос-форсунки перед впрыском за счет
смешения его с воздухом, поступающим из цилиндра в про-
цессе сжатия.
Принципиальная схема топливоподающей аппаратуры
«Камминс» и ее отдельных приборов показана на рис. IX.25.
Основными элементами ее являются насос-форсунка и вы-
полненные в одном общем блоке шестеренчатый насос 23,
клапан-корректор 24, дроссель 25, регулятор 26 с плунже-
ром, клапан 27 остановки двигателя.
Топливо шестеренчатым насосом 23, производительность
которого примерно в 15 раз превышает потребности двигате-
ля, засасывается через фильтр 22 из топливного бака 21 и
через клал ан-корректор 24 нагнетается к дросселю 25. От
дросселя 25 по двум параллельным каналам топливо посту-
пает к втулке центробежного регулятора 26 и через выточку
на плунжере проходит в клапан 27, а из него в топливную
магистраль перед насос-форсунками.
Пройдя через калиброванное отверстие 19 на входе, топ-
ливо по каналу 18 в теле насос-форсунки подводится через
297
a
6
Рис. 1Х.25. Топливная аппара-
тура «Камминс»:
а — насос-форсунка; б — схема бло-
ка питания; 1 — корпус: 2 — плун-
жер; 3 — дросселирующее отверстие
на сливе- 4 — дозирующее отвер-
стие; 5 — кольцевая полость: 6 —
распылитель; 7 — фиксатор толка-
теля; 8 — корпус толкателя: 9 —
пружина толкателя: 10 — толкатель
11 — пластина фиксатора толкателя:
12 — топливоотводящий канал: 13 —
сопловые отверстия: 14 — подплун-
жерное пространство: 15 — топливо-
подводящий канал: 16 и 17 — ра-
диальные сверления: 18 — входной
канал; 19 — калиброванное отвер-
стие; 20 — коромысло: 21 — топлив-
ный бак: 22 — топливный фильтр:
23 — шестеренчатый подкачивающий
насос: 24 — клапан-корректор; 25 —
дроссель; 26 двухрежимный регу-
лятор: 27 — стоп-клапан: 28 — на-
сос-форсунка
сверление 17 к выточке на плунжере 2, откуда по второму
сверлению 16 и каналу 15 поступает в кольцевую полость
5 форсунки. Из кольцевой полости 5 основная часть топлива
через дросселирующее отверстие 3 и канал 12 уходит на
слив. Остальное топливо через дозирующее отверстие 4 за-
полняет подплунжерное пространство 14 в распылителе 6,
откуда затем после предварительного смешения с воздухом
впрыскивается плунжером 2 через сопловые отверстия 13
в камеру сгорания.
Плунжер 2 приводится в действие от распределительного
вала двигателя через толкатель, штангу и коромысло. При
движении плунжера вниз с перекрытием сверления 17 пре-
кращается подача топлива в кольцевую полость 5, а смесь
топлива с воздухом из подплунжерного пространства 14 че-
рез дозирующее отверстие 4 вытесняется в сливную маги-
страль. Впрыск топлива начинается с момента полного пере-
крытия нижней кромкой плунжера отверстия 4. По оконча-
нии впрыска конический конец плунжера садится на седло
распылителя и остается в таком положении в течение так-
тов рабочего хода и выпуска, предотвращая проникновение
в рабочую полость насос-форсунки горячих газов. Посадка
плунжера в гнездо осуществляется с достаточно высокой
скоростью, благодаря чему обеспечивается хорошее распы-
ливание топлива в конце впрыска без подтеканий и подвпры-
cKoiB. Плотная посадка плунжера в гнезде достигается за
счет деформации деталей привода, максимальное значение
которой составляет до 0,6 мм.
Поднимается плунжер вверх пружиной 9. Начало подъ-
ема его совпадает примерно с началом впуска. При подъеме
плунжера вначале открываются сопловые отверстия распы-
лителя, а затем дозирующее отверстие 4 и сверление 17.
После открытия дозирующего отверстия топливо заполняет
подплунжерное пространство 14. Во время хода сжатия, ког-
да давление в цилиндре становится выше давления топлива
в подплунжерном пространстве, из цилиндра через сопловые
отверстия в подплунжерное пространство поступает горячий
воздух. Этот воздух, перемешиваясь с топливом, подогревает
его, вследствие чего в последующем ускоряется испарение
топлива в смеси и усиливаются предпламенные окислитель-
ные процессы в подготовительный период. Кроме того, при-
сутствие подогретого воздуха в смеси улучшает качество
распыливания топлива при впрыске, так как, попадая из
зоны высокого давления (давление впрыска до 1250 кГ[см2
или 125 мн!м2) в цилиндр с относительно низким давлением,
пузырьки воздуха в факеле резко расширяются, обусловли-
вая дополнительное дробление капель топлива.
Предварительный подогрев топлива, улучшение качества
его распыливания и испарения обеспечивают хорошее и мяг-
299
кое протекание процесса сгорания, поэтому двигатели «Кам-
минс» с рассматриваемой системой подачи отличаются ма-
лой дымностью выпуска и сравнительно невысокой жестко-
стью работы.
Регулирование цикловой подачи топлива в топливной ап-
паратуре «Камминс» основывается на зависимости количе-
ства топлива, проходящего через дозирующее отверстие, от
перепада давления и времени его истечения.
Как известно, зависимость между расходом жидкости
через дросселирующее сечение и перепадом давления выра-
жается уравнением
q = kVTp,	(1Х.7)
где q— расход жидкости;
k — коэффициент, зависящий от свойств жидкости, фор-
мы и размеров сечения;
кр— перепад давления.
Для обеспечения постоянной цикловой подачи по оборо-
там, как это требуется в первом приближении для скорост-
ной характеристики автотракторных двигателей, необходимо,
чтобы секундный расход топлива через дозирующее отвер-
стие изменялся прямо пропорционально числу оборотов ко-
ленчатого вала, т. е.
q = kxn,	(IX.8)
где некоторая постоянная величина;
п—число оборотов коленчатого вала двигателя.
Подставляя значения q из последнего уравнения в урав-
нение (IX.7), получим
^р= k2n2.
Таким образом, при изменении оборотов коленчатого вала
на каждом из нагрузочных режимов перепад давления перед
дозирующим отверстием форсунки должен изменяться при-
мерно пропорционально числу оборотов во второй степени.
В топливной аппаратуре РТ эта зависимость, а также необ-
ходимое изменение цикловой подачи от нагрузки обеспечи-
ваются клапаном-корректором 24 и дросселем 25
(рис. IX.25, б).
Клапан-корректор 24 предназначается для создания в си-
стеме давления, пропорционального в первом приближении
квадрату числа оборотов, а также для корректирования этой
зависимости исходя из условия получения надлежащего за-
паса момента по скоростной характеристике двигателя. На
плунжере клапана-корректора 24 имеются три последова-
тельно расположенных по длине отверстия. С повышением
давления насоса плунжер перемещается вправо, при этом
в зависимости от величины давления открываются одно, два
300
или все три отверстия, в результате чего изменяется соответ-
ственно количество топлива, перетекающего на линию всасы-
вания насоса по дополнительному контуру, и обеспечивается
необходимый закон изменения давления в топливной маги-
страли за клапаном-корректором. Как можно видеть из
рис. IX.26, изменение давления в топливной магистрали при
перепуске топлива (сплошные кривые) значительно отли-
чается от его изменения без перепуска, характеризуемого
параболической зависимостью (пунктирные кривые).
Дроссель 25 (рис. IX.25) выполняет функции рейки топ-
ливного насоса в обычных системах. Управляется он води-
телем и обеспечивает изменение цикловой подачи топлива в
зависимости от нагрузки двигателя. Работа его основана на
Рис. IX.26. Зависимость давления топлива
в топливопроводящей системе от числа обо-
ротов вала насоса:
а —полная нагрузка; б — частичные нагрузки;
/ — открытие первого отверстия клапана-коррек-
тора; 2 — открытие второго отверстия клапана-
корректора
изменении сопротивления в линии нагнетания за счет регу-
лирования проходных сечений топливопровода путем поворо-
та золотника. Дроссель не влияет на характер зависимости
давления от числа оборотов коленчатого вала, а лишь изме-
няет величину давления в соответствии с нагрузкой. Каждо-
му постоянному положению золотника дросселя соответст-
вует одна из характеристик зависимости давления от оборо-
тов (рис. IX.26). Из двух сверлений в золотнике дросселя
рабочим является только одно, а второе служит для посто-
янной подачи топлива к форсункам при работе двигателя на
холостом ходу.
Центробежный регулятор 26 (рис. IX.25) двухрежимный.
Он обеспечивает устойчивую работу двигателя на режиме
холостого хода и ограничивает максимальное число оборо-
тов коленчатого вала независимо от положения золотника
дросселя.
Стоп-кла,пан 27 служит для быстрой остановки двигате-
301
ля, что достигается перекрытием топливной магистрали и
прекращением подачи топлива.
Давление топлива перед форсунками в системе толливо-
подачи типа РТ составляет 1—20 кГ/см2 (0,1—2 мн1м2} и
зависит от режимов работы двигателя и настройки системы
регулирования. Максимальное давление впрыска в насос-
форсунке на номинальных режимах работы двигателей до-
стигает 1250 кГ1см2 (125 мн/м2).
Основными достоинствами топливной аппаратуры «Кам-
минс» являются ее чрезвычайная компактность, сравнитель-
ная простота и надежная работа при высоких числах оборо-
тов коленчатого вала (до 3300 об/мин и выше). Двигатели
с этой топливной аппаратурой отличаются малой дымностью
на выпуске и мягкой работой при экономических показате-
лях, находящихся на уровне экономических показателей луч-
ших современных образцов автотракторных дизелей (мини-
мальный удельный расход топлива составляет 160—
164 г!э.л.с.ч или 217—223 а/э. квт • ч).
Топливная аппаратура «Камминс» открывает также ши-
рокие возможности для форсирования дизелей наддувом, при
этом обычно не требуется никакой конструктивной переделки
приборов системы питания, необходимо лишь включить в схе-
му корректор наддува.
К достоинствам этой топливной аппаратуры следует от-
нести и автоматическую компенсацию износа деталей, и ав-
томатическую компенсацию влияния вязкости топлива на
показатели работы двигателя. Двигатели с аппаратурой
«Камминс» малотребовательны к сорту топлива, способны
работать на топливах различного состава.
Глава X
ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Общие положения
Характеристикой двигателя называется графиче-
ски выраженная зависимость основных показателей его рабо-
ты от эксплуатационных, конструктивных и других факторов.
Характеристика двигателя оценивает его работу, позво-
ляет сравнивать между собой различные типы и марки, су-
дить о качестве новых образцов, определять наилучшую эф-
фективность их использования и назначения, давать оценку
технического состояния, качества ремонта, результатов про-
изведенной модернизации и рентабельности внедрения мето-
дов улучшения работы двигателей.
Характеристики двигателей лежат в основе определения
тяговых качеств, грузоподъемности, проходимости и средних
скоростей движения машин различных типов и назначения.
Таким образом, конструирование, изготовление, модерни-
зация, эксплуатация и ремонт двигателей внутреннего сго-
рания органически связаны, контролируются и оцениваются
хар актер истина ми.
В реальных условиях эксплуатации двигатели сухопутно-
го безрельсового транспорта работают при непрерывном из-
менении режимов.
На работу двигателя одновременно оказывает воздейст-
вие большое число различных факторов, учет совместного
влияния которых весьма затруднителен. По этой причине
возникла необходимость в получении искусственных харак-
теристик на специально оборудованных стендах, где воз-
можно исследование основных показателей работы двигателя
в функции одного из факторов. Последний служит независи-
мой переменной величиной или аргументом характеристики.
Для получения характеристики в функции только одного
фактора необходимо значения других сохранять постоянны-
ми, они называются константами характеристики. При этих
условиях интересующие испытателей основные показатели
работы двигателя являются зависимыми переменными вели-
чинами или функциями характеристики.
Таковы в общем виде условия получения характеристик.
Для сравнимости результатов получение каждой из харак-
303
теристик регламентировано точным соблюдением условий по
ГОСТ 491—55, который предусматривает нагрузочные, ско-
ростные, регуляторные и регулировочные характеристики.
Каждая из характеристик может быть получена при двух
различных комплектах оборудования двигателя вспомога-
тельными агрегатами — необходимым и эксплуатационным.
К необходимым относятся те агрегаты, при отсутствии
которых для нормальной работы двигателя требуются до-
полнительные, заменяющие их устройства, т. е. масляный,
топливный и водяной насосы, вентилятор, радиатор, распре-
делитель, генератор, карбюратор.
Эксплуатационный комплект оборудования включает все
агрегаты, которыми снабжен двигатель в процессе эксплуа-
тации. В последнем случае все показатели работы двигателя
имеют дополнительный индекс «э».
Кроме указанного сравнимость результатов достигается
приведением подученных значений основных показателей ра-
боты двигателя к нормальным атмосферным условиям по
формулам международного бюро стандартов.
Эффективная мощность равна
Чо = Ч • ^45^ Л- С- <Кбт>- <ХЛ)
Крутящий момент равен
<0 = 716,2^ кГм
или в системе СИ
7Ик0 = 9555 ^н-м.	(Х.2)
Часовой расход топлива равен
ОТ0 = GT	КФ‘ (Х-3)
Удельный расход топлива равен
ge0 =	=£е Z 7т 1	= Ф- л. С., ч (г!э.квт  ч) (Х.4)
е.п	1/ '^0	530 -г Ч)
V 545~~
Общая методика исследования характеристик предусмат-
ривает освещение следующих основных вопросов:
—	определение и цель получения характеристики;
—	конкретные условия получения;
— изменение основных параметров цикла в зависимости
от аргумента характеристики;
— изменение показателей работы двигателя;
— практическое использование характеристики,
304
Показатели работы двигателей изменяются в соответст-
вии с функциональными зависимостями от основных пара-
метров цикла:
Ч = kVh -% т т‘^п = А V" « л- с- (кету (Х.5)
< =	=	кГ-m (н-му (Х.6)
to “	а
Рв =	Т V- W = Л" V- Мм кГ№ (мн^У (Х.7)
= г/э. л. с. ч (г/э. квт-чу (Х.8)
GT = £IV-у- п кг/ч,	(Х.9)
г а1 ал а1Л а г/
где я,	—постоянные величины;
Vh—рабочий объем двигателя;
Qt—низшая теплотворность топлива;
/0—количество воздуха, необходимое для
полного сгорания 1 кг топлива;
Т — удельный вес воздуха;
Y)z —индикаторный к. п. д.:
а — коэффициент избытка воздуха;
vjpr — коэффициент наполнения;
7}м — механический к. п. д.;
п — число оборотов в минуту;
Л, Л1, Лп — условные постоянные величины.
Приведенные выражения позволяют заключить:
—	основные показатели работы двигателя (7Ve, Л4К, ре,
ge, GT) зависят от одних и тех же параметров цикла, а имен-
но ОТ 7]v, а, 7]г, 7]м, П\
—	характер изменения основных показателей работы оп-
ределяется функциональной зависимостью параметров цикла
в соответственных условиях;
—	параметры цикла в свою очередь зависят от совокуп-
ности влияющих на них эксплуатационных, конструктивных
и процессуальных факторов.
Таким образом, характеристики являются наиболее дей-
ственным средством анализа рабочего процесса двигателя.
На основании изложенного становится понятным большое
значение, которое придается изучению характеристик, уме-
нию их анализировать и практическому использованию при
создании, эксплуатации и ремонте двигателей.
305
2. Нагрузочные характеристики
Нагрузочной характеристикой называется семей-
ство кривых, показывающих изменение основных показате-
лей работы двигателя в зависимости от нагрузки.
Целью получения нагрузочной характеристики является
определение топливной экономичности двигателя.
Условия получения нагрузочной характеристики:
— независимая переменная величина — нагрузка двига-
теля (ре, °/оре) или выражающие ее параметры Л4К, %Л4К,
Ne, %М?, разрежение в диффузоре или на впуске в двига-
тель Д/2 мм рт, ст,\
—	постоянная величина — число оборотов двигателя п
(об/мин);
—	зависимые переменные величины: основная — удель-
ный расход топлива ge и эксплуатационная — часовой рас-
ход топлива От.
Вследствие существенного влияния способов регулирова-
ния мощности нагрузочную характеристику для каждого из
них следует рассматривать раздельно.
Нагрузочная характеристика двигателей
с количественным регулированием
(карбюраторных, с впрыском топлива,
газовых)
Изменение основных параметров цикла по нагрузке было
рассмотрено выше и показано на рис. Х.1, а.
Удельный расход топлива согласно уравнению (Х.8) из-
меняется от совместного влияния произведения На хо-
лостом ходу вся развивающаяся в цилиндрах двигателя ра-
бота затрачивается на преодоление внутренних потерь. Тог-
да Рг = Рм и 7)м = 0, а £е->оо (рис. Х.1, б). При переходе к ча-
стичным нагрузкам быстрое увеличение т]м и рост тц вызы-
вают резкое снижение ge, который достигает наименьшего
значения при максимальном значении произведения На
близких к полной и полной нагрузках значения гц снижаются
вследствие обогащения смеси, что вызывает увеличение
удельного расхода топлива. В современных карбюраторах
экономайзер включается постепенно, что обусловливает ана-
логичный характер повышения ge. У карбюраторов старых
систем экономайзер резко обогащает состав смеси, вызывая
ступенчатое повышение расхода топлива.
Анализ кривой ge=f(Q/oPe) показывает, что большинство
частичных нагрузок характеризуется повышенными ge и
только узкий их диапазон имеет минимальные и близкие к
ним удельные расходы топлива. Это является органическим
недостатком карбюраторных двигателей, обусловливающим
ИХ ухудшенную ТОПЛИВНУЮ ЭКОНОМИЧНО|ОТЬ.
Ж
На рис. Х.2 показан ряд нагрузочных характеристик дви-
гателя ЗИЛ-131, полученных на разных числах оборотов.
Точки минимальных удельных расходов топлива этих харак-
теристик соединены касательной пунктирной линией, назы-
ваемой иногда экономической или универсальной нагрузоч-
ной характеристикой.
Рис. Х.1. Нагрузочная характеристика карбюра-
торного двигателя:
« — изменение основных параметров цикла по нагрузке:
б — изменение показателей работы двигателя по на-
грузке
В реальных условиях эксплуатации режимы работы, соот-
ветствующие экономической характеристике, используются
крайне редко из-за указанного выше органического недо-
статка карбюраторных двигателей. Возможными путями
улучшения топливной экономичности карбюраторных двига-
телей может служить:
— работа на бедных составах смеси;
307
Рис. Х.2. Нагрузочные характеристики двигателя ЗИЛ-131 при различных
оборотах коленчатого вала
308
—	применение переменных и переразмеренных степеней
сжатия;
—	применение впрыска топлива.
Изменение часаваге расхода топлива по уравнению (Х,9)
зависит от отношения —, так как zi='const.
а
Из рис. Х.1,6Z видно, что наибольшие изменения по на-
грузке (претерпевает vjy (от = 0,18ч-0,23 на холостом ходу
до = 0,78ч-0,82 при полном открытии дросселя). Это ока-
зывает решающее влияние на характер изменения GT=fpe.
Резкое повышение GT на нагрузках, близких к полной, объ-
ясняется обогащением смеси экономайзером.
Нагрузочная характеристика двигателей
с качественным регулированием (дизелей)
Изменение основных параметров цикла этого типа двига-
телей показано на рис. Х.З, а. Отличительной особенностью
изменения тщ т]У, т]м по нагрузке является их плавный
Рис. Х.З. Нагрузочная характеристика дизеля:
а — изменение основных параметров цикла по на-
грузке; б—изменение показателей работы двигателя
по нагрузке; / — предел дымления; 2 — максимальная
мощность двигателя; 3 — сильное обогащение смеси;
4 — минимальный удельный расход топлива; 5 — уста-
новка упора рейки топливного насоса при всережим-
ном регуляторе
характер. По этой причине согласно уравнению (Х.8)
ge—f (w) имеет аналогичный характер изменения
(рис. Х.З, б), при котором на большинстве частичных нагрузок
309
удельные расходы топлива близки к минимальному, отмечен-
ному точкой 4.
На рис. Х.4 показаны нагрузочные характеристики дви-
гателя СМД-14, полученные при различных числах оборотов.
Ne л с
Рис. Х.4. Нагрузочные характеристики дизеля при различных
оборотах коленчатого вала (двигатель СМД-14)
Они показывают, что удельные расходы топлива каждой из
нагрузочных характеристик совпадают или близки к эконо-
мической почти во всем эксплуатационном диапазоне чисел
оборотов. Это свидетельствует о преимуществах качествен-
310
кого способа регулирования нагрузки, способствующего
улучшению экономичности работы двигателей.
Часовой расход топлива дизелей изменяется по нагруз-
ке в основном от коэффициента избытка воздуха, так как
const и не может оказывать значительного влияния
(рис. Х.З, а).
На нагрузочной характеристике дизеля можно отметить
несколько специфических точек (рис. Х.З, б):
1	— начало появления дыма в отработавших газах — экс-
плуатационный предел повышения нагрузки; соответствую-
щая ей мощность называется предельной;
2	— соответствует максимально возможной мощности ди-
зеля— верхняя граница предела дымления по нагрузке;
3	— текущие значения показателей работы двигателя при
дальнейшем по сравнению с точкой 2 увеличении подачи
топлива; свидетельствует о происходящем при этом ухудше-
нии экономичности и падении мощности двигателя;
4	— соответствует минимальному удельному расходу топ-
лива по нагрузочной характеристике;
5	— у дизелей с всережимными регуляторами на номиналь-
ных числах оборотов служит для определения места упора
рейки топливного насоса.
Исследование нагрузочных характеристик позволяет оце-
нить топливную экономичность двигателей и определить спо-
собы ее улучшения, дает основания для проектирования топ-
ливной аппаратуры и служит контролем регулировок, техни-
ческого состояния и качества ремонта двигателя, а также
элементов системы питания топливом.
3. Скоростные характеристики
В эксплуатационных условиях скоростной режим
изменяется так же часто, как и нагрузка. Число оборотов
оказывает наиболее сильное влияние на параметры цикла и
показатели работы двигателей. Поэтому целью получения
скоростной характеристики является установление законо-
мерностей изменения показателей работы двигателя от числа
оборотов.
Условия получения скоростной характеристики:
—	независимая переменная величина — число оборотов
коленчатого вала двигателя в минуту;
—	постоянная величина—положение органа, управляю-
щего подачей топлива;
—	зависимые переменные величины — эффективная мощ-
ность, крутящий момент, часовой и удельный расход топли-
ва. В качестве дополнительных могут быть среднее эффек-
тивное давление, часовой расход воздуха и др.
311
Различают следующие виды скоростных характеристик:
—	скоростная характеристика, получаемая при полной
подаче топлива в дизелях или полном открытии дросселя в
карбюраторных двигателях; иногда в литературе этот вид
называется внешней скоростной характеристикой;
—	частичная скоростная характеристика, получаемая при
любом неизменном положении органа, регулирующего по-
дачу топлива, кроме соответствующего полной подаче;
—	характеристика холостого хода — частный случай ско-
ростной характеристики, когда изменение числа оборотов до-
стигается изменением положения органа, регулирующего
подачу топлива при работе двигателя на холостом ходу.
Согласно ГОСТ 491—55 установлены следующие харак-
терные числа оборотов по скоростной характеристике, а так-
же их определения и обозначения:
min — минимальное число оборотов холостого хода,
установленное опытом; наименьшее число оборотов без на-
грузки, при котором двигатель устойчиво проработал не ме-
нее 10 мин;
Пты— минимальное число оборотов, установленное экспе-
риментально; наименьшее число оборотов при полной на-
грузке, на котором двигатель проработал устойчиво не ме-
нее 10 мин;
пм — число оборотов, соответствующее максимальному
крутящему моменту;
ng min—число оборотов, соответствующее минимальному
удельному расходу топлива по скоростной характеристике;
Ином — номинальное число оборотов, рекомендуемое заво-
дом— изготовителем двигателя в качестве наибольшего для
длительной эксплуатации;
per — число оборотов холостого хода по регуляторной
характеристике;
tin — число оборотов, соответствующее максимальной
мощности;
пх шах — максимальное число оборотов холостого хода.
На рис. Х.5, а показаны перечисленные выше характерные
числа оборотов для карбюраторных двигателей. Обычно в
двигателях легковых автомобилей нет ограничителей числа
оборотов и, следовательно, их. рег У них отсутствует, a яв-
ляется и номинальным числом оборотов.
В двигателях грузовых автомобилей установка ограничи-
теля числа оборотов исключает возможность их увеличения
сверх пНом при полной нагрузке и их. рег на холостом ходу.
На рис. Х.5, б показаны характерные числа оборотов ди-
зелей с всережимным регулятором. При полной нагрузке ди-
зели работают в диапазоне nmiu— пном, а на холостом ходу —
ОТ Пх min ДО ^х. рег«
312
Следует иметь в виду, что В среднем диапазон эксплуата-
ционных чисел оборотов и соотношение между характерны-
ми их значениями в существующих карбюраторных двигате-
лях и дизелях различны, что показано в табл. Х.1.
Рис. Х.5. Характерные числа оборотов двигателей по скорост-
ной характеристике:
а — карбюраторного двигателя; б — дизеля;	минимальные хо-
лостого хода; — минимальные под нагрузкой; — соответствую-
щие максимальному крутящему
моменту: ng min
минимальному удельному расходу топлива;
— соответствующие
Лном ~~ С00ТветСт*
вующие номинальной мощности; п* рег— холостого хода при ра-
боте с регулятором; — соответствующие максимальной мощности:
л о -максимальные на холостом ходу
Л 1ПаЛ
В настоящее время ведутся интенсивные работы по повы-
шению чисел оборотов дизелей и уже имеются модели с обо-
ротами п = 36004-4400 об/мин («Мицубиси», «Пежо», «Мер-
седес-Бенц», «Перкинс» и др.). Для этих дизелей значения
313
оэ
4*
Таблица Х.1
Пределы чисел оборотов двигателей
Тип двигателя	Обозначение характерных чисел оборотов								Диапазон	
	лх min	лтш	ДЛ1	nN	лном	лх. per	пм	пм лном	лппп nN	лх min ““ — лх. per
Карбюратор- ные двига- тели ....	200—250	350—450	1800—2200	4000—4500	3000—3400	3300—3700	0,5	0,6—0,65	3650—4100	3900—3200
Дизели ....	450—550	680—750	1000—1300		1100—2100	1250—2350		0,9—0,65	500-1350	800—1800
характерных чисел оборотов и соотношение между ними
приближаются к имеющимся в карбюраторных двигателях.
Скоростная характеристика карбюраторных двигателей.
В общем сдучае ее следует рассматривать в диапазоне чисел
оборотов от nmin до Яхтах- Наиболее используемая в экс-
Рис. Х.6. Скоростная характеристика карбюраторного двига-
теля:
с —изменение основных параметров цикла; б — изменение показателей
работы двигателя
плуатации часть скоростной характеристики лежит в преде-
лах ОТ Ящ1п ДО Ядом (я^у) •
Изменение основных параметров цикла в зависимости от
оборотов рассмотрено выше и показано на рис. Х.6, а.
Эффективная мощность по уравнению (Х.5) зависит от
совместного воздействия а, ?]м и числа оборотов. Пред-
315
положив, что	— В и В = const, получим Ne = ABn,
т. е, линейную зависимость, прямая QD, рис. Х.6, б. В дей-
ствительности В >/= const. Поэтому эффективная мощность
изменяется по определенной кривой. В диапазоне оборотов
/гтш— /гм параметры vjy, резко возрастают, вследствие
чего кривая мощности изменяется круче, чем прямая OD.
Когда произведение из упомянутых параметров достигнет
максимума на кривой мощности, образуется первый пере-
гиб, соответствующий /гм. В дальнейшем и т]м снижают
свои значения, а медленно возрастает. Поэтому мощность
в диапазоне /гм — nN увеличивается главным образом вслед-
ствие роста числа оборотов. На оборотах nN величина мощ-
ности наибольшая. Дальнейшее увеличение числа оборотов
оказывает менее сильное воздействие, чем рост механиче-
ских потерь, что приводит к падению мощности до Ne = 0
при Мм = Л^ на оборотах /гхтах.
Полагая по предыдущему В = const, имеем МК = АВ,
В этом случае крутящий момент может быть изображен
линией СЕ, параллельной оси абсцисс (рис. Х.6, б). Однако
B=k const и крутящий момент изменяется в зависимости от
совместного влияния т]г-? т]м. Зависимость Мк=/(/г) не
непосредственная, а через влияние указанных параметров
цикла (уравнение Х.6). По этой причине на кривой крутя-
щего момента имеется только одна экстремальная точка, со-
ответствующая /гм, когда произведение достигает мак-
симума. При дальнейшем увеличении чисел оборотов значе-
ния Л4К снижаются по причине падения x\v и iqM, приходя
к AfK = O при 7]м=0 на оборотах /гхтах.
Изменение удельного расхода топлива зависит от произ-
ведения (уравнение Х.8), максимальное значение кото-
рого по скоростной характеристике лежит между /гм и nN
(рис. Х.6, б),
Изменение часового расхода топлива по скоростной ха-
рактеристике в основном зависит от числа оборотов
(рис. Х.6, б). Это объясняется почти постоянными значения-
ми коэффициента избытка воздуха в функции оборотов и
менее сильным влиянием значения которого на большей
части характеристики уменьшаются.
К особенностям скоростной характеристики карбюратор-
ных двигателей следует отнести пологое изменение мощно-
сти, свидетельствующее о недостаточной их приемистости.
Объяснением этого служат отрицательные свойства внеш-
него смесеобразования, а также характер изменения основ-
ных параметров цикла в зависимости от оборотов. Это яв-
ляется причиной крутого характера протекания MK=f(n),
говорящего о хорошей самоприспособляемости этого типа
двигателей к изменению внешней нагрузки,
316
Скоростная характеристика дизелей. Изменения парамет-
ров цикла и показателей работы двигателей по скоростной
характеристике дизелей рассматриваются в пределах чисел
оборотов ОТ Mmin ДО ^ном*
Следует помнить, что у подавляющего большинства со-
временных дизелей этот диапазон оборотов пока незначите-
Рис. Х.7. Скоростная характеристика дизеля:
а — изменение основных параметров цикла: б — из-
менение основных показателей работы двигателя
лен и колеблется от 680 до 1350 об/лши. При этом дизели
обладают меньшими сопротивлениями на впуске, расширен-
ными фазами газораспределения и интенсивно возрастающи-
ми механическими потерями в функции числа оборотов.
К особенностям изменения основных параметров цикла дизе-
лей необходимо отнести увеличение цикловой подачи топли-
ва с ростом числа оборотов. Это происходит из-за уменьше-
317
ния потерь через неплотности и увеличения активного хода
плунжера.
Вследствие перечисленного изменение основных парамет-
ров цикла по скоростной характеристике дизелей значитель-
но отличается от карбюраторных двигателей, что видно из
рис. Х.7, а.
Кривая мощности дизелей резко повышается с ростом
числа оборотов, что обусловлено одновременным увеличением
тр, А£ц при малом изменении т)м. Увеличение на боль-
шей части, а у ряда дизелей (Д-75, СМД, КДМ) и на всей
скоростной характеристике при одновременном росте А^ц
создает условия для быстрого развития числа оборотов до
значений, грозящих целости двигателя. Эта «способность
дизеля к разносу» вызывает необходимость ограничения чис-
ла оборотов. Одновременно с этим такой характер измене-
ния и А^ц по оборотам обеспечивает хорошую приеми-
стость дизелей.
Кривая мощности дизеля имеет один перегиб, соответст-
вующий максимальному значению произведения	ког-
да AfKmax при мм. Второй перегиб кривой мощности у со-
временных дизелей находится за пределами эксплуатацион-
ных чисел оборотов. Таким образом, дизели пока исполь-
зуют только часть скоростной характеристики, отличающую-
ся наиболее высокими значениями т]м, гц.
Незначительное изменение основных параметров цикла
обусловливает плавное протекание Л4К по скоростной харак-
теристике и, следовательно, ухудшенную самоприспособляе-
мость дизелей к изменению внешней нагрузки. Изменение
удельного и часо'вого расхода топлива в дизелях по скорост-
ной характеристике подчиняется тем же аналитическим за-
висимостям, что и в карбюраторных двигателях. Более плав-
ное протекание т]м и гц цо оборотам, а также повышенные
значения гц в дизелях обусловили соответственно аналогич-
ный характер изменения ge = f(n\ и меньшие его значения.
Смещение g'emin в сторону низких оборотов может быть объ-
яснено влиянием обогащения а с ростом п вследствие уве-
личения А£ц.
Особенности скоростных
характеристик дизелей
Пределы дымления. При неполном сгорании топлива ра-
бота дизеля сопровождается появлением дыма в отработав-
ших газах. Это приводит к усиленному нагарообразованию
на поверхностях деталей, образующих рабочий объем дви-
гателя. Угольная пыль забивает канавки поршневых колец,
сопловые отверстия форсунок, оседает на посадочных по-
верхностях седел клапанов. Вследствие этого ухудшается
318
теплоотдача от газов к стенкам цилиндров, чрезмерно повы-
шается температура поршней, выпускных клапанов, увеличи-
ваются трение и механические потери, нарушается смесеоб-
разование и газораспределение, повышаются износы, сни-
жается мощность и ухудшается экономичность работы дви-
гателя. При длительной работе с дымлением на выпуске воз-
можна поломка двигателя. По этим причинам работа дизе-
лей с появившимся дымом в отработавших газах недопу-
стима.
При эксплуатации дизелей неполное сгорание топлива мо-
жет быть вызвано различными причинами, из которых в дан-
ном разделе целесообразно рассмотреть две: увеличение по-
дачи топлива и увеличение числа оборотов.
При анализе нагрузочной характеристики отмечалось, что
увеличение подачи топлива (нагрузки двигателя) до опре-
деленной величины (точка /, рис. Х.З, б) приводит к появле-
нию дыма в отработавших газах. Причиной этого является
недостаточное количество воздуха для обеспечения полного
сгорания топлива.
В координатах скоростной характеристики изменение на-
грузки (Ne, ре, Л4К) от Ne = 0 до Ме=шах для различных
П1 = const представляет собой ряд вертикальных прямых, на ко-
торых можно отметить характерные точки /,	2, 2' (рис. Х.8).
Соединив точки /, V, соответствующие началу появления
дыма в отработавших газах для каждого rii = const, получим
нижнюю границу предела дымления по нагрузке (кривая
1—/, рис. Х.8). Верхняя его граница определится кривой
2—2, соединяющей точки, соответствующие максимальным
мощностям каждого пг= const. Предел дымления по нагруз-
ке имеет большое практическое значение:
—	по нему устанавливают допустимые подачи топлива во
всем диапазоне эксплуатационных чисел оборотов;
—	определяют величину хода рейки при работе с коррек-
тором;
—	на номинальных числах оборотов (пНом) определяют ме-
сто упора рейки топливного насоса высокого давления — по
точке 1 у дизелей с одно- и двухрежимными регуляторами и
по точке 5 у дизелей с всережимными регуляторами.
При чрезмерном повышении числа оборотов также воз-
можно появление дыма в отработавших газах, носящего
название «предела дымления по оборотам» (кривая АВ).
Причиной этого является недостаток времени на совершение
процессов внутреннего смесеобразования.
Дымление на полной нагрузке наступает при меньших обо-
ротах, чем на частичных нагрузках. Это объясняется меньшей
затратой времени на сгорание топлива при снижении цикло-
вой подачи. В отличие от предела дымления по нагрузке, рас-
положенного между кривыми 1—1 и 2—2, предел дымления
319
по оборотам не имеет ограничений в сторону больших оборо-
тов— на рисунке справа от линии АВ, В этом случае повыше-
ние числа оборотов приводит к дальнейшему сокращению
времени на смесеобразование и, следовательно, к более ин-
тенсивному выделению продуктов неполного сгорания.
Предел дымления по оборотам используется при подборе
параметров регулятора на номинальных оборотах. В случае
Рис. Х.8. Пределы дымления и виды скоростных характеристик
дизелей:
1—1 — характеристика по пределу дымления:, 2—2 — характеристика макси-
мальной мощности: 1—3 — эксплуатационная скоростная характеристика:
5—4 — эксплуатационная скоростная характеристика дизеля с всережим-
ным регулятором. 5—6 — эксплуатационная характеристика дизеля с кор-
ректором; /—7 — регуляторная характеристика с неправильно подобран-
ным регулятором: 1—8 — регуляторная характеристика с правильно по-
добранным регулятором
значительной неравномерности работы регулятора (линия
1 — С' —С) часть регуляторной характеристики будет про-
текать с дымным выхлопом. При правильном подборе регу-
лятора это исключается (линия 1 — пх.Рег)-
У дизелей различают следующие виды скоростных харак-
теристик:
—	предельная, проходящая по нижней границе предела
дымления по нагрузке (кривая 1—/, рис. Х.8);
—	максимальная, проходящая по верхней границе преде-
ла дымления по нагрузке, соответствующей максимальной
мощности двигателя (кривая 2—2);
—	эксплуатационная скоростная характеристика дизелей
с одно- и двухрежимными регуляторами (кривая 1—3); сни-
320
жающаяся подача топлива на цикл с уменьшением числа
оборотов от Ином (точка 1) исключает возможность работы
за пределом дымления по нагрузке во всем диапазоне чисел
оборотов;
— эксплуатационная скоростная характеристика дизелей
с всережимными регуляторами (кривая 5—4), Вследствие
нечувствительности работы регулятора может увеличиться
подача топлива, что приведет к появлению дыма в отрабо-
тавших газах. Для предотвращения этого искусственно сни-
жают мощность дизелей, устанавливая упор рейки топливно-
го насоса по точке 5 (Ne5 0,9 Wei). Основным недостатком
такой установки является увеличивающаяся относительная
потеря мощности, вызванная снижением цикловой подачи
топлива при уменьшении числа оборотов.
Для восполнения потерь мощности применяют корректор.
Кривая 5—6 представляет скоростную характеристику дизе-
ля с всережимным регулятором и корректором.
Самоприспособление двигателей к изменению внешней
нагрузки оценивается коэффициентом самоприспособляемо-
сти, представляющим отношение максимального крутящего
момента к номинальному, т. е.
» = <хл0)
тК. ном
Большие значения ф свидетельствуют о лучшей самоприспо-
собляемости двигателей.
Для объяснения этого сравним самоприспособляемость
карбюраторных двигателей и дизелей. Допустим, что. номи-
нальное число оборотов и величина крутящего момента при
Яном у обоих типов двигателей соответственно равны между
собой. Приведем сумму сопротивлений, встречаемых маши-
ной при движении, к маховику двигателя со стороны силовой
передачи и обозначим возникающий при этом момент сопро-
тивления движению через Мс. При Л1С = МК машина дви-
жется с постоянной скоростью (точка /, рис. Х.9),
В эксплуатационных условиях часто Мс изменяется скач-
кообразно. Тогда при возрастании до Мс_ц число обо-
ротов двигателя и скорость машины будут уменьшаться,
так как Мс-п>Л4к.Ном. При этом каждый из моментов будет
изменяться по соответственным им зависимостям MK=f'(n)
и Mc = f"(n) до нового равенства моментов 7ИС и Мк. Для
карбюраторного двигателя это произойдет в точке 2, а для
дизеля — в точке 2х, т. е. при большем падении числа оборо-
тов. При увеличении Мс до значения Л4с-ш равенство мо-
ментов карбюраторного двигателя определяется в точке 3,
У дизеля из-за пологого характера изменения Л4к = /Х(,ч) оно
будет отсутствовать, что может привести к остановке дви-
гателя.
11—165
321
Таким образом, самоприспособляемость дизеля к измене-
нию внешней нагрузки ухудшенная, что вынуждает прини-
мать специальные меры, способствующие устранению этого
недостатка:
—	увеличение размеров диаметра цилиндра для повы-
шения 7ИК;
Рис. Х.9. Самоприспособляемость двигателей к изменению
внешней нагрузки:
Р Жг-П’ ^c — hj ~ моменты сопротивлений; к д и	~~
крутящие моменты карбюраторного двигателя и дизеля соответст-
венно; 1, 2, 2', 3 — точки равновесных состояний; дя и Ди' —диа-
пазоны изменения числа оборотов при самоприспособляемости дви-
га геля
—	понижение числа оборотов с одновременным увеличе-
нием мощности главным образом с помощью газотурбинного
наддува;
—	применение всережимных регуляторов.
4. Частичные скоростные характеристики
Частичные скоростные характеристики снимаются
при частичной подаче топлива или частичном открытии дрос-
сельной заслонки. Необходимо отметить, что степени от-
крытия дросселя (величины подачи топлива) и получаемой
мощности не пропорциональны. Разница^ между ними увели-
чивается с уменьшением чисел оборотов. Поэтому в зависи-
мости от необходимости частичные скоростные характери-
стики могут быть получены по одной из указанных независи-
мых переменных величин. Для анализа изменения показате-
лей работы двигателя по частичным характеристикам до-
322
статочно их получения через определенные интервалы мощ-
ности или положений органа, регулирующего подачу топли-
ва (смеси).
На изменение основных параметров цикла и показателей
работы двигателей по частичным скоростным характеристи-
кам одновременно оказывают влияние нагрузка и число обо-
ротов. Так как способ регулирования нагрузки оказывает
существенное влияние на вид и характер протекания частич-
ных скоростных характеристик, то их следует рассматривать
раздельно для дизелей и карбюраторных двигателей.
Рис. Х.10. Частичные скоростные характеристики карбюраторного двига-
теля:
а —изменение основных параметров
цикла: б — изменение показателей работы
Частичные скоростные характеристики карбюраторных
двигателей. Каждая из частичных характеристик этого типа
двигателей получается в диапазоне чисел оборотов от nmini
До «xmaxi данного нагрузочного режима. С уменьшением
нагрузки величина указанного диапазона оборотов сокра-
щается из-за уменьшения и усиливающегося относитель-
ного влияния механических потерь.
Количественный способ регулирования нагрузки осущест-
вляется в основном за счет изменения что в первую оче-
редь сказывается на величине и характере протекания т]м,
так как v)M= I---.
Изменение индикаторного к. п. д. и коэффициента избыт-
ка воздуха оказывает меньшее влияние по причине сравни-
ll*	323
тельно небольших колебаний отношения этих параметров
) по нагрузке.
На рис. Х.10, а показано изменение по нагрузке и по
оборотам для различных положений дроссельной заслонки,
установленных при п = пм. В изменении vjy по частичным
характеристикам следует отметить: сокращение диапазона
чисел оборотов от nXmaxi До ^min г, более резкое падение зна-
чений и уменьшение Пщшг с понижением нагрузки.
Влияние на изменение т)м видно из примерного соот-
ветствия минимальных и т]м = 0, их сдвига в сторону мень-
ших оборотов и более резкого, падения значений на участках
от т]м = тах до.т)м = 0 при одинаковых режимах нагрузки. Та-
кое протекание и т)м оказывает решающее влияние на ха-
рактер изменения показателей работы двигателей по ча-
стичным скоростным характеристикам, показанным на
рис. Х.10, б. К их особенностям следует отнести:
—	более резкое падение Мк с уменьшением нагрузки, что
свидетельствует об улучшении самоприспособляемости кар-
бюраторных двигателей на частичных характеристиках;
—	пологое протекание кривых Ne, обусловливающее ухуд-
шающуюся приемистость карбюраторных двигателей при
дросселировании;
—	ухудшение экономичности работы на большинстве ча-
стичных нагрузок.
Частичные скоростные характеристики дизелей. Получе-
ние характеристик осуществляется:
— у дизелей с однорежимным регулятором — в диапазо-
не чисел оборотов от данного нагрузочного режима до
^ном»
— у дизелей с двух- и всережимным регуляторами —
между минимальным и максимальным регулируемыми режи-
мами.
Таким образом, у дизелей диапазоны чисел оборотов по
всем скоростным характеристикам ограничиваются регулято-
рами и в отличие от карбюраторных двигателей изменяются
незначительно. Изменение основных параметров цикла дизе-
лей по частичным скоростным характеристикам показано на
рис. Х.11, а.
Параметром, определяющим нагрузку и основные изме-
нения величины показателей работы дизеля по частичным
скоростным характеристикам, служит коэффициент из.бытка
воздуха a(Ag'n). Изменение остальных параметров цикла
т)г, ^M = f(%A?, л) оказывает меньшее влияние. Общей их
чертой является примерно одинаковое протекание по оборо-
там на различных нагрузках. Это определило аналогичный
характер изменения по частичным скоростным характеристи-
кам и основных показателей работы дизелей. Так, сохраняют-
324
ся пологое протекание Л4К и резкое возрастание кривых Ne.
Таким образом, остаются неизменными ухудшенная само-
приспособляемость и хорошая приемистость дизелей на всех
частичных характеристиках (рис. X.l 1, б).
Изменение удельного эффективного расхода топлива за-
висит от совместного влияния Вследствие их незначи-
тельного изменения в функции оборотов и нагрузки дизели
на всех частичных характеристиках имеют весьма удовлетво-
рительную экономичность работы.
Рис. Х.11. Частичные скоростные характеристики ди-
зеля:
а —изменение основных параметров цикла; б — изменение по-
казателей работы
Рассмотрение характеристик позволяет заключить:
— для карбюраторных двигателей характерно пологое
изменение мощности и резкое изменение крутящего момента.
Это обусловливает ухудшенную приемистость и повышенную
самоприопособляемость к изменению внешней нагрузки; на
частичных скоростных характеристиках эти качества усили-
ваются с понижением нагрузочного режима;
— для дизелей свойственно крутое изменение мощности
и пологое изменение крутящего момента, что соответствует
улучшенной приемистости и ухудшенной самоприспособляе”
мости к изменению внешней нагрузки.
325
Работа на частичных характеристиках не вносит измене-
ний в оценку упомянутых свойств. По этой причине у дизе-
лей принимают специальные меры для улучшения самопри-
способляемости. Примерное постоянство по оборотам и на-
грузке количества поступающего воздуха на цикл и увеличе-
ние с ростом оборотов цикловой подачи топлива обусловли-
вают способность дизелей к резкому увеличению числа оборо-
тов— «разносу». С уменьшением нагрузки эта способность
проявляется интенсивнее вследствие более благоприятных ус-
ловий смесеобразования при понижении количества впрыски-
ваемого топлива.
5.	Характеристики холостого хода
Характеристики служат для определения мини-
мальных и максимальных чисел оборотов холостого хода,
а также расхода топлива на этом режиме работы GTXX =
=/(»).
Характеристики холостого хода являются частным слу-
чаем скоростных и отличаются от них условиями получения:
—	независимые переменные величины — число оборотов
и положение органа, изменяющего подачу топлива (смеси);
—	постоянные величины Ne = MK = pe = 0'1 ge-+oo;
— зависимая переменная величина — часовой расход топ-
лива G Jt х. х*
Характеристика холостого хода карбюраторных двигате-
лей снимается в диапазоне от nXmm до nxmax, примерно рав-
ном 6000—7000 об!мин, дизелей — от пхтт до пх, рег, что для
отечественных марок в среднем составляет Ди = 7004-
н-1800 об!мин, а для самых быстроходных конструкций —
не более 4000 об/мин.
Изменения основных параметров цикла показаны на
рис. Х.12.
Широкий диапазон изменения чисел оборотов по характе-
ристике холостого хода карбюраторных двигателей дости-
гается постепенным открытием дроссельной заслонки от ми-
нимального при Их min ДО ПОЛНОГО НИ нх max. КаЖДОМу СКОрО-
стному режиму соответствует данное минимальное открытие
дроссельной заслонки и, следовательно, наименьшее значе-
ние коэффициента наполнения. Поэтому значения tqv по дан-
ной характеристике близки к критическим.
Изменение коэффициента избытка воздуха по характери-
стике холостого хода зависит от степени открытия дроссель-
ной заслонки и поэтому аналогично протеканию а по нагруз-
ке. Значения индикаторного к. п. д. вследствие интенсивного
влияния повышенного количества остаточных газов значи-
тельно снижены. Общий характер изменения по оборотам
326
сохраняется. У дизелей изменение числа оборотов на холо-
стом ходу достигается величиной подачи топлива, причем
на каждом скоростном режиме Д^ц минимальна. Значения
r]V наибольшие вследствие пониженного теплового состояния
12
10
3
6
Wk
0,8
0,6
0,4
0,2
СТ
кг/ч
Рис. Х.12. Характеристики холостого хода:
« — изменение параметров цикла и часового расхода топлива кар-
бюраторного двигателя: б — изменение основных параметров цикла
и часового расхода топлива дизеля
двигателя. Большие значения коэффициента избытка воз-
духа определяют снижение значений индикаторного к. п. д.
Характеристики холостого хода обоих типов двигателей, за
Исключением диапазона чисел оборотов, выглядят аналогич-
но (рис. Х.12). Характеристики холостого хода используются
для регулировки системы холостого хода карбюраторов,
327
установки упора минимального натяжения пружины дизелей
с двух- и всережимными регуляторами. Кроме того, по зави-
симости От. х. x=f(n) возможно ориентировочное определе-
ние механического к. п. д. для любого из нагрузочных режи-
мов (см. главу VI).
6. Регулировочные характеристики
Получение регулировочной характеристики пресле-
дует обычно узкую цель — регулировку агрегата, узла, эле-
мента системы и т. п. Вследствие специфичности условий ре-
гулирования насчитывается большое количество характери-
стик этого вида. Наиболее часто встречающимися в эксплуа-
тации являются характеристики по составу смеси и по углу
опережения зажигания.
Регулировочная характеристика по составу смеси служит
для определения влияния состава смеси на основные показа-
тели работы двигателя и определения данных для регули-
ровки главного дозирующего устройства карбюратора.
Условия получения характеристики:
—	независимая переменная величина — часовой расход
топлива или состав смеси;
—	^постоянные величины — положение дроссельной за-
слонки и число оборотов;
—	зависимые переменные величины — эффективная мощ-
ность и удельный эффективный расход топлива.
Изменение основных параметров цикла следует рассмат-
ривать в пределах воспламеняемости смеси.
Известно, что коэффициент избытка воздуха а является
одним из основных факторов, определяющих скорость (при
а = 0,8ч-0,9) и полноту сгорания (при а= 1,054-1,1) топливо-
воздушных смесей. Это исключает возможность получения
максимальной мощности и наилучшей экономичности для
данного режима работы на одном и том же составе смеси.
Каждому из режимов работы двигателя соответствуют огра-
ниченные определенными пределами мощностные и экономи-
ческие составы смеси. Коэффициент наполнения изменяется
незначительно, так как положение дроссельной заслонки и
число оборотов постоянны. На величину влияет только
величина температуры подогрева смеси А7. Последняя зави-
сит от скорости сгорания. Следовательно, наибольшее, зна-
чение riv имеет при а = 0,84-0,9. С прикрытием дроссельной
заслонки изменение становится пренебрежимо малым
вследствие сужения диапазона между характерными соста-
вами смеси и значительного общего снижения абсолютной
его величины. Изменение индикаторного к. п. д. по регулиро-
вочной характеристике главным образом зависит от состава
328
смеси. Функциональное изменение т]г=/(а) подробно рас-
смотрено выше.
Механический к. п. д. изменяет свои значения за счет
влияния а, регулирующего величину мощности. Величина ме-
ханических потерь зависит только от силы нормального дав-
ил? о,7 Q8 0,9	1,0	1,1	1,2 1,3 а
1 ^т.треб 2
6
Рис. Х.13. Регулировочная характеристика по со-
ставу смеси:
а — изменение основных параметров цикла; б — измене-
ние показателей работы двигателя: 1 и 2 — пределы це-
лесообразной регулировки главного дозирующего устрой-
ства карбюратора по часовому расходу топлива
ления поршня и практически постоянна. Значения изме-
няются в широких пределах: от pi = max при а = 0,8 4-0,9 до
= 0 на пределах воспламеняемости. Вследствие этого ме-
ханический к. п. д. изменяется в широких пределах
(рис. Х.13, а).
Изменение основных показателей работы двигателя пока-
зано на рис. Х.13, б.
329
Эффективная мощность по регулировочной характеристи-
ке зависит от скорости сгорания смеси. Максимальная ско-
рость сгорания при <х = 0,8-f0,9 обусловливает наибольшую
мощность. Характер изменения всех мощностных показателей
идентичен, так как число оборотов и положение дроссельной
заслонки постоянны.
Удельный эффективный расход топлива достигает наи-
меньших значений при минимальных тепловых потерях, ког-
да тр = шах при а= 1,054-1,1. Для доводки или регулировки
главного дозирующего устройства карбюратора снимается
ряд регулировочных характеристик на наиболее употреби-
тельных для данного назначения двигателя режимах работы.
По усредненным кривым Ne и.£е определяют пределы рацио-
нальной работы (незаштрихованная полоса, рис. Х.13, б),
ограниченные значениями /Ve = max и ge = min. Требуемый
расход топлива (диаметр жиклера главного дозирующего
устройства) чаще всего определяется по среднему значению
между этими точками. Сечение жиклера главного дозирую-
щего устройства карбюратора по значениям GT, соответст-
вующим Дзетах (точка 1) или gemin (точйа 2), обычно не
определяется. Этому препятствует опасность перехода двига-
теля в области работы, где мощность падает, а удельные
расходы топлива возрастают (на рис. Х.13, б заштрихован-
ные полосы). Такие переходы возможны при подборе сече-
ния жиклера по точке 1 и дальнейшем износе или по точке 2
и последующем его засорении.
Регулировочная характеристика по углу опережения за-
жигания служит для определения наивыгоднейшего угла
опережения зажигания данного режима работы двига-
теля.
Условия получения характеристики:
—	“независимая переменная величина — угол опережения
зажигания;
—	постоянные величины — число оборотов и положение
дроссельной заслонки;
—	зависимые переменные величины — эффективная мощ-
ность, удельный и часовой расход топлива.
Изменение основных параметров цикла показано на
рис. Х.14.
Коэффициент наполнения практически постоянен, что об-
условлено константами характеристики. Пренебрежимо ма-
лое падение наблюдается при поздних углах опережения
зажигания, когда растет величина подогрева смеси
(рис. Х.14, а).
Коэффициент состава смеси также почти постоянен, что
объясняется поступлением неизменных количеств воздуха и
топлива благодаря указанному выше характеру измене-
ния Y]y.
330
Изменение индикаторного к. п. д. в зависимости от угла
опережения зажигания обусловлено величиной тепловых по-
терь. Угол опережения зажигания © определяет положение
цикла относительно в. м. т. Из опыта установлено, что наи-
выгоднейшее положение цикл занимает при условии дости-
жения максимального давления (pz = max) 18—25° за в. м.т.
6
Рис. Х.14. Регулировочная характеристика по углу
опережения зажигания:
а —изменение основных параметров цикла; б — измене-
ние показателей работы двигателя
Раннее зажигание сдвигает цикл в сторону процесса сжатия,
что увеличивает работу на сжатие смеси, вызывает резкое
повышение давлений и температур конца процесса сжатия
и приводит к детонационному сгоранию. Позднее зажигание
перемещает цикл в сторону процесса расширения, снижает
давление и температуру конца процесса сгорания, умень-
шает степень расширения и, следовательно, индикаторную
работу, повышает температуру отработавших газов. Таким
331
образом, в обоих случаях потери тепла возрастают, и, сле-
довательно, наибольшее значение соответствует наивыгод-
нейшему углу опережения зажигания.
Механический к. п. д. изменяется по углу опережения за-
жигания главным образом от индикаторного к. п. д., что
видно из известного выражения
1
Рма ।_______ б?
Величина С =	- изменяется по 0 пренебрежимо мало.
л ^у
По этой причине наивыгоднейшему углу опережения зажи-
гания соответствуют наибольшие значения т)м.
Таким образом, изменение основных показателей работы
двигателя по углу опережения зажигания (рис. Х.14, б) опре-
деляется характером’протекания и величинами тц и т]м. Наи-
большая мощность и минимальные удельные расходы топли-
ва согласно уравнениям (Х.5) и (Х.8) будут при максималь-
ных значениях тц и т)м. Следовательно, наивыгоднейший угол
опережения зажигания каждого режима характеризуется
наибольшей мощностью и наименьшим удельным расходом
топлива.
Часовой расход топлива, зависящий по уравнению (Х.9)
от тцу, а, и, т. е. величин, почти постоянных при данной ха-
рактеристике, практически также не меняется. Характеристи-
ки по углу опережения зажигания служат единственным
средством для определения параметров центробежного и ва-
куумного регуляторов двигателей.
Глава XI
РЕЖИМЫ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
1.	Установившиеся и неустановившиеся режимы
Под режимами работы понимаются различные ра-
бочие состояния двигателей, характеризующиеся определен-
ной совокупностью их основных показателей.
Обычно в качестве основных факторов, определяющих
вид рабочего режима, используются число оборотов колен-
чатого вала, нагрузка и тепловое состояние. Если эти фак-
торы в процессе работы двигателя остаются неизменными,
режимы называются установившимися. В случае изменения
хотя бы одного из указанных факторов режимы работы дви-
гателей носят название неустановившихся.
Представляя собой наиболее простые случаи рабочего
состояния двигателей, установившиеся режимы в реальных
условиях эксплуатации двигателей различного назначения
встречаются сравнительно редко. Обычно основными экс-
плуатационными режимами подавляющего большинства
поршневых двигателей являются неустановившиеся режимы.
В частности, практически только на неустановившихся режи-
мах работают силовые установки всех колесных и гусенич-
ных машин, в чем легко убедиться, если воспользоваться
уравнением тягового баланса
<^т₽ = Лв4г^п> + ^2 + ^ +
+да4г+^-^->	<XL1)
U'l'
где Мк — крутящий момент двигателя;
iK—передаточное отношение коробки передач и разда-
точной коробки;
iQ — передаточное отношение главной передачи;
гк — радиус качения колеса автомобиля;
у]тр—механический к. п. д. силовой передачи (трансмис-
сии) ;
/дв — приведенный к оси коленчатого вала момент инер-
ции всех движущихся масс двигателя;
со — угловая скорость коленчатого вала;
333
kF—фактор обтекаемости;
v—скорость движения машины;
т — масса машины;
g — ускорение силы тяжести;
ф— коэффициент сопротивления движению;
dv
---ускорение машины;
zK— число колес;
JK — момент инерции колеса;
о)к — угловая скорость колеса.
Как следует из уравнения (XI.1), работа двигателя транс-
портной машины на установившемся режиме возможна лишь
,	. du dv du>K n	,
при о>= const, О)к = const,	=0, ф = const
и fe/?n2 = const, т. е. при равномерном движении и неизменных
внешних сопротивлениях. Если строго подойти к анализу осо-
бенностей работы транспортных машин, то нетрудно заме-
тить, что такие условия могут иметь место лишь только в
отдельных случаях, так как в действительности при любом
состоянии дорожного полотна из-за неизбежных подъемов и
спусков, неровности рельефа местности, изменения направле-
ния движения сопротивления движению машины будут изме-
няться. Поэтому в условиях эксплуатации равномерное дви-
жение машины возможно лишь при изменении нагрузки дви-
гателя (Л4К =# const), а при сохранении нагрузки (Л4К =
= const) движение будет неравномерным (со ф const). Следо-
вательно, в любом случае двигатель транспортной машины
должен работать на неустановившихся режимах.
Особенно характерны ^установившиеся режимы для дви-
гателей армейских машин, которым часто приходится рабо-
тать в условиях плохих дорог или бездорожья, когда непре-
рывно и резко изменяются сопротивления движению. Весьма
характерны эти режимы также и для тракторных двигате-
лей, двигателей различных сельскохозяйственных, дорожных
и строительных машин. Даже для стационарных двигателей,
работающих обычно в более стабильных условиях, неустано-
вившиеся режимы не составляют исключения. Так, напри-
мер, при использовании двигателей в качестве силовых агре-
гатов электростанций, для которых наиболее типично посто-
янство условий работы, неустановившиеся режимы будут при
запуске, прогреве и остановках двигателя, а также при всех
изменениях нагрузки на генератор.
Таким образом, неустановившиеся режимы в той или
иной степени характерны для большинства поршневых дви-
гателей, а для двигателей колесных и гусеничных машин они
являются основными рабочими режимами. Если при этом
учесть, что все установившиеся режимы представляют собой
отдельные частные случаи соответствующих неустановив-
334
шихся режимов, то неустановившиеся режимы можно отне-
сти к наиболее общим режимам работы двигателей внут-
реннего сгорания, включающим все возможные рабочие со-
стояния двигателей различного типа и различного назна-
чения.
2.	Виды неустановившихся режимов и связь
между ними
В зависимости от.условий работы двигателей обо-
роты коленчатого вала, нагрузка и тепловое состояние могут
изменяться в различных сочетаниях, в различной последова-
тельности и в различных направлениях. Поэтому неустано-
вившиеся режимы характеризуются большим разнообра-
зием.
Исходя из возможных вариантов изменения указанных
основных факторов все неустановившиеся режимы можно
условно разделить на несколько характерных групп, вклю-
чающих отдельные наиболее сходные друг с другом режимы
(рис. XI.1).
Наибольшее практическое и теоретическое значение из
приведенных на рис. XI.1 неустановившихся режимов имеют
режимы, сопровождающиеся одновременным изменением
оборотов коленчатого вала, нагрузки и теплового состояния.
Эти режимы не только наиболее часто встречаются в реаль-
ных условиях работы различных двигателей, но и представ-
ляют собой наиболее общие случаи рабочих режимов вообще,
включая в качестве составных элементов другие более про-
стые неустановившиеся, а также и установившиеся режимы.
Рассмотрим в виде примера детально режим разгона.
Пусть перед началом разгона (рис. XI.2) крутящий момент,
угловая скорость и степень дросселирования * при устано-
вившемся тепловом состоянии соответственно имеют значе-
ния Л4к0> соо и Хо. Предположим теперь, что при разгоне пере-
ход от указанных начальных параметров к любому промежу-
точному или конечному режиму с Л4К<Р, сор и Хр совершается
не сразу при одновременном изменении положения регули-
рующего органа и угловой скорости коленчатого вала, а по-
следовательно в два этапа: вначале при постоянной угловой
* Под степенью дросселирования здесь и далее понимается пара-
метр, оценивающий положение регулирующего органа. Для карбюратор-
ных двигателей это может быть, например, отношение давления в за-
дроссельном пространстве при данном положении дроссельной заслонки
к давлению при полном ее открытии, для дизелей — отношение подачи
топлива при данном положении рейки к полной подаче и т. п.
335
co
о
Рис. XI.1. Виды неустановившихся режимов
скорости coo от Л4к0 и Хо до Л4кХ и Хр, а затем при постоянном
положении регулирующего органа (Хр = const) от ТИкА и ю0
до Л4К. р и о)Р. Тогда изменение крутящего момента схемати-
чески можно представить, как показано на рис. XL2, а, где
ADE — действительное изменение текущих значений крутя-
щего момента при разгоне; АВС — изменение значений кру-
тящего момента на установившихся режимах при тех же
Рис. XI.2. Разложение сложных неустано-
вившихся режимов на простейшие:
а—разгон в процессе открытия дроссельной за-
слонки: б — разгон в процессе прикрытия дрос-
сельной заслонки
положениях регулирующего органа ш числах оборотов ко-*
ленчатого вала, что и на режимах разгона; AL — изменение
текущих значений крутящего момента при изменении поло-
жения регулирующего органа от некоторого начального по-
ложения (Хо) до некоторого конечного (Хр) и постоянной уг-
ловой скорости коленчатого вала (wo); LF— изменение кру-
тящего момента в зависимости от оборотов коленчатого вала
337
на установившихся режимах при конечном положении регу-
лирующего органа (Хр) и исходном значении крутящего мо-
мента, соответствующем точке Д; LD — изменение текущих
значений крутящего момента при тех же условиях, но на не-
установившемся режиме в процессе изменения угловой ско-
рости от wo до (ор; FD— потери крутящего момента, связан-
ные с изменением положения регулирующего органа; BD =
— BF-\-FD — суммарные потери крутящего момента в про-
цессе разгона.
Таким образом, режим разгона в процессе открытия дрос-
сельной заслонки или увеличения подачи топлива можно
привести к двум более простым неустановившимся режи-
мам— режиму изменения нагрузки при постоянных оборотах
коленчатого вала и режиму изменения оборотов коленчатого
вала (собственно разгон) при постоянном положении регу-
лирующего органа.
Аналогичным образом разгон в процессе прикрытия дрос-
сельной заслонки или уменьшения подачи топлива приво-
дится к режиму уменьшения нагрузки при постоянных обо-
ротах коленчатого вала (АД, рис. Х1.2,б) и к режиму разго-
на при неизменном положении регулирующего органа (ДО).
Режим уменьшения оборотов при Открытии дроссельной за-
слонки или увеличении подачи топлива соответственно при-
водится к режиму увеличения нагрузки при изменении по-
ложения регулирующего органа от начального до конечного
и к режиму уменьшения оборотов коленчатого вала при не-
изменном конечном положении регулирующего органа, а ре-
жим снижения оборотов при прикрытии дроссельной заслон-
ки или уменьшении подачи топлива — к режиму снижения
нагрузки при изменении положения регулирующего органа и
к режиму уменьшения оборотов коленчатого вала при неиз-
менном положении регулирующего органа.
В свою очередь все простые режимы могут рассматри-
ваться как частные случаи соответствующих сложных режи-
мов, осуществляющихся при определенных условиях (со =
= const, Х = const, 7 = const и т. ш).
3.	Некоторые особенности рабочего процесса
поршневых двигателей при работе
на неустановившихся режимах
Присущие различным типам поршневых двигате-
лей специфические особенности регулирования мощности,
смесеобразования, воспламенения и сгорания топлива оказы-
вают существенное влияние на зависимость рабочего про-
цесса от основных факторов, определяющих режимы рабо-
ты двигателей. Поэтому для большей наглядности характер
протекания процессов рабочего цикла при различных неустц-
338
новившихся режимах целесообразно рассматривать не вооб-
ще одновременно для всех двигателей, а применительно к
отдельным их типам.
Карбюраторные двигатели. Основным регулирующим ор-
ганом в двигателях этого типа является дроссельная заслон-
ка, положением которой определяется количество поступаю-
щей в цилиндры горючей смеси.
Поскольку любое изменение положения дроссельной за-
слонки сопровождается соответствующим изменением a6cQ-
лютного давления, а следовательно, и условий испарения
топлива в задроссельном пространстве впускного тракта, то
на всех связанных с изменением нагрузки неустановившихся
режимах в карбюраторных двигателях будет наблюдаться
в большей или меньшей степени нарушение процессов смесе-
образования.
При открывании дроссельной заслонки абсолютное дав-
ление в задроссельном пространстве и разрежение в диффу-
зорах карбюратора повышаются, подача Топлива дозирую-
щими устройствами увеличивается, а условия испарения его
ухудшаются. Это приводит к выпадению части топлива на
стенки впускного тракта и увеличению количества топливной
пленки, в результате чего горючая смесь лишается некоторой
части топлива и обедняется, причем тем значительнее, чем
резче открытие дроссельной заслонки.
При прикрытии дроссельной заслонки, наоборот, давле-
ние в задроссельном пространстве и разрежение в диффузо-
рах карбюратора снижаются, количество подаваемого дози-
рующими устройствами топлива уменьшается, а условия ис-
парения его улучшаются, в связи с чем имеющаяся во впу-
скном тракте топливная пленка начинает интенсивно испа-
ряться, горючая смесь пополняется дополнительной частью
топлива и переобогащается.
Кроме изменения положения дроссельной заслонки на
режимах, связанных с изменением нагрузки, определенное
влияние на процессы смесеобразования может оказывать
тепловая инерция — отставание теплового состояния двига-
теля от режимов его работы вследствие значительно более
медленного изменения температур деталей, особенно впуск-
ного тракта и цилиндро-поршневой группы, по сравнению
с изменением самого режима. Тепловая инерция приводит
к тому, что в процессе открытия дроссельной заслонки в
каждый данный момент времени двигатель работает как бы
при пониженном тепловом состоянии, вследствие чего умень-
шается подогрев свежего заряда, ухудшаются условия испа-
рения топлива, усиливается пленкообразование и горючая
смесь обедняется. При этом обеднение смеси может наблю-
даться даже при наличии достаточного количества топлива
во впускном тракте и в цилиндрах двигателя, поскольку
339
часть этого топлива из-за пониженного теплового состояния
деталей не успевает испаряться и фактически выпадает из
процесса сгорания.
При прикрытии дроссельной заслонки тепловое состояние
двигателя вследствие тепловой инерции остается повышен-
ным, подогрев свежего заряда увеличивается, испарение топ-
лива в задроссельном пространстве улучшается, в связи
с чем горючая смесь, получая дополнительное количество
топлива, обогащается.
Некоторую роль в процессах смесеобразования на режи-
мах изменения нагрузки может играть также инерция топ-
лива в каналах карбюратора. При изменении положения
дроссельной заслонки соответственно изменяются расход воз-
духа через карбюратор и подача топлива дозирующими уст-
ройствами. Так как плотность и вязкость топлива значи-
тельно выше плотности и вязкости воздуха, то изменение
расхода его может отставать от изменения расхода воздуха.
Поэтому при открытии дроссельной заслонки возможно не-
которое, хотя бы кратковременное обеднение смеси, а при
прикрытии дроссельной заслонки — ее обогащение.
Наряду с нарушением процессов смесеобразования опре-
деленное влияние на работу двигателей при изменении на-
грузки может оказывать также и наполнение цилиндров.
В процессе открытия дроссельной заслонки увеличивается
расход воздуха через карбюратор и повышается скорость
воздушного потока и горючей смеси во впускном тракте.
При этом в связи с инерцией столба воздуха и горючей сме-
си во впускном тракте расход воздуха может несколько от-
ставать от изменения положения дроссельной заслонки. Кро-
ме того, при открытии дроссельной заслонки за счет измене-
ния амплитуды пульсаций скорости, турбулизации и других
параметров потока определенные изменения претерпевает и
сам характер движения воздуха и горючей смеси во впуск-
ном трубопроводе, в результате чего возникают дополни-
тельные аэродинамические потери. Совместное воздействие
инерции потока и дополнительных аэродинамических потерь
приводит в итоге к снижению текущих значений коэффици-
ента наполнения на данном неустановившемся режиме по
сравнению с соответствующими значениями его для устано-
вившихся режимов. На рис. XI.3 показано изменение коэф-
фициента наполнения карбюраторного двигателя при разго-
не в процессе открытия дроссельной заслонки. Как следует
из рисунка, наибольшие отклонения в значениях коэффици-
ента наполнения на установившихся и неустановившихся
режимах наблюдаются в период изменения положения дрос-
сельной заслонки, особенно в начальной ее стадии. По мере
стабилизации положения дроссельной заслонки коэффициент
наполнения при разгоне приближается к коэффициенту на-
340
полненйя установившихся режимов. В дальнейшем, когда
положение дроссельной заслонки постепенно стабилизиру-
ется, значения коэффициента наполнения на неустановив-
шихся -режимах могут быть даже выше значений его для
установившихся режимов при соответствующих положении
дроссельной заслонки и числе оборотов.
Прикрытие дроссельной заслонки сопровождается умень-
шением расхода воздуха и снижением скорости движения
потока воздуха и горючей смеси во впускном тракте. За счет
инерции столба воздуха и горючей смеси при снижении ско-
рости возможна некоторая «дозарядка» цилиндров на ^режи-
Рис. XI.3. Изменение коэффициента наполнения карбюраторного двига-
теля при разгоне с изменением положения дроссельной заслонки
мах уменьшения нагрузки по сравнению с установившимися
режимами при тех же условиях. Поэтому значения коэффи-
циента наполнения при прикрытии дроссельной заслонки мо-
гут быть выше соответствующих значений для установив-
шихся режимов, особенно в начальный период.
Теоретически на процессы наполнения определенное влия-
ние может оказывать также тепловая инерция, за счет кото-
рой коэффициент наполнения при открытии дроссельной за-
слонки должен увеличиваться, а при прикрытии ее — умень-
шаться. Практически значительного влияния тепловой инер-
ции на наполнение ожидать не следует, так как нри откры-
тии дроссельной заслонки в результате ухудшения условий
испарения топлива и частичной конденсации его в жидкую
фазу уменьшаются затраты тепла на парообразование и за-
ряд меньше «охлаждается», а при прикрытии дроссельной
заслонки в связи с испарением дополнительного количества
топлива из топливной пленки затраты тепла на парообразо-
вание увеличиваются и «подогрев» свежего заряда умень-
шается. Относительное снижение охлаждения заряда в пер-
341
вом случае и подогрева его во втором может в определенной
степени компенсировать влияние тепловой инерции на коэф-
фициент наполнения. Кроме того, влияние тепловой инерции
на процесс наполнения должно быть менее существенно, чем
влияние различных аэродинамических явлений во впускном
тракте. Исходя из этого при анализе процессов наполнения
на неустановившихся режимах, связанных с изменением по-
ложения дроссельной заслонки, тепловую инерцию двигате-
лей, очевидно, можно не учитывать.
Изменение нагрузки двигателя отразится также на про-
текании и других процессах рабочего цикла.
Так, при увеличении нагрузки вследствие отставания теп-
лового состояния двигателя от режимов его работы умень-
шается по сравнению с соответствующими установившимися
режимами подвод тепла к заряду в начале процесса сжатия
и увеличивается отвод тепла от заряда в конце процесса.
Поэтому средний показатель политропы сжатия при неуста-
новившемся режиме может иметь меньшие значения, что
приведет к соответствующему снижению давления и темпе-
ратуры в конце сжатия. При уменьшении нагрузки (прикры-
тии дроссельной заслонки), наоборот, вследствие более высо-
ких температур деталей, чем на соответствующих устано-
вившихся режимах, подогрев заряда в начале процесса сжа-
тия увёличится, а отвод тепла от заряда в конце сжатия
уменьшится. В связи с этим показатель политропы сжатия,
давления и температура конца сжатия должны иметь более
высокие значения, чем при установившихся режимах.
Особенности протекания процессов смесеобразования, на-
полнёния и сжатия определенным образом окажутся на сго-
рании рабочей смеси. При открывании дроссельной заслонки
вследствие обеднения смеси из-за нарушения процессов сме-
сеобразования, увеличения коэффициента остаточных газов
из-за снижения коэффициента наполнения, меньшего подо-
грева заряда и более низких значений температуры и дав-
ления конца сжатия сгорание будет протекать более вяло,
с меньшими скоростями, в больших объем-ax и при увеличен-
ных потерях теплоты, нежели сгорание на установившихся
режимах при тех же условиях.
При прикрытии дроссельной заслонки сгорание также мо-
жет до некоторой степени ухудшаться в связи с цереобога-
щением смеси.
Особенности протекания процесса сгорания и ряд других
явлений окажут соответствующее влияние и на процесс рас-
ширения. При увеличении открытия дроссельной заслонки за
счет ухудшения процесса сгорания может увеличиться под-
вод тепла к рабочему телу в процессе расширения, что при-
ведет к уменьшению значений среднего показателя политро-
пы расширения. При прикрытии дроссельной заслонки сред-
342
ний показатель политропы расширения также может умень-
шиться из-за нарушения процесса сгорания при переобога-
щении горючей смеси. Уменьшению среднего показателя по-
литропы расширения в этом случае, кроме того, будет спо-
собствовать и уменьшение теплоты, отводимой от рабочего
тела, вследствие более высокого теплового состояния дета-
лей двигателя.
Таким образом, работа карбюраторного двигателя на ре-
жимах изменения нагрузки значительно отличается от его
работы на установившихся режимах и связана с наруше-
нием или изменением основных процессов, характеризующих
протекание рабочего цикла и его показатели. При этом сте-
пень нарушения указанных процессов определяется величи-
ной и характером изменения положения дроссельной заслон-
ки, и чем на большую величину и с большей скоростью она
открывается или закрывается, тем больше процессы на не-
установившемся режиме будут отличаться от тех же процес-
сов на установившихся режимах.
Сравнительно в более выгодных условиях осуществляется
рабочий процесс карбюраторных двигателей на режимах при
неизменном положении дроссельной заслонки и переменных
оборотах коленчатого вала. Изменение процессов смесеобра-
зования на этих режимах обусловливается в основном тепло-
вой инерцией, и лишь незначительную роль в этом случае
может играть инерция топлива в каналах карбюратора. Под
воздействием этих двух факторов должно наблюдаться обед-
нение смеси при увеличении оборотов коленчатого вала и
обогащение ее при обратном процессе.
Так как влияние одной тепловой инерции менее значи-
тельно, чем совместное влияние ее и изменения положения
дроссельной заслонки, то на рассмотренных режимах состав
смеси не будет изменяться так резко, как на режимах изме-
нения нагрузки, когда в ряде случаев смесь по своему со-
ставу может выходить за пределы воспламеняемости.
Наполнение цилиндров двигателя на неустановившихся
режимах при неизменном положении дроссельной заслонки
определяется тепловой инерцией и аэродинамическими явле-
ниями, связанными с ускоренным или замедленным движе-
нием воздуха и горючей смеси во впускном тракте. При уве-
личении оборотов коленчатого вала тепловая инерция дей-
ствует в направлении повышения наполнения, инерция стол-
ба воздуха и горючей смеси, а также изменение характера
движения потока воздуха и горючей смеси действуют в об-
ратном направлении. Если предположить, чго влияние аэро-
динамических факторов будет более значительно, чем влия-
ние тепловой инерции, которое к тому же частично или пол-
ностью компенсируется уменьшением затрат тепла на испа-
рение топлива при обеднении смеси, то можно прийти, к вы-
343
воду о том, что наполнение при увеличении оборотов колен-
чатого вала должно ухудшаться по сравнению с наполне-
нием на установившихся режимах при тех же условиях. При
уменьшении оборотов коленчатого вала получится обратное
явление — наполнение улучшится за счет инерционного на-
пора столба воздуха и горючей смеси во впускном тракте.
Следует заметить, что изменения в наполнении на режимах
при неизменном положении дроссельной заслонки, так же
как и изменения состава смеси, во всех случаях должны
быть менее значительны, чем на режимах изменения на-
грузки.
Процесс сжатия при повышении оборотов коленчатого
вала сопровождается снижением подогрева заряда из-за теп-
ловой инерции деталей в начале хода сжатия и увеличением
теплоты, отводимой от него в конце процесса. В связи с этим
значение среднего показателя политропы сжатия на режи-
мах увеличения оборотов будет ниже, чем на установивших-
ся режима^. На режимах снижения оборотов подогрев заря-
да в начальной стадии процесса сжатия увеличивается, а от-
вод теплоты в конце процесса уменьшается. Поэтому средний
показатель политропы сжатия в этом случае должен иметь
более высокие значения, чем на соответствующих установив-
шихся режимах. При этом как в первом, так и во втором
случае по своим абсолютным значениям отклонения пара-
метров процесса сжатия должны быть значительно меньше
аналогичных отклонений для режимов изменения нагрузки.
Рассмотренные особенности процессов смесеобразования,
наполнения и сжатия, а также тепловая инерция деталей
цилиндро-поршневой группы определенным образом скажут-
ся на протекании процесса сгорания.
При повышении оборотов коленчатого вала скорость сго-
рания может несколько снижаться, в результате чего про-
должительность процесса сгорания по углу поворота колен-
чатого вала увеличится и сгорание будет осуществляться в
менее выгодных условиях и с большими потерями, чем на
установившихся режимах.
При уменьшении оборотов коленчатого вала процесс сго-
рания может несколько затягиваться из-за переобогащения
смеси. Однако это должно наблюдаться лишь в случаях,
когда прред началом режима двигатель работает на смесях
мощностного или еще более обогащенного состава. В случае
использования на исходных режимах смесей экономичного
состава переобогащение смеси может оказаться настолько
незначительным, что практически не будет влиять на процесс
сгорания. Кроме того, некоторому улучшению процесса сго-
рания при уменьшении оборотов будут способствовать также
и более высокие температуры деталей цилиндро-поршневой
группы. Поэтому можно предполагать, что вообще ухудше-
344
ние процесса сгорания на этих неустановившихся режимах
наблюдаться не должно.
Процесс расширения на режимах разгона при неизмен-
ном положении дроссельной заслонки может сопровождаться
некоторым увеличением подвода теплоты к рабочему телу в
начальный период за счет изменения процесса сгорания и
усиления отвода теплоты от рабочего тела в конце процесса
в связи с тепловой инерцией деталей цилиндро-поршневой
группы. Учитывая сравнительно незначительные изменения
в процессе сгорания, можно ожидать лишь некоторого по-
вышения значений среднего показателя политропы расшире-
ния. В случае уменьшения оборотов коленчатого вала сред-
ний показатель политропы расширения должен снижаться
вследствие уменьшения отвода теплоты от рабочего тела при
повышенном тепловом состоянии деталей цилиндро-поршне-
вой группы и возможного нарушения процесса сгорания в
случаях переобогащения смеси.
Отличительной особенностью неустановившихся режимов
при неизменном положении дроссельной заслонки по срав-
нению с режимами изменения нагрузки являются дополни-
тельные затраты мощности на изменение кинетической энер-
гии движущихся масс двигателя. В результате этих затрат
эффективная мощность двигателя при увеличении оборотов
коленчатого вала уменьшается, а при уменьшении оборотов
возрастает на величину
<Х1-2)
где Nj — затраты мощности на изменение кинетической энер-
гии движущихся масс двигателя;
/дв — приведенный к оси коленчатого вала суммарный
момент инерции всех движущихся частей двига-
теля;
----угловое ускорение коленчатого вала;
п—текущие значения оборотов коленчатого вала.
Так как во многих случаях (например, при движении ав-
томобиля методом «разгон — накат» и т. п.) затраты мощно-
сти на изменение кинетической энергии вращающихся масс,
двигателя обычно из мощностного баланса выпадают и прак-
тически не используются, то их можно отнести к раз-
ряду особого вида потерь, характерных только для неуста-
новившихся режимов. В отличие от механических потерь
эти потери в дальнейшем будут именоваться инерционными
потерями.
Инерционные потери оказывают большое влияние на эф-
фективные показатели двигателей, в связи с чем в ряде слу-
345
чаев даже при сравнительно незначительных нарушениях
различных процессов рабочего цикла на неустановившихся
режимах, связанных с изменением оборотов коленчатого
вала, показатели работы двигателей весьма существенно от-
клоняются от соответствующих значений их для установив-
шихся режимов. Например, согласно расчетным и экспери-
ментальным данным снижение эффективной мощности при
разгоне для отдельных двигателей только за счет инерцион-
ных потерь может достигать 20% и более.
Таким образом, режимы изменения оборотов коленчатого
вала при неизменном положении дроссельной заслонки так-
же сопровождаются определенными нарушениями процес-
сов, характеризующих протекание рабочего цикла. Однако
эти нарушения с точки зрения влияния их на рабочий про-
цесс и показатели работы двигателя менее существенны, чем
на режимах изменения нагрузки. Поэтому режимы измене-
ния оборотов коленчатого вала можно отнести к более про-
стым и более безболезненно протекающим неустановившим-
ся режимам карбюраторных двигателей. Последнее ни в коей
мере не означает, что показатели двигателей при работе на
этих режимах по своим значениям всегда будут ближе к со-
ответствующим показателям установившихся режимов.
Вследствие инерционных потерь в отдельных случаях рас-
хождения в показателях между установившимися режимами
и режимами изменения оборотов коленчатого вала при по-
стоянном положении дроссельной заслонки могут значитель-
но превышать расхождения между показателями на устано-
вившихся режимах и режимах изменения нагрузки при по-
стоянных оборотах двигателя.
Наиболее сложный характер протекания процессов в кар-
бюраторных двигателях наблюдается в случае работы их
при неустановившихся режимах, связанных с одновремен-
ным изменением нагрузки, оборотов и теплового состояния.
Органически включая в себя неустановившиеся режимы из-
менения нагрузки при постоянных оборотах коленчатого
вала и режимы изменения оборотов при неизменном поло-
жении дроссельной заслонки, эти режимы характеризуются
совместным воздействием указанных выше основных факто-
ров, а следовательно, и более существенным нарушением
рабочего процесса и значительным снижением мощностных
и экономических показателей двигателей по сравнению с
установившимися режимами.
При одновременном изменении нагрузки, оборотов колен-
чатого вала и теплового состояния влияние этих факторов
на отдельных стадиях сложных неустановившихся режимов
обычно сказывается по-разному. Так, например, при разгоне
с открыванием дроссельной заслонки в начальной стадии,
когда обороты коленчатого вала изменяются незначительно,
346
особенности протекания различных процессов рабочего цик-
ла будут определяться в основном характером изменения
положения дроссельной заслонки. Цо мере развития разгона
в дальнейшем наряду с изменением положения дроссельной
заслонки все большее и большее влияние будет оказывать
характер изменения оборотов коленчатого вала и теплового
состояния двигателя. В заключительной фазе разгона, когда
положение дроссельной заслонки стабилизируется, опреде-
ляющее значение будет иметь уже изменение оборотов ко-
ленчатого вала и теплового состояния двигателя.
В соответствии с этим в начальный период разгона про-
текание различных процессов в двигателе будет примерно
аналогично их протеканию на режимах изменения нагрузки.
В дальнейшем по мере повышения оборотов вследствие сум-
марного воздействия изменения нагрузки и оборотов колен-
чатого вала, а также значительно большего отставания теп-
лового состояния нарушение рабочего процесса будет более
значительным, чем на режимах увеличения нагрузки и на
режимах изменения оборотов коленчатого вала в отдельно-
сти. Заключительная фаза разгона после стабилизации по-
ложения дроссельной заслонки также будет характеризо-
ваться более существенным нарушением рабочего процесса,
чем на режимах разгона при неизменном положении дрос-
сельной заслонки, вследствие большего отставания тепло-
вого состояния двигателя в предыдущих фазах под влия-
нием суммарного воздействия изменения нагрузки и обо-
ротов.
На режимах разгона в процессе прикрытия дроссельной
заслонки изменения положения дроссельной заслонки и обо-
ротов коленчатого &ала воздействуют в противоположных
направлениях, в связи с чем протекание различных процес-
сов рабочего цикла на этих режимах осуществляется в более
благоприятных условиях. В начальной стадии все процессы
будут протекать подобно процессам на режиме уменьшения
нагрузки двигателя. В последующих стадиях протекание раз-
личных процессов может приближаться к протеканию соот-
ветствующих процессов на установившихся режимах.
Для режимов снижения оборотов в процессе открытия
дроссельной заслонки характерны так^ке противоположные
изменения основных факторов — увеличение нагрузки и
уменьшение оборотов коленчатого вала, в связи с чем в на-
чальной стадии этих режимов протекание процессов будет во
многом сходным с протеканием процессов на режимах
увеличения нагрузки, а в дальнейшем процессы могут
также приближаться к процессам на установившихся ре-
жимах.
На режимах снижения оборотов в процессе прикрытия
дроссельной заслонки будет наблюдаться обогащение смеси,
347
повышение давления и температуры конца расширения, при-
чем в более значительных пределах, чем и на режимах
уменьшения нагрузки, и на режимах уменьшения оборотов ко-
ленчатого вала. В результате начальное протекание процессов
рабочего цикла будет сходным с протеканием процессов при
прикрытии дроссельной заслонки, в последующем же эти про-
цессы подвергнутся более сильному изменению, чем их изме-
нение при уменьшёнии нагрузки и уменьшении оборотов в от-
дельности.
К числу сложных режимов также относятся режимы за-
пуска и прогрева двигателей.
Режим запуска —один из наиболее кратковременных не-
установившихся режимов. Тепловое состояние деталей дви-
гателя в течение этого режима практически почти не изме-
няется. Исключение составят лишь внутренние поверхности
цилиндра, камеры сгорания и поверхность днища поршня,
температуры которых на сравнительно небольшой глубине
могут изменяться в довольно значительных пределах, зави-
сящих в основном от теплового состояния двигателя перед
запуском. Характерными особенностями режима являются:
резкое изменение углов опережения зажигания; большое
обогащение смеси по количеству расходуемого топлива дози-
рующими устройствами и относительное фактическое обед-
нение смеси по содержанию в ней испарившегося топлива,
особенно в начале запуска; значительные и резкие измене-
ния разрежения во впускном тракте и соответственно коэф-
фициента наполнения при открытии автоматического клапа-
на в воздушной заслонке в начальный период, при открытии
самой воздушной заслонки , и при прикрытии дроссельной за-
слонки в последующем; большой отвод теплоты от рабочего
тела и высокие тепловые нагрузки деталей цилиндро-порш-
невой группы. Таким образом, режим запуска, особенно хо-
лодного двигателя, сопровождается чрезвычайно невыгод-
ным протеканием рабочего процесса и связан с резким ухуд-
шением всех процессов рабочего цикла и показателей рабо-
ты двигателей.
При работе карбюраторного двигателя на холостом ходу
в период прогрева его тепловое состояние постепенно повы-
шается, при этом снижаются механические потери и улуч-
шается протекание всех процессов рабочего цикла, прибли-
жаясь в пределе к процессам установившейся работы на
холостом ходу. В процессе прогрева двигателя при неизмен-
ном положении дроссельной заслонки за счет снижения ме-
ханических потерь и улучшения протекания процессов ра-
бочего цикла возможно некоторое повышение оборотов ко-
ленчатого вала, верхний предел которых будет ограничи-
ваться снижением коэффициента наполнения при повышении
теплового состояния деталей,
348
В случае работы карбюраторного двигателя на холостом
ходу после сброса нагрузки в начальный период вследствие
повышенного теплового состояния и благоприятных условий
испарения топлива во впускном тракте горючая смесь силь-
но переобогащается. По мере снижения температуры дета-
лей состав смеси постепенно будет приближаться к составу,
соответствующему работе двигателя на холостом ходу
при установившемся режиме. Повышенное тепловое со-
стояние двигателя благоприятно скажется на протекании
всех процессов рабочего цикла. Исключение могут состав-
лять лишь процессы наполнения и сгорания. В начале ре-
жима процесс сгорания может значительно ухудшаться за
счет переобогащения смеси, а наполнение уменьшится в
связи с интенсивным подогревом заряда при повышенной
температуре деталей.
Дизели. Использование качественного регулирования в
дизелях исключает все явления, связанные с изменением со-
противлений на впуске и с нарушением процессов смесеоб-
разования во впускном трубопроводе. Поэтому в двигателях
этого типа влияние неустановившихся режимов на протека-
ние рабочего процесса менее существенно, чем в карбюратор-
ных двигателях.
Дизель на неустановившихся режимах может работать
при воздействии регулятора или без него. Работа регулято-
ра представляет собой сложный самостоятельный вопрос.
Для протекания рабочего процесса в двигателе на неуста-
новившихся режимах не имеет значения, под влиянием чего
изменяются подача топлива, обороты коленчатого вала и теп-
ловое состояние; важно лишь, как они изменяются, поэтому
в дальнейшем работа дизелей на неустановившихся режимах
рассматривается при отсутствии регулятора.
На неустановившихся режимах, связанных с изменением
нагрузки, в дизелях изменяется количество подаваемого в
цилиндры топлива и тепловое состояние деталей.
С увеличением нагрузки при неизменных оборотах колен-
чатого вала за счет тепловой инерции возможно некоторое
повышение коэффициента наполнения с одновременным ухуд-
шением протекания процессов смесеобразования, сжатия, сго-
рания и расширения. Все это в конечном итоге приведет к
соответствующему снижению показателей двигателя на не-
установившихся режимах.
При уменьшении нагрузки под влиянием тепловой инер-
ции наполнение цилиндров может несколько уменьшиться по
сравнению с соответствующими установившимися режимами.
Однако для протекания основных процессов рабочего цикла
в этом случае создадутся более благоприятные условия, что
может привести даже к некоторому повышению показателей
двигателя при неустановившемся режиме.
349
Следует заметить, что в противоположность карбюратор-
ным двигателям в дизелях неустановившиеся режимы, сопро-
вождающиеся изменением нагрузки, в силу специфической
организации рабочего процесса будут мало отличаться по
своим показателям от соответствующих установившихся ре-
жимов.
Более сложный характер протекания процессов в дизелях
наблюдается на режимах при неизменном положении рейки
топливного насоса и переменных оборотах коленчатого вала
двигателя. На рабочий процесс здесь могут оказывать влия-
ние тепловая инерция, характер движения воздушного потока
и изменение цикловой подачи топлива насосом при измене-
нии оборотов коленчатого вала.
При повышении оборотов в дизелях часовой расход воз-
духа и наполнение цилиндров претерпевают примерно те же
качественные изменения, что и при разгоне карбюраторных
двигателей без изменения положения дроссельной заслонки.
Однако из-за меньшего сопротивления впускного тракта в
количественном отношении изменения часового расхода воз-
духа и наполнения здесь будут менее ощутимы. Поэтому,
учитывая сравнительно небольшие изменения коэффициента
наполнения на режимах разгона при неизменном положении
дроссельной заслонки даже у карбюраторных двигателей
(3—5% по опытным данным) и исходя из сравнительно ма-
лых пределов изменения коэффициента наполнения у дизелей
в зависимости от числа оборотов коленчатого вала и на-
грузки, изменениями в наполнении и часовом расходе воз-
духа на режимах разгона дизелей при постоянном положении
рейки топливного насоса можно пренебречь и считать, что
наполнение в этом случае будет таким же, как и на устано-
вившихся режимах. Конечно, это еще не означает, что про-
цессы газообмена не оказывают никакого влияния на работу
дизелей при разгоне, так как изменение характера движения
воздушного потока во впускном тракте и на входе в ци-
линдры, а также потока отработавших газов на выпуске за
счет повышения частоты пульсаций и других явлений может
привести к значительным изменениям вихревых движений за-
ряда в камере сгорания, усилению его турбулизации и соз-
данию более выгодных условий для протекания процесса сго-
рания. Последнее обстоятельство может частично или полно-
стью компенсировать отрицательное влияние тепловой инер-
ции двигателя на процесс сгорания. Исходя из этого и пред-
полагая идентичной цикловую подачу топлива для каждого
числа оборотов при разгоне цикловой подаче топлива на со-
ответствующих установившихся режимах, можно предпола-
гать, что на режимах разгона при неизменном положении
рейки топливного насоса существенных изменений в рабочем
процессе дизеля по сравнению с установившимися режима^
350
ми наблюдаться не будет, в связи с чем показатели рабочего
процесса дизеля при разгоне не должны значительно отли-
чаться от соответствующих показателей для установившихся
режимов.
При уменьшении оборотов коленчатого вала на наполне-
ние цилиндров дизеля подобно карбюраторным двигателям
будут оказывать влияние инерционный напор воздушного
столба при замедленном его движении и тепловая инерция
деталей. Учитывая противоположность воздействия этих двух
факторов, можно также полагать, что и в этом случае значи-
тельного изменения наполнения наблюдаться не будет. В то
же время благодаря повышению давления и температуры
конца сжатия из-за повышенного подогрева заряда проте-
кание процесса сгорания и процесса'расширения на режимах
снижения оборотов может значительно улучшиться, что при-
ведет к повышению индикаторных показателей двигателя по
сравнению с установившимися режимами.
На эффективные показатели дизелей в случае режимов
увеличения или уменьшения оборотов коленчатого вала, кро-
ме изменений в рабочем процессе, большое Влияние могут
оказывать затраты мощности на изменение кинетической
энергии движущихся масс (уравнение XI.2). При этом, так
как относительные величины масс в дизелях обычно более
значительны, чем в карбюраторных двигателях, затраты мощ-
ности на изменение кинетической энергии движущихся масс
по своим относительным значениям здесь должны быть много
больше. Поскольку основной массой, определяющей затраты
мощности на увеличение кинетической энергии движущихся
масс двигателя, является маховик, то казалось бы, что с точ-
ки зрения улучшения динамических качеств двигателей во
всех случаях целесообразно уменьшать массу маховика до
минимума. Однако с, таким выводом нельзя согласиться, так
как при малых массах маховика, особенно у тяжелых авто-
мобилей и тракторов, Затрудняется трогание машин с места,
а также преодоление кратковременных перегрузок, что не
только не улучшит их динамические качества, а наоборот,
значительно ухудшит их. Поэтому размеры маховика и его
масса должны выбираться оптимальными с учетом обеспече-
ния надежного трогания машин с места и успешного преодо-
ления кратковременных перегрузок при возможно мини-
мальных затратах мощности двигателя на раскрутку его
движущихся деталей при разгоне.
Работа дизелей при сложных неустановившихся режимах
зависит от совместного воздействия рассмотренных выше яв-
лений, относящихся и к режимам изменения нагрузки при
постоянных оборотах коленчатого вала, и к режимам измене-
ния оборотов коленчатого вала при неизменном положении
рейки топливного насоса. Естественно, что суммарное воз-
351
Действие различных факторов на этих режимах окажется
более существенным, чем их влияние в частных случаях на
режимах изменения нагрузки или оборотов коленчатого вала.
Так, например, в случае разгона в процессе изменения по-
ложения рейки топливного насоса отставание теплового со-
стояния двигателя будет значительно больше, чем на режи-
мах изменения нагрузки и изменения оборотов в отдель-
ности. В связи с этим значительно большим изменениям под-
вергнутся и все процессы, сопровождающие работу двига-
теля. Поэтому при сложных режимах показатели двигателей
могут отличаться от соответствующих показателей для уста-
новившихся режимов более значительно, однако нарушение
рабочего процесса в дизелях всегда будет меньше, чем в
карбюраторных двигателях.
Режимы запуска холодных двигателей характеризуются
ухудшением процесса смесеобразования и значительным сни-
жением всех параметров процесса сжатия, что приводит к
протеканию процесса сгорания в крайне невыгодных усло-
виях (низкие начальные температуры и давления, большой
отвод тепла, медленное развитие окислительных процессов
и т. п.). Поэтому подобно карбюраторным двигателям работа
дизелей в период запуска при всех значениях оборотов ко-
ленчатого вала сопровождается большими отклонениями про-
цессов рабочего, цикла от процессов на соответствующих
установившихся режимах.
Работа дизелей на холостом ходу в период прогрева и на
холостом ходу после сброса нагрузки примерно аналогична4
работе карбюраторных двигателей на соответствующих ре-
жимах. Исключение здесь составляют лишь процессы смесе-
образования, в связи с чем в дизелях указанные режимы бу-
дут протекать в более выгодных условиях и с меньшими по-
терями.
Двигатели с впрыском топлива и принудительным воспла-
менением рабочей смеси по способу смесеобразования, регу-
лированию мощности и некоторым другим особенностям за-
нимают промежуточное положение между карбюраторными
двигателями и дизелями. В связи с этим происходящие в них
на неустановившихся режимах процессы также носят проме-
жуточный характер, приближаясь в отдельных случаях к
процессам, которые могут наблюдаться или в карбюратор-
ных двигателях, или в дизелях в зависимости от места, спо-
соба, времени впрыска топлива и от условий и режимов ра-
боты двигателя.
Так, цапример, протекание процессов газообмена в рас-
сматриваемых двигателях на различных неустановившихся
режимах с качественной стороны будет совершенно анало-
гичным соответствующим процессам в карбюраторных двига-
телях. Количественно, конечно, эти процессы могут так или
352
иначе отличаться, так как сопротивление впускных органов
и подогрев заряда на впуске у двигателей с впрыском топ-
лива и принудительным зажиганием всегда ниже, чем у кар-
бюраторных двигателей.
Наибольшие расхождения между карбюраторными двига-
телями и двигателями с впрыском топлива будут наблюдать-
ся в процессах смесеобразования. Во всех случаях неуста-
новившиеся режимы двигателей с впрыском топлива должны
сопровождаться меньшими нарушениями смесеобразования и
меньшими изменениями состава смеси, чем это наблюдается
у карбюраторных двигателей. Причем степень нарушения
процессов смесеобразования и изменения состава смеси здесь
будут определяться способом, местом и моментами впрыска
топлива. Минимальные нарушения смесеобразования имеют-
ся при непосредственном впрыске топлива в цилиндры двига-
теля, особенно в период впуска, а максимальные — при не-
прерывной подаче топлива во впускной трубопровод.
Значительно меньшим изменениям в двигателях с впры-
ском топлива, чем в карбюраторных двигателях, подверга-
ются также процессы сгорания и расширения.
В результате всего этого изменение индикаторных показа-
телей двигателей данного типа на различных неустановив-
шихся режимах должно быть менее существенно, чем у кар-
бюраторных двигателей, и более значительно, чем у дизелей.
Поэтому двцгатели с впрыском топлива и принудительным
зажиганием всегда и во всех случаях на неустановившихся
режимах обладают более высокими динамическими свойст-
вами, чем карбюраторные двигатели. Если учесть, что массы
движущихся деталей в двигателях с впрыском легкого топ-
лива значительно меньше соответствующих масс дизелей, то
в отдельных случаях в связи с меньшими относительными
затратами мощности на изменение кинетической энергии дви-
жущихся масс динамические качества этих двигателей могут
быть при неустановившихся режимах даже выше соответст-
вующих динамических качеств дизелей, т. е. двигатели с
впрыском топлива могут обладать наибольшей, например,
приемистостью на режимах разгона.
По экономическим показателям на неустановившихся ре-
жимах двигатели с впрыском топлива, очевидно, могут при-
ближаться или к карбюраторным двигателям, или к дизелям
в соответствии с тем, как осуществляется впрыск топлива.
В последние годы в качестве силовых установок транс-
портных машин начинают внедряться роторные или роторно-
поршневые двигатели. Рабочий процесс этих двигателей прин-
ципиально может осуществляться аналогично рабочему про-
цессу или карбюраторных двигателей, или дизелей. В случае
карбюраторного варианта роторного двигателя все процессы
в нем при неустановившихся режимах будут протекать каче-
12—165	353
ственно так же, как и в карбюраторных двигателях, а в слу-
чае дизельного варианта — так же, как и в дизелях. При
этом вследствие ряда конструктивных особенностей количе-
ственная характеристика процессов может так или иначе от-
личаться от соответствующих количественных характеристик
карбюраторных двигателей и дизелей.
4. Индикаторные и эффективные показатели
двигателей на неустановившихся режимах
При прочих равных условиях на установившихся
режимах эффективные и индикаторные показатели, а также
механические потери представляют собой некоторые функции
числа оборотов коленчатого вала и нагрузки двигателя.
При неустановившихся режимах в общем случае число
оборотов коленчатого вала, нагрузка и тепловое состояние
двигателя непрерывно изменяются от цикла к циклу, оказы-
вая определенное влияние на происходящие в двигателях
процессы. В результате показатели двигателей на неустано-
вившихся режимах будут определяться не только значениями
самих вышеперечисленных факторов, но и характером их из-
менения. Поэтому в случае неустановившихся режимов ос-
новные показатели двигателей можно представить в виде
функций:
AfK.Hy = /1(«),ZX) 8, Г.Х)
Чну=/2(«>,Л\ 8, г,х)
&ну = /з(“,/,М,ЛХ)
Pi ну = /4 (ш, Л \ 8, Л Z)
^Hy=f5(%/;\ 8, лх)
(XI.3)
где 'кс. ну, Ne ну, Se ну, Pi ну и 2V, ну — соответственно крутя-
щий момент, эффективная мощность, эффективный удельный
расход топлива, среднее индикаторное давление и индика-
торная мощность двигателя при неустановившихся режимах;
о)—угловая скорость коленчатого вала;
j—угловое ускорение коленчатого вала;
\— коэффициент (степень) дросселирования для дви-
гателей с принудительным воспламенением рабочей
смеси и коэффициент (степень) подачи топлива для
дизелей *;
* Под коэффициентом (степенью) дросселирования понимается от-
ношение абсолютного давления в задроссельном пространстве при дан-
ном открытии дроссельной заслонки к давлению при полном ее открытии.
Под коэффициентом (степенью) подачи топлива понимается отноше-
ние подачи топлива при данном положении рейки топливного насоса к
полной подаче топлива за цикл.
354
8— интенсивность изменения коэффициента дросселиро-
вания или коэффициента подачи топлива;
Т —тепловое состояние двигателя;
X — интенсивность изменения теплового состояния.
Уравнения (XI.3) символически выражают зависимость
основных показателей двигателей при неустановившихся ре-
жимах в самом общем случае, когда все факторы, характери-
зующие режимы работы двигателей, являются независимыми
переменными. Поскольку в реальных условиях эксплуатации
при различных неустановившихся режимах не все из пере-
численных факторов представляют собой независимые пере-
менные, то применительно к конкретным режимам число не-
зависимых переменных может сократиться и уравнения могут
значительно упроститься. Так, например, для наиболее важ-
ных эксплуатационных режимов, связанных с изменением на-
грузки и оборотов коленчатого вала, при нормальной работе
системы охлаждения и нормальном техническом состоянии
двигателя температура его деталей, а следовательно, и теп-
ловое состояние определяются режимами работы — числом
оборотов коленчатого вала и нагрузкой двигателя *.
В связи с этим тепловое состояние двигателя может само
рассматриваться как некоторая функция нагрузки и оборотов
коленчатого вала, т. е.
7' = ф1(ш,Х).	(XI.4)
В свою очередь интенсивность изменения теплового со-
стояния на неустановившихся режимах для каждого из дви-
гателей при выполнении указанных выше условцй может
быть представлена в виде некоторой функции от интенсивно-
сти изменения нагрузки и скоростного режима, т. е.
Х = Ш 3).	(XL5)
Тогда уравнения (XI.3) приводятся к виду
Мк. ну — (ш, j\ \ 8)
Чну = ?2(0), J\ К 8)
^ну = ?з(^, Z \ 8)
Pl ну ~	С03, /> 8)
Nt Ну =	С03, Ji К 8)
(XL6)
и т. д.
* Здесь исключаются режимы, в которых основным фактором, опре-
деляющим работу двигателя, является тепловое состояние (прогрев дви-
гателя, затухание и т. n.)t
12*
355
Действительно, возьмем, например, выражение для Мк,ну.
Полный дифференциал этой функции
1 лл	ну 1 дМК' ну	дМк, ну м
dMK, ну =	+ dj+ —=^—dk +
+ 2^1 db + dT +	d*.	(XI .7)
1	38	‘ дТ	3%	'	7
На основании уравнений (XI.4) и (XI.5)
dT = ^du> + -ф-dX
до> 1 ЭХ
И
dZ=^df+^db.
dj J 1 ЭВ
(XI.8)
Подставляя значения dT и dx из уравнений (XL8) в урав-
нение (XI.7), получим
, Л/| Э/Ик. ну ЭЛ4К. ну Э/Ик. Ну ,«>
^к.ну = ^^^ + -<^ф + -51-й!Х +
дМк. ну дМк, ну	дМк. „у Эф,
+	—-д^аш + ~дг—~дГм +
_Мс_ну_ d дМ^
Э/ dj J 1 Э/ ЭВ ’	v 7
откуда
п/ Э/Ик< ну - Э/ИК-ну ЭЛ4К. ну Э/Ик. ну
и, следовательно,
Мк. ну = ?1 (ш> 7 Х, 8)-
В других случаях число независимых переменных может
быть еще меньше. Поэтому, учитывая наличие определенных
связей между переменными в системе уравнений (XI.3) при
различных эксплуатационных режимах, в дальнейшем для
упрощения процесса исследования ограничимся системой
уравнений (XI.6), оговорившись при этом, что независимыми
переменными в этой системе могут быть любые из шести
переменных, однако общее число их во всех случаях не будет
превышать четырех.
Предположив теперь, что функции, например Л4к.ну, при
изменении режима работы двигателя за счет приращений ар-
гументов du, dj, d\ и db изменяются от некоторых начальных
значений
^к. ну ?1 С03) Ji К
до некоторого конечного значения
Мк, ну = (<*> + dor, j-\- dj\ \ 4" d\ 8 Д- db),
.356
По формуле Тейлора
Мк ну=?1(“,/, X, 5) + -^-rfa> + -^-rf/+4r-^ +
К. ну П\	,	/ I dw	I	J I	I
Если пренебречь членами разложения, содержащими бес-
конечно малые величины высших порядков, то
мк. ну=?1 (ш, Л X, 8) + d« + dj + d\ + dK
В случае конечных приращений
Дс. ну = ?i G0, Л X, 8) +	Д/ +
+4гдх+-11-д8’	<х1-10)
а приращение самой функции
д^к н ~^>ди) + ^.ду + -^дХ + 4^Д5. (XI.11)
к« НУ до 1 dj J 1 дк 1 дБ 4	7
Примем в качестве исходного некоторый установившийся
режим с о) = а)0, Х = Х0 и Л/к0 = <рг (о>0, Хо).
Тогда значение крутящего момента для неустановивше-
гося режима с w — о)ну, X = Хиу,у=/ну и 3 = 3Ну можно предста-
вить как
Д, ну = мко + ДЛ1К. ну = 7ИК.О + -^.дш + ^ду +
+ 4гдХ + 4гд8-	(Х!Л2)
Для установившегося режима с w = coHy и Х = Лну очевидно,
что
д<. у=мк+-^ д“+4гдх- <Х1ЛЗ)
где ^.ДШ + -|>ДХ^ приращение крутящего момента на
установившихся режимах при измене-
нии уГЛОВОЙ СКОРОСТИ ОТ (0 = й>о ДО (0 =
=о>ну и степени дросселирования от
А—Хр до Х=Хиу,.
357
С учетом уравнения (XI. 13) крутящий момент двигателя
на неустановившемся режиме будет равен
мк.ну = лгк. у + 4г д-/ + 4г д8>	<Х1-14)
где -^-Д/4--^-Д8 — приращение крутящего момента на
неустановившихся режимах за счет изменения угловой ско-
рости коленчатого вала и интенсивности дросселирования
(изменения нагрузки).
Из уравнений (XI.12), (XI.13) и (XI.14) следует, что из-
менение показателей двигателя для любого момента неуста-
новившегося режима в общем случае может быть представ-
лено как сумма двух составляющих:
—	приращения на установившихся режимах за счет изме-
нения угловой скорости и нагрузки от некоторых значений на
исходном режиме до некоторых значений, соответствующих
рассматриваемой точке неустановившегося режима;
—	приращения за счет изменения угловой скорости и на-
грузки непосредственно в течение самого неустановившегося
режима.
В случае установившегося исходного режима
А *	•	*	•	А	Сц	^Ч	Л	X
Ду = /—/0=у = -^- и Д8 = 8 — 8О = 8 = —.
Поэтому
мк. ну = Мк. у + -^-у + 4г 8 (XI. 15)
ИЛИ
м =М
/пк-ну '•''к.у-Г dj dt 1- f)g dt .
Обозначим 4yL через и через $м,
тогда
^к.ну=^к.у + »м4г+^4г-	(XI.16)
Аналогично уравнению (XI.16) могут быть получены со-
ответствующие уравнения для других показателей двига-
телей.
Уравнение (XI.16) и аналогичные ему уравнения для дру-
гих показателей двигателей можно рассматривать как об-
щие уравнения неустановившихся режимов вообще, так как
из них легко получаются как частные случаи соответствую-
щие уравнения для большинства наиболее важных режимов
работы двигателей внутреннего сгорания или путем замены
одних независимых переменных другими, или путем исклю-
чения лишних независимых переменных.
358
Действительно, в случае, например, разгонов, когда изме-
няются и обороты коленчатого вала и положение регулирую-
щего органа, эти уравнения остаются неизменными. А на не-
установившихся режимах п-ри неизменном положении регу-
лирующего органа они принимают вид
<.нУ=-ч.У+»м4ги т- д-	(хш)
Для неустановившихся режимов при постоянных оборотах
коленчатого вала
<.Hy = MK.y+£M-g- и т. д. (XI.18)
При неизменном положении регулирующего органа и из-
меняющихся оборотах коленчатого вала и тепловом состоя-
нии двигателя вид уравнений может быть следующим:
Л/к.иу = Л1к.у + &м-^ + и т.д, (XI.19)
5.	Баланс и потери мощности двигателей
на неустановившихся режимах
Для установившихся режимов эффективная мощ-
ность двигателя
Ne = Nly-NM,y,	(XI.20)
аналогично текущие значения эффективной мощности для не-
установившихся режимов
ЧнУ = МнУ±ЛГу-^.ну,	(XI.21)
где МуИ-ЛГ/ну— соответственно значения индикаторной
мощности двигателя на установившихся
и неустановившихся режимах;
Nj—затраты мощности на изменение кинети-
ческой энергии движущихся масс двига-
теля;
у и А^м.ну — мощность механических потерь соответ-
ственно на установившихся и неустано-
вившихся режимах.
Изменение эффективной мощности на неустановившихся
режимах по сравнению с установившимися режимами исходя
из уравнений (XI.20) и (XI.21) будет равно
ну “ у ну — у ну) i
±Wy-(WM.y-2VM.Hy)	(XI.22)
359
или
±Ne ну = Д^ ну ± ЛГ. - ДЛГМ. ну.	(XI.23)
Первый член правой части последнего уравнения пред-
ставляет собой изменение индикаторной мощности двигателя
при неустановившихся режимах. Поскольку обычно в боль-
шинстве случаев индикаторная мощность на неустановив-
шихся режимах меньше индикаторной мощности при устано-
вившихся режимах, т. е. имеются потери индикаторной мощ-
ности при переходе к неустановившимся режимам, то этот
член уравнения может быть назван индикаторными потерями.
Индикаторные потери определяются рядом особенностей в
протекании рабочего процесса двигателей. Они включают из-
менения мощности вследствие нарушения процессов смесеоб-
разования Д?/а, изменения процессов наполнения
несоответствия углов опережения зажигания составу смеси
Д7Уе, изменения процесса сгорания в связи с тепловой инер-
цией и другими причинами ДМСГ.
Таким образом,
Д^ ну = Д7У + ДЛ^ + ДЛ^ + Д^г. (XI.24)
Индикаторные потери в зависимости от изменения коэф-
фициента наполнения (vjv), величины отношения	и
ряда других факторов могут достигать весьма существенных
значений, доходя в отдельных случаях до 20% и' более.
Затраты мощности на изменение кинетической энергии
движущихся масс двигателя Nj зависят от характера неуста-
новившегося режима и могут быть положительными, отрица-
тельными и равными нулю. Выше они были названы инер-
ционными потерями.
Величина инерционных потерь определяется уравнением
(XI.2). Для оценки этих потерь введем инерционный к. п. д.,
под которым будем понимать отношение эффективной мощ-
ности, действительно развиваемой двигателем при неустано-
вившихся режимах, к мощности, которая развивалась бы им
в предположении отсутствия инерционных потерь, т. е.
=	= 1-----iL. (XI.25)
J N	N	N
Так как N'e ну = Nt Hyv)M. яу,
ТО
дг.
’	(XI.26)
7	ну^м. ну
360
где v)y — инерционный к. п. д.;
Л^ну— текущие значения эффективной мощности на не-
установившихся режимах при отсутствии инер-
ционных потерь; Л^ну = ЛГну — ДГу;
Мну — текущие значения индикаторной мощности на
неустановившихся режимах;
Ну — текущие значения механического к. п. д. на не-
установившихся режимах.
После подстановки в уравнение (XI.26) значения Nj из
уравнения (XI.2), будем иметь
7дв -угг П
^•=1-7Тб^Д--------•	(XI.27)
7	* I нучм. ну
Для каждого из двигателей при неизменном сорте топли-
ва и данных условиях окружающей среды
ну = ану нуге-
Тогда
»; = 1--------------- (XI.28)
г^^ну7)м.ну
«ну
или через другие параметры
^=1~—7.U., 	<Х1'29>
1 + ~N~	1 + , Л.
Jjl3~dtn
Из уравнений (XI.27), (XI.28) и (XI.29) видно, что инер-
ционный к. п. д. зависит от момента инерции движущихся
масс двигателя (/дв), углового ускорения коленчатого вала
/ da \	/
( -и- 1, протекания процессов в двигателе -, riV иу L ве-
\ at J	\ «ну	* /
личины механических потерь (y]m. ну) и характера неустано-
вившегося режима. С увеличением момента инерции (напри-
мер, использование более массивного маховика), с повыше-
нием интенсивности разгона и ухудшением процессов смесе-
образования, наполнения, сгорания, а также с увеличением
механических потерь инерционный к. п. д. уменьшается.
Для установившихся режимов и неустановившихся режи-
мов при неизменных оборотах коленчатого вала —
т);=1, для режимов разгона для режимов затухания,
наоборот, r[j> 1.
361
С учетом инерционного к. п. д. эффективный коэффициент
полезного действия при неустановившихся режимах может
быть представлен как
Уе ну === ну^Ом. ну'Су,	(XL30)
где т]г ну — индикаторный к. п. д. двигателя на неустановив-
шихся режимах.
Как можно видеть из уравнения (XJ.30), по своему физи-
ческому смыслу инерционный к. п. д. является поправкой к
эффективному к. п. д. двигателя при неустановившемся ре-
жиме.
Изменение механических потерь при неустановившихся ре-
жимах ДЛ^м.ну является следствием воздействия различных
факторов, определяющих работу двигателя в этом случае.
Подобно установившимся режимам представим механиче-
ские потери четырехтактного двигателя без наддува на ре-
жимах разгона в виде уравнения
Mi. ну — ^т. ну Н" ^г. ну Д^н. ну “И Л^п. ну>	(XI.31)
где NTt ну — затраты мощности на преодоление сил тре-
ния;
Nrt ну — затраты мощности на преодоление гидравличе-
ских сопротивлений;
Mi. ну — мощность, затрачиваемая на осуществление на-
сосных процессов;
М. ну — мощность, затрачиваемая на привод вспомога-
тельных механизмов и устройств.
Вследствие отставания теплового состояния двигателя и
его отдельных деталей, а также в связи с изменением харак-
тера протекания различных процессов в двигателях на не-
установившихся режимах отдельные составляющие правой ча-
сти уравнения (XI.31) будут отличаться от соответствующих
составляющих для установившихся режимов.
Если инерционные потери как потери внутри самого дви-
гателя при неустановившихся режимах отнести к механиче-
ским потерям и рассматривать общие затраты мощности в
двигателе, то общие механические потери в зависимости от
знака инерционных потерь (т. е. от вида неустановившегося
режима) могут быть и меньше и больше соответствующих
потерь при установившихся режимах, причем разница между
ними будет, очевидно, тем значительнее, чем выше угловое
ускорение коленчатого вала.
В соответствии с последней трактовкой механических по-
терь двигателей при неустановившихся режимах механиче-
ский к. п. д. можно представить в виде
^м. ну = Ч/Ом. ну,
где — общий механический к. п. д. двигателя с учетом
инерционных потерь.
Глава XII
РЕГУЛИРОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
1.	Регулирующие устройства и устойчивость
работы двигателей
Как показано в предыдущей главе, режимы рабо-
ты двигателей внутреннего сгорания определяются нагруз-
кой, числом оборотов коленчатого вала и тепловым состоя-
нием. При этом для каждого из двигателей нагрузка и Обо-
роты коленчатого вала могут изменяться лишь в строго опре-
деленных пределах, зависящих от характеристики двигателя
и организации его рабочего процесса.
Одной из характерных особенностей работы двигателей
колесных и гусеничных машин является частое и значитель-
ное изменение внешней нагрузки в связи с изменением внеш-
них сопротивлений в процессе движения. При неизменном
положении регулирующего органа изменение внешней нагруз-
ки двигателя приводит к соответствующему изменению числа
оборотов коленчатого вала, которое в ряде случаев может
выходить за допустимые пределы, вызывая нарушение рабо-
чего процесса (заглохание двигателя, работа с сильным дым-
лением и т. п.). Для предотвращения указанного явления
при изменении внешней нагрузки необходимо соответствую-
щим образом изменять положение регулирующего органа —
рейки топливного насоса в дизелях и дроссельной заслонки
в карбюраторных двигателях. В простейшем случае для ряда
режимов это может осуществляться самим водителем, осо-
бенно при сравнительно небольших и редких изменениях на-
грузки. Однако в случаях частых и резких изменений внеш-
ней нагрузки такое регулирование будет связано со значи-
тельной утомляемостью водителей. Кроме того, для целого
ряда режимов (холостой ход, прогрев двигателя и т. п.) руч-
ное регулирование практически вообще невозможно. Поэтому
для поддержания оборотов коленчатого вала двигателей в
допустимых пределах обычно используют специальные систе-
мы, носящие название регуляторов числа оборотов.
Под регуляторами оборотов двигателей понимаются авто-
матические устройства, воспринимающие отклонение числа
оборотов коленчатого вала от заданного значения и воздей-
ствующие на орган управления двигателя таким образом,
чтобы ограничивать эти отклонения. Следовательно, задачей
363
регуляторов является обеспечение устойчивой работы двига-
телей по оборотам.
Устойчивость скоростного режима зависит от соотноше-
ния характеристик развиваемого двигателем крутящего мо-
мента и момента внешних сопротивлений. На рис. XII.1 по-
казаны два возможных варианта соотношения характеристик
по оборотам двигателя MK = f(n) и потребителя Мс=/(п).
Точки пересечения характеристики двигателя (Л4К) и харак-
теристики внешнего сопротивления (Л1с) определяют режим
работы двигателя с числом оборотов п.
Рис. XII.1. Устойчивая (я) и неустойчивая (б) работа двига-
телей:
Мк — характеристика крутящего момента:	— характеристика мо-
мента сопротивлений
Если в силу каких-либо причин число оборотов коленча-
того вала уменьшится до то в первом случае (рис. XII.1, а)
момент сопротивлений Мс становится меньше крутящего мо-
мента двигателя Л4К, в связи с чем двигатель будет стремить-
ся к повышению оборотов и обороты его восстановятся до п.
При увеличении оборотов до п2 момент сопротивлений Л4С
становится больше крутящего момента Л4К, поэтому обороты
коленчатого вала начнут снижаться, стремясь к оборотам
равновесного состояния п. Такцм образом, в первом случае
двигатель при нарушении скоростного режима будет восста-
навливать обороты коленчатого вала самостоятельно. Такая
работа двигателей называется устойчивой.
Во втором случае (рис. XII.1,6) при уменьшении оборо-
тов до П\ крутящий момент двигателя Л4К становится меньше
момента сопротивлений Л4С, что должно вызвать дальнейшее
снижение оборотов коленчатого вала. При увеличении оборо-
тов создается избыток крутящего момента Л4К над моментом
сопротивлений Л4С, в результате чего обороты будут еще
больше отклоняться от оборотов равновесного состояния п
в сторону их увеличения. Такая работа двигателей называет-
ся неустойчивой.
364
Устойчивость и неустойчивость работы двигателей, как это
следует из изложенного, в общем случае определяется не
только характеристиками самих двигателей, но и характери-
стиками потребителей. Поэтому функции регулирующих си-
стем заключаются в таком согласовании характеристики
двигателя с характеристикой потребителя, при котором обес-
печивается сохранение заданных скоростных режимов с до-
пустимыми отклонениями оборотов коленчатого вала.
2.	Регулирование числа оборотов в двигателях
колесных и гусеничных машин
Для двигателей колесных и гусеничных машин ха-
рактерно изменение оборотов коленчатого вала в широких
пределах, поэтому обычно особенно жестких требований в
отношении регулирования числа оборотов в этих двигателях
не предъявляется и они принципиально могут работать на
большей части эксплуатационных режимов без регулирую-
щих устройств. Исключением здесь являются лишь режимы
максимальных оборотов и холостого хода. При этом в связи
с особенностями регулирования нагрузки требования в отно-
шении регулирования максимальных оборотов и оборотов
холостого хода различны для карбюраторных двигателей и
дизелей.
В карбюраторных двигателях, имеющих сравнительно вы-
сокое сопротивление впускной системы, с увеличением числа
оборотов крутящий момент, особенно на частичных нагруз-
ках, довольно резко уменьшается (рис. XII.2, а). Вследствие
этого для большинства положений дроссельной заслонки обо-
роты коленчатого вала при отсутствии нагрузки оказываются
или меньше номинальных, или превышают их на незначи-
тельную величину. Поэтому при частичных положениях дрос-
сельной заслонки резкое уменьшение нагрузки карбюратор-
ного двигателя не связано -с какими-либо опасными послед-
ствиями и в этих случаях необходимость регулирования мак-
симальных оборотов отпадает. Только при полных и близких
к ним открытиях дроссельной заслонки число оборотов ко-
ленчатого вала при резком сбросе нагрузки может значи-
тельно превысить номинальные обороты. Однако в связи с
тем что при увеличении числа оборотов в карбюраторных
двигателях не происходит заметного нарушения рабочего про-
цесса, а кратковременная и эпизодическая работа двигателя
с числом оборотов, на 30—50% превышающим номинальные,
не представляет особой опасности, здесь можно обойтись
без регулятора максимальных оборотов. Следовательно, во
всех случаях карбюраторные Двигатели могут работать прин-
ципиально без регулятора максимальных оборотов коленча-
365
того вала. Лишь при использовании мощных карбюраторных
двигателей на грузовых автомобилях они снабжаются огра-
ничителями оборотов, основное назначение которых сводится
к тому, чтобы предотвратить возможность превышения допу-
стимой скорости движения автомобиля при работе его с не-
догрузкой или порожняком, когда запас мощности двигателя
оказывается достаточно большим.
В дизелях из-за более пологого закона изменения кру-
тящего момента по оборотам почти на всех режимах при
внезапном снижении нагрузки обороты коленчатого вала мо-
гут значительно превысить номинальные (рис. ХП.2,б). Так
Рис. XI 1.2. Изменение крутящего момента двигателей в зави-
симости от числа оборотов коленчатого вала:
а — карбюраторный двигатель: б —дизель; / — внешняя характери-
стика: 2—5 — частичные характеристики
как увеличение оборотов в дизеле, с одной стороны, связано
с существенным нарушением процесса сгорания и рабочего
процесса в целом, а с другой — при достаточно больших мас-
сах подвижных деталей сопровождается резким увеличением
нагрузок на детали от сил инерции, то максимальные обо-
роты коленчатого вала здесь необходимо ограничивать зна-
чениями, при которых обеспечивается надежная работа дви-
гателя без нарушения рабочего процесса и перегрузок дета-
лей. Поэтому дизели должны обязательно иметь регуляторы,
ограничивающие верхний предел оборотов коленчатого вала
при различных нагрузках.
Одним из важнейших режимов автотракторных двигате-
лей является режим холостого хода. Для работы двигателя
на холостом ходу характерно равенство индикаторной ра-
боты и работы внутренних сопротивлений или, что то же
самое,
Pt=Pu>
На основании данных главы VI среднее индикаторное дав-
ление можн© выразить уравнением
л =	(ХП.1)
366
где k! — постоянная величина;
QH— низшая теплотворность топлива;
Zo.— количество воздуха, необходимое для полнего сго-
рания 1 кг топлива, кг\
Y)z — индикаторный к. п. д,;
а — коэффициент избытка воздуха;
Y)v — коэффициент наполнения;
ув — удельный вес воздуха.
Если включить в постоянный сомножитель все величины,
которые не зависят от числа оборотов коленчатого вала, то
уравнение (XII.1) примет вид
А =	(ХП.2)
ГдеГ = А'-^Тв.
В карбюраторных двигателях для небольшого интервала
изменения оборотов коленчатого вала при работе на холостом
ходу можно считать а = const и тр = const, тогда
А =	(ХП.З)
где £"' = £" 21L.
Следовательно, при работе на режимах холостого хода
изменение среднего индикаторного давления в карбюратор-
ном двигателе примерно аналогично изменению коэффициен-
та наполнения и при соответствующих масштабах оба эти
параметра графически могут выражаться одной и той же
кривой (рис. ХП.З, а). В случаях сильного прикрытия дрос-
сельной заслонки и малых оборотов коленчатого вала, что
характерно для режимов холостого хода, коэффициент на-
полнения, а следовательно, и пропорциональное ему среднее
индикаторное давление с увеличением оборотов резко па-
дают. При увеличении с возрастанием числа оборотов сред-
него давления механических потерь такой характер измене-
ния среднего индикаторного давления, как это можно видеть
из рис. ХП.З, а, обеспечивает устойчивую работу двигателя
на холостом ходу, поэтому карбюраторные двигатели не нуж-
даются в каких-либо дополнительных устройствах для под-
держания оборотов холостого хода.
Для дизелей на режимах холостого хода с известными до-
пущениями можно считать не зависящими от числа оборо-
тов Tiv и т)г, тогда из уравнения (XII.2)
P,-4,v-
Г 4	а
ИЛИ	V
(XII.4)
где Д£ц — подача топлива на цикл топливным насосом.
367
Как следует из уравнения (XI 1.4), среднее индикаторное
давление в дизелях при работе на холостом ходу пропорцио-
нально цикловой подаче топлива. В топливных насосах зо-
лотникового типа подача топлива на цикл при увеличении
оборотов возрастает, в связи с чем при работе дизеля на хо-
лостом ходу в случае увеличения оборотов среднее индикатор-
ное давление увеличивается, а в случае снижения их умень-
шается. При этом среднее индикаторное давление с увеличе-
нием оборотов возрастает обычно быстрее, чем среднее дав-
ление механических потерь (рис. XII.3,6). Такой характер
Рис. XI 1.3. Изменение среднего индикаторного давления (pi)
и среднего давления механических потерь (рм) при работе
двигателей на холостом ходу:
а — карбюраторный двигатель: б — дизель
изменения pi и рм приводит к тому, что работа дизеля на
режимах холостого хода оказывается неустойчивой или ма-
лоустойчивой (рис. XII.1,6). Поэтому на дизелях с топлив-
ными насосами золотникового типа необходимо устанавли-
вать регуляторы минимального числа оборотов. Здесь следует
заметить, что кроме обеспечения устойчивости работы дизе-
лей на холостом ходу регуляторы минимальных оборотов
ограничивают еще и снижение оборотов ниже определенного
минимума, при котором обеспечивается более или менее ка-
чественное протекание процессов смесеобразования.
Таким образом, автотракторные карбюраторные двигате-
ли практически не нуждаются в регуляторах числа оборотов
коленчатого вала, а для дизелей необходимы как минимум
регуляторы максимальных и минимальных скоростных режи-
мов. Обычно эти два регулятора выполняются в виде одного
общего агрегата, который называется двухрежимным регуля-
тором.
В ряде случаев на автомобильных дизелях и, как правило,
на дизелях, используемых на гусеничных машинах, вместо
двухрежимных регуляторов используются регуляторы, кото-
рые поддерживают в известных пределах любое заданное
число оборотов коленчатого вала во всем рабочем диапазоне
368
чисел оборотов двигателя. Такие регуляторы принято назьь
вать всережимными. При всережимных регуляторах подача
топлива в соответствии с режимом работы двигателя уста-
навливается регулятором, а водитель задает лишь режим
работы путем соответствующего натяжения пружины.
Применение всережимных регуляторов значительно об’
легчает условия работы водителей, особенно в случаях рез-
ких и частых изменений внешней нагрузки на двигатель.
3.	Типы регуляторов и их принципиальные схемы
Регуляторы оборотов коленчатого вала двигателей
классифицируются по целому ряду различных признаков.
По принципу действия чувствительного элемента разли’
чают регуляторы механические, гидравлические, пневматиче’
ские и электрические.
По назначению регуляторы делятся на однорежимные
(предельные, прецизионные), двухрежимные и всережимные.
По способу передачи энергии от чувствительного элемен-
та к регулирующему органу (рейка топливного насоса, др о о
сельная заслонка и т. п.) регуляторы могут быть прямого
действия, в которых усилие передается непосредственно ре-
гулирующему органу, и непрямого действия, в которых уси-
лие к регулирующему органу передается через промежуточ-
ное устройство.
На современных отечественных двигателях колесных и гу-
сеничных машин из перечисленных типов регуляторов при-
меняются лишь механические двухрежимные или всережим-
ные регуляторы прямого действия. Основными достоинства-
ми таких регуляторов являются простота конструкции,
отсутствие дополнительных вспомогательных агрегатов (уси-
лителей) и простота обслуживания.
Двухрежимные регуляторы используются на двухтакт-
ных дизелях ЯМЗ-204 и ЯМЗ-206. Принципиальная схема та-
кого регулятора показана на рис. XII.4. Регулятор крепится
корпусом к торцовой крышке продувочного насоса и при-
водится в действие от вала верхнего ротора, имеющего число
оборотов в 1,95 раза больше, чем число оборотов коленча-
того вала двигателя.
На валу 1 регулятора жестко закреплен держатель 2 гру-
зов. В проушинах держателя на осях устанавливаются боль-
шие 3 и малые 4 грузы регулятора. Большие грузы имеют
специальные выступы 5, которые при работе регулятора упи-
раются в малые грузы 4, Максимальное отклонение больших
грузов от оси вала ограничивается хвостовиками 6, упираю-
щимися в ступицу держателя. Малые грузы снабжены лап-
ками S, которые упираются в торец муфты 9, свободно наде-
369
той на вал 1. Муфта 9 через упорный шарикоподшипник 10
передает усилие от грузов 3 и 4 к вилке 11 вертикального
вала 12 регулятора. На верхнем конце вала 12 жестко за-
крепляется двуплечий рычаг 13.
Одно плечо этого рычага через регулировочный болт 14
упирается в стакан 15, который может свободно перемещать-
ся в гильзе 16 в осевом направлении. В буртик гильзы 16
Рис. XI 1.4. Принципиальная схема двухрежим-
ного регулятора двигателей ЯМЗ-204 и
ЯМЗ-206:
1 — вал регулятора: 2— держатель грузов: 3 и 4 —
грузы регуляторов; 5 —выступы; 6 — хвостовик боль-
шого груза; 7 — ось грузов; 8 — лапка малого груза:
9 — муфта; /0—упорный шарикоподшипник: 11 —•
вилка вертикального вала; /2 — вертикальный вал:
13 — двуплечий рычаг: 14 — регулировочный болт:
15 — стакан: 16 — гильза; /7 — пружина максималь-
ных оборотов; 18 — регулировочная гайка; 19 — пру-
жина минимальных оборотов: 20 — регулировочный
винт; 2/— дифференциальный рычаг: 22 — тяга управ-
ления: 23 — палец кривошипа
упирается пружина 17 максимального числа оборотов. Ве-
личина предварительного затяга этой пружины регулируется
гайкой 18, ввернутой в корпус регулятора. Внутри гильзы 16
устанавливается пружина 19 минимального скоростного ре-
жима, упирающаяся одним концом в дно стакана 15, а дру-
гим— в упорную тарелку на регулировочном винте 20.
На пальце второго плеча рычага 13 шарнирно устанавли-
вается дифференциальный рычаг 21. Один конец этого рьп
чага связан с тягой 22 управления приводом реек насос-
370
форсунок, а в прорезь вилки другого конца входит па-
лец 23 кривошипа, на верхнем конце крторого крепится ры-
чаг управления подачей топлива, связанный с педалью. Ры-
чаг управления подачей топлива может занимать три фикси-
рованных положения, соответствующих холостому ходу,
номинальному числу оборотов и остановке двигателя. Поло-
жения эти определяются специальной кулисой.
В случае работы двигателя с минимальным числом обо-
ротов рычаг управления находится в положении холостого
хода. При этом обе пары грузов регулятора работают совме-
стно и их суммарная центробежная сила уравновешивается
пружиной 19. Любое изменение числа оборотов двигателя
нарушает равновесие между центробежной силой грузов и
силой пружины. Так, при повышении оборотов пружина 19
за счет избыточной силы грузиков сжимается, стакан 15 пе-
ремещается на соответствующую величину внутрь гильзы 16,
а двуплечий рычаг 13 поворачивается и через дифференциаль-
ный рычаг 21 перемещает тягу 22 в направлении уменьшения
подачи топлива насос-форсунками. В результате устанавли-
вается новое равновесное состояние и повышение оборотов
коленчатого вала прекращается. В случае снижения оборотов
за счет избыточной силы пружины 19 стакан 15 выдвигается
из гильзы 16 и двуплечий рычаг поворачивается таким об-
разом, чтобы подача топлива насос-форсунками увеличива-
лась, благодаря чему предотвращается дальнейшее снижение
оборотов.
При повышении оборотов коленчатого вала путем воздей-
ствия на подачу топлива педалью грузы регулятора посте-
пенно расходятся и при некотором числе оборотов хвостови-
ки 6 больших грузов упираются в упоры на крестовине, ис-
ключая эти грузы из работы. Зазор между стаканом 15 и
гильзой 16 к этому моменту уменьшается до 0,05 мм. Даль-
нейшее повышение оборотов коленчатого вала приводит к
тому, что под действием малых грузов этот зазор полностью
выбирается и примерно при п = 900 об!мин центробежная
сила малых грузов начинает восприниматься пружиной 17.
Так как жесткость этой пружины значительно выше, чем же-
сткость пружины 19, то регулятор с этого момента исклю-
чается из работы до тех пор, пока обороты коленчатого вала
не достигнут номинального значения (zi~2000 об/мин), когда
центробежная сила малых грузиков становится достаточной
для деформации пружины 17 максимального скоростного ре-
жима. В случае превышения номинальных оборотов коленча-
того вала под действием избыточной центробежной силы
грузиков пружина 17 сжимается и за счет перемещения гиль-
зы 16 двуплечий рычаг 13 поворачивается, вызывая переме-
щение дифференциального рычага 21 и тяги 22 в сторону
снижения подачи топлива насос-форсунками. В результате
371
этого предотвращается возможность превышения максималь-
но допустимых оборотов коленчатого вала.
При двухрежимных регуляторах в промежутке между ми-
нимальными и максимальными оборотами коленчатого вала
скоростной режим регулируется водителем, который воздей-
Рис. XIH.5. Всережимный регулятор двигателя
ЯМЗ-238:
/ — рейка топливного насоса; 2 — крестовина с грузами;
3 — вал регулятора; 4 — ведущая шестерня; 5 — резино-
вые сухари; 6 — муфта; 7 — пята; 8 — кулиса; 9— палец;
10 — скоба для остановки двигателя; 11 — рычаг рейки;
12 и 17 — рычаги, 13 — регулировочный винт; 14 — дву-
плечий рычаг; 15 — пружина регулятора: 16 — ось; 18 —
тяга; 19 — болт регулировки малых оборотов холостого
хода; 20 — рычаг управления; 21 — пружина рычага рей-
ки; 22 — болт регулировки максимальных оборотов
ствует на подачу топлива через палец 23 кривошипа и диф-
ференциальный рычаг 21. Дифференциальный рычаг в этом
случае поворачивается вокруг пальца двуплечего рычага 13.
Механические всережимные регуляторы прямого действия
применяются в семействе четырехтактных дизелей Ярослав-
372
ского моторного завода, на двигателях А-401, А-650, А-712,
Д-12, 8Д-6, Д-20 и на всех тракторных двигателях.
На рис. XII.5 в качестве примера всережимных регулято-
ров показана конструктивная схема регулятора двигателя
ЯМЗ-238. Этот регулятор устанавливается на заднем торце
топливного насоса высокого давления.
Вал 3 регулятора с напрессованной на него крестовиной 2
грузов приводится во вращение от кулачкового вала топлив-
ного насоса через резиновые сухари 5, установленные в ве-
дущей шестерне 4. Грузы своими роликами упираются в то-
рец муфты 6, которая через радиально-упорный подшипник
и пяту 7 передает усилие силовому рычагу /2, подвешенному
на оси 16.
Пята регулятора с помощью рычага 11 и тяги 18 связана
с рейкой 1 топливного насоса, которая при расхождении гру-
зов перемещается в сторону уменьшения подачи. В верхней
части к рычагу 11 присоединена пружина 21, а в нижней ча-
сти рычага запрессован палец 9, который входит в паз ку-
лисы 8. Кулиса соединяется со скобой остановки 10 через
расположенную внутри кулисы пружину, предохраняющую
механизм регулятора от чрезмерных усилий при выключении
подачи топлива.
Пружина 15 регулятора одним концом соединена с рыча-
гом 17, который жестко связан с рычагом 20 управления ре-
гулятором, а вторым — с двуплечим рычагом 14. Усилие пру-
жины передается с двуплечего рычага на силовой через
винт 13.
Число оборотов коленчатого вала двигателя задается рыча-
гом 20, при изменении положения которого соответственно из-
меняется натяжение пружины 15. При постоянном скоростном
режиме устанавливается равновесие между центробежной си-
лой грузов и приведенной к оси регулятора силой пружины.
Если в силу каких-либо причин обороты коленчатого вала
повышаются, то центробежная сила грузов становится боль-
ше приведенной силы пружин и грузы, расходясь через муф-
ту 6 и пяту 7, поворачивают рычаг 12 до тех пор, пока вновь
не наступит равновесие этих сил. При перемещении пяты 7
одновременно с рычагом 12 поворачивается рычаг 11, кото-
рый Через тягу 18 перемещает рейку 1 топливного насоса в
сторону уменьшения подачи топлива, в связи с чем повыше-
ние оборотов коленчатого вала прекращается.
В случае уменьшения оборотов двигателя центробежная
сила грузов регулятора уменьшается и становится меньше
приведенной силы пружины. Под действием избыточной силы
пружины рычаг 12, поворачиваясь вокруг оси 16, через пяту 7
и муфту 6 сводит грузы до положения, соответствующего
равновесному состоянию сил. При повороте рычага 12 ры-
373
чаг 11 перемещает рейку 1 топливного насоса в сторону уве-
личения подачи, в результате чего снижение оборотов пре-
кращается.
Таким образом, уменьшая или увеличивая подачу топли-
ва, регулятор автоматически поддерживает число оборотов
коленчатого вала двигателя в определенных пределах, соот-
ветствующих заданному натяжению пружины.
Остановка двигателя осуществляется скобой 10 и кули-
сой 8. При повороте кулисы рычаг 11 перемещает рейку 1
/2
/3
11-
8
7
10
9
6 5 4 3 2 I
топливного насоса в по-
ложение, соответствую-
щее нулевой подаче топ-
лива.
На двигателях А-401,
А-650, А-712, Д-12, 8Д-6
и Д-20 используются ме-
ханические регуляторы
прямого действия, в кото-
рых грузы заменены ша-
рами. Конструктивная
схема такого регулятора
показана на рис. XII.6.
Он состоит из корпуса У,
крестовины 3, конической
2 и плоской 5 тарелей,
шести шаров 4, втулки 6,
рычагов 9 и 10, пружин
И и 12.
Крестовина 3 устанав-
ливается на конусе ку-
лачкового вала насоса и
вращается вместе с ним.
В пазах крестовины рас-
полагаются шары 4, ко-
торые зажимаются между
шлифованными поверхно-
стями неподвижной кони-
ческой 2 и подвижной
плоской 5 тарелей. Плос-
кая подвижная тарель располагается на втулке 6 и опирает-
ся торцом на ее бурт через упорный шарикоподшипник 7.
Во втулку 6 с торца запрессован упор 8, который через
игольчатый подшипник соприкасается с рычагом Р, качаю-
щимся на оси, расположенной в нижней части корпуса 1 ре-
гулятора.
Пружины 11 и 12 регулятора устанавливаются между ры-
чагами 9 и 10. При этом в серьгах пружины 12, соединяю-
Рис. ХП.6. Схема всережимного регу-
лятора двигателей А-401 и А-650:
1— корпус регулятора; 2 — коническая та-
рель: 3— крестовина; 4 — шар; 5 — пло-
ская тарель; 6 — втулка; 7 — упорный ша-
рикоподшипник; 8 — упор; 9 — рычаг рей-
ки; 10 — рычаг управления; 11 и 12 — пру-
жины: 13 — валик рычага управления
374
щих ее с пальцами рычагов, сделаны прорези, позволяющие
пружине 12 вступать в работу позже пружины И.
Верхний конец рычага 9 шарнирно соединен через регу-
лируемую тягу с рейкой топливного насоса.
Рычаг 10 жестко закрепляется на валике 13, который по-
средством тяг и рычагов соединяется с педалью.
Работа рассматриваемого регулятора совершенно анало-
гична работе регулятора двигателей ЯМЗ. Скоростной режим
здесь задается натяжением пружин И и 12 с помощью ры-
чага 10, Для каждого натяжения пружины при постоянных
оборотах устанавливается равновесие между центробежной
силой шаров и приведенной к оси регулятора силой пружин.
В случае повышения оборотов центробежная сила шаров 4
становится больше приведенной силы пружин и шары, рас-
ходясь и перекатываясь по конической тарели 2, перемещают
плоскую тарель 5, втулку 6, рычаг 9 и рейку топливного на-
соса в сторону уменьшения подачи топлива до тех пор, пока
не наступит равновесие действующих сил. В результате
уменьшения подачи топлива повышение оборотов прекра-
щается.
При уменьшении оборотов коленчатого вала центробеж-
ная сила шаров уменьшается и становится меньше приведен-
ной силы пружин регулятора. Под влиянием избыточной
силы пружин шары сходятся к оси вращения регулятора, а
плоская тарель 5, втулка 6, рычаг 9 и рейка топливного на-
соса перемещаются в сторону увеличения подачи топлива,
в результате чего дальнейшее снижение оборотов прекра-
щается.
Таким образом, как и регулятор двигателей ЯМЗ, рассма-
триваемый регулятор поддерживает заданное число оборотов
путем соответствующего уменьшения или увеличения подачи
топлива.
4.	Параметры регуляторов
При работе регулятора его чувствительный эле-
мент подвергается воздействию различных сил. В меха-
нических регуляторах к таким силам относятся силы веса
деталей, силы упругости пружин и центробежные силы
грузов.
Обычно силы веса деталей и силы упругости пружин
всегда стремятся восстановить положение муфты, которое она
имеет до включения чувствительного элемента регулятора в
работу. Поэтому равнодействующая этих сил, приведенных к
центру тяжести муфты регулятора, называется восстанавли-
вающей силой,
375
Величина восстанавливающей силы может быть определе-
на исходя из условия равенства работы равнодействующей и
ее составляющих при перемещении муфты.
Е dz = F dx + 2 Gi dyb	(XII.5)
Z=1
где E— восстанавливающая сила;
dz—перемещение муфты регулятора;
F— сила веса отдельных деталей;
Gt—сила упругости пружины;
dx— деформация пружины;
dyl — перемещение центров тяжести деталей.
Учитывая малые размеры чувствительных элементов со-
временных регуляторов,, силами веса деталей, особенно в слу-
чае горизонтальных регуляторов, можно пренебречь. Тогда
уравнение (XII.5) примет вид
Edz = Fdx,	(XI1.6)
откуда
dx
с- п dx г? dt
dt
ИЛИ
=	(XII.7)
где Фх—скорость перемещения точки упора пружины; vx =
- \7Г;
,	dz
vz—скорость перемещения муфты; =
Отношение
dx _ vx _ i
dz ~ v2 п
представляет собой передаточное отношение механизма, свя-
зывающего муфту с пружиной, поэтому
E = knF.	(XII.8)
При соосном расположении и непосредственной связи
муфты и пружины перемещение муфты и деформация пружи-
ны будут одинаковыми и £п=1, тогда
E = F,
т. е. восстанавливающая сила чувствительного элемента бу-
дет равна упругой силе пружины.
376
Если обозначить предварительную затяжку пружины че-
рез Fq и жесткость ее через Ь, то
F = FQ + bz
и, следовательно,
Е = FQ + bz,
где z — перемещение центра тяжести муфты.
У всережимных механических регуляторов предваритель-
ная затяжка пружин задается водителем и зависит от регу-
лируемого скоростного режима. Деформация пружины в про-
цессе работы регуляторов этого типа складывается из двух
частей: деформации предварительной затяжки / и текущей
деформации^, связанной с перестановкой муфты. Усилие пру-
жины в этом случае будет равно
Л = ^(/ + г),
а восстанавливающая сила
E = knb (l-\-z\
При соосном размещении и непосредственной связи муф-
ты и пружины
E^bfJ+zY
В механических регуляторах в процессе работы восста-
навливающей силе противодействует центробежная сила гру-
зов, которая, преодолевая восстанавливающую силу, переме-
щает муфту в промежуточное положение равновесия. Приве-
денная к центру тяжести муфты величина этой силы назы-
вается поддерживающей силой (Дшр).
Поддерживающая сила определяется уравнением
Л<Жг = гг r^fdr,	(XII.9)
где А — инерционный коэффициент поддерживающей силы
грузов;
сор — угловая скорость вала регулятора;
dz — перемещение центра тяжести муфты:
zr— число грузов;
Ог— вес груза;
г — расстояние центра тяжести груза от оси враще-
ния;
dr—перемещение центра тяжести грузов,
откуда
ДШ2 = I От,
р г g
2 dr
Р dz
377
или
ДШ2.	i
Р г g Р V ’
где wr — горизонтальная составляющая скорости перемеще-
ния грузов.
При равновесном состоянии муфты
Е — А^ = 0.
(XII. 10)
Графически равновесное положение муфты определяется
точкой пересечения кривых E=A(z) и 4co2 = f2(^) (рис.XII.7).
При этом если с уменьшением перемещения муфты восста-
навливающая сила становится меньше поддерживающей (точ-
ка nJ, а при увеличении перемещения — больше ее (точ-
ка z2), то работа регулятора
будет устойчивой, причем тем
устойчивее, чем больше раз-
ность между указанными си-
лами.
Для характеристики устой-
чивости работы регуляторов
обычно используется специаль-
ный параметр, который назы-
вается фактором устойчивости
и аналитически выражается
уравнением
Рис. XII.7. Изменение восста-
навливающей (£) и поддержи-
вающей (>4<Ор) сил регулятора
в зависимости от перемещения
муфты
ложения равновесия муфты
При £р>0 работа регуля-
тора устойчивая, при £р<0
работа будет неустойчивой и
при Fv = 0 все возможные no-
безразличны. В последнем слу-
чае регулятор называется астатическим. Для этого регулятора
кривые £j=/i(z) и Лоо2 = /2 (z) совпадают одна с другой на
всем диапазоне перемещений муфты.
Важнейшими параметрами, характеризующими конструк-
тивное совершенство и эксплуатационные качества регулято-
ров, являются степень неравномерности и степень нечувстви-
тельности.
При данном натяжении пружины положение грузов регу-
лятора относительно оси их вращения зависит от числа обо-
ротов вала двигателя. Обозначим число оборотов коленча-
того вала, соответствующее минимальному отклонению гру-
зов регулятора от оси, через П\. а число оборотов при макси-
378
мальном отклонении грузов — через $2. Тогда разность обо-
ротов
Ап = п2 —
будет представлять собой неравномерность работы регуля-
тора.
Отношение неравномерности работы (Ап) к среднему зна-
чению оборотов в данном интервале называется степенью
неравномерности регулятора. Следовательно,
g = п2 — пх
п2 + Щ
2
или, что то же самое,
g _________________________ м2 — (й1
СО 2 ~|~ СО j ’
где 8—степень неравномерности работы регулятора;
о)! и ю2 — соответственно угловые скорости коленчатого
вала двигателя при минимальном и максималь-
ном отклонении грузов.
Учитывая, что для данного натяжения пружины мини-
мальное отклонение грузов соответствует максимальной по-
даче топлива и полной нагрузке двигателя, а при макси-
мальном отклонении грузов подача снижается до подачи хо-
лостого хода, степень, неравномерности можно еще опреде-
лить как отношение изменения оборотов или угловой скорости
при увеличении нагрузки двигателя от нуля до полной и не-
изменном натяжении пружи-
ны регулятора к среднему зна-
чению оборотов или угловой
скорости в данном диапазоне
нагрузок.
Степень неравномерности
зависит от конструктивных
особенностей регулятора и ско-
ростных режимов работы дви-
гателя. С понижением регули-
руемого скоростного режима и
уменьшением жесткости пру-
жины регулятора степень не-
равномерности увеличивается
(рис. XII.8). Для снижения сте-
пени неравномерности регуля-
торов применяют пружины с
переменной жесткостью, не-
сколько (две иди три) после’
Рис. XI 1.8. Зависимость степени
неравномерности регулятора от
числа оборотов его вала:
/ — при одной пружине с постоянной
жесткостью; 2 — с тремя последователь-
но включающимися пружинами: 3 —
С пружиной переменной жесткости
379
довательно включающихся пружин (рис. XII.6), увеличивают
передаточное отношение от грузов к муфте и т. п.
При постоянном числе оборотов муфта чувствительного
элемента регулятора находится в равновесии вследствие ра-
венства действующих на нее сил (уравнение XII. 10). В случае
изменения угловой скорости равенство действующих на муф-
ту сил нарушается и она должна перемещаться в сторону
нового равновесного состояния. Так как перемещение муфты
связано с перемещением ряда трущихся деталей самого ре-
гулятора и топливного насоса, то с нарушением равновесия
действующих сил муфта начинает перемещаться не сразу, а
лишь только после того, как разность между действующими
на нее силами станет достаточной дл£ преодоления сил тре-
ния. Исходя из этого условие равновесия муфты при начале
движения определяется уравнением
Е — ^2Р ±/=0,
где f — приведенная к центру тяжести муфты сила трения
деталей регулятора и насоса в процессе их переме-
щения.
Из последнего уравнения угловая скорость вращения гру-
зов, соответствующая положению граничного равновесия
муфты,
К А *
В зависимости от направления действия разности сил для
каждого положения муфты возможны два предельных значе-
ния угдовой скорости
скип)
первое из которых соответствует началу перемещения муфты
при повышении оборотов, а второе — началу перемещения
муфты при их снижении (рис. XII.9, а).
В интервале угловых скоростей о/—о/ чувствительный
элемент регулятора не реагирует на изменение скоростного
режима, поэтому этот интервал называется нечувствитель-
ностыо регулятора.
Нечувствительность регуляторов характеризуется степенью
нечувствительности
—г---или е = —F—7—,
<°р + “р	+ «р
”	‘2'

380
т. е. отношением нечувствительности регулятора к среднему
значению угловой скорости вала регулятора в рассматривае-
мом интервале скоростных режимов
Исходя из уравнений (XII.10), (XII.11) и (XII.12) путем
несложных математических преобразований можно получить
в =	(XII.13)
т. е. степень нечувствительности прямо пропорциональна ве-
личине силы трения и обратно пропорциональна восстанав-
ливающей силе.
Рис. XII.9. Нечувствительность (а) и зависимость степени
нечувствительности (б) регулятора от числа оборотов:
/—внешняя скоростная характеристика; 2 — зона нечувствительно-
сти; 3 — регуляторная характеристика с учетом нечувствительности;
4 — регуляторная характеристика без учета нечувствительности
С уменьшением числа оборотов степень нечувствительно-
сти увеличивается (рис. XII.9, б), так как при этом умень-
шается величина восстанавливающей силы. Кроме того, при
уменьшении числа оборотов обычно возрастает сопротивле-
ние движению рейки топливного насоса.
Для снижения нечувствительности регуляторов улучшает-
ся качество обработки трущихся поверхностей подвижных де-
талей регулятора и насоса, уменьшается количество трущих-
ся пар, улучшаются условия смазки, заменяется по возмож-
ности трение скольжения трением качения. Иногда для этого
увеличивают восстанавливающую силу путем введения пере-
дачи, повышающей угловую скорость регулятора о)Р при за-
данной угловой скорости двигателя.
Степень нечувствительности регуляторов современных ав-
томобильных и тракторных двигателей составляет 1—2%.
381
Нечувствительность приводит в конечном счете к увеличению
фактической степени неравномерности работы регуляторов
(рис. XII.9, а).
5. Регуляторные характеристики и характеристики
двигателей с различными типами регуляторов
Под регуляторной характеристикой двигателя вну-
треннего сгорания понимается зависимость мощности и кру-
тящего момента от числа оборотов или угловой скорости
коленчатого вала при перемещении органа управления дви-
гателем автоматическим регулятором от полной подачи- топ-
лива до подачи холостого хода, или зависимость мощности и
крутящего момента от числа оборотов или угловой скорости
коленчатого вала в пределах неравномерности работы регу-
лятора.
Аналитически регуляторная характеристика выражается
уравнениями
Ч=/1(«) и MK=f2(n).
Графически эта характеристика показана на рис. XII.10, а.
При полной нагрузке кривые регуляторной характеристики 3
и 4 пересекаются с кривыми 1 и 2 внешней характеристики
в точках Л и В. С уменьшением нагрузки на двигатель ре-
гулятор за счет изменения подачи топлива устанавливает
новый разновесный режим (точки Д и £), при этом обороты
коленчатого вала повышаются на Дп, а мощность и крутя-
щий момент двигателя изменяются соответственно на \Ne
и ДЛ4К. Такое положение может наблюдаться вплоть до точ-
ки С, для которой Ае = 7Ик = 0, а число оборотов равно мак-
симально возможным оборотам при данном натяжении пру-
жины. В случае работы двигателя на частичных нагрузках
с увеличением внешней нагрузки обороты коленчатого вала
будут снижаться, а мощность и крутящий момент соответст-
венно возрастать до значений по внешней характеристике
(точки А и В).
Обычно в практике регуляторные характеристики рассма-
триваются не самостоятельно, а совместно с внешними ха-
рактеристиками двигателей. Такие характеристики показаны
на рис. XII.10, бив.
В случае двухрежимного регулятора (рис. XII.10, б) в ин-
тервале оборотов nxmin — nN регулятор не воздействует на
работу двигателя и подачей топлива управляет водитель.
По достижении номинального числа оборотов (nN) на всех
режимах в работу вступает регулятор максимального числа
оборотов и в дальнейшем мощность и крутящий момент из-
меняются по соответствующим регуляторным характеристИ’
кам. При снижении оборотов ДО минимально устойчивых
382
Рис. XI1.10. Скоростные характеристики двигателей с различными типами регуляторов:
с однорежимным; б двухрежимным: в — всережимным; 1 — внешние скоростные характеристики эффектив-
нои мощности: 2 — внешние скоростные характеристики крутящего момента: 3 — регуляторные характеристики
ОО	мощности: 4— регуляторные характеристики крутящего момента
СО
оборотов холостого хода (nxmin) также на всех режимах в
работу вступает регулятор минимальных оборотов, который
в случае снижения оборотов повышает подачу топлива до по-
дачи, соответствующей внешней характеристике двигателя.
В двигателях с всережимными регуляторами
(рис. XII. 10, в) скоростные режимы задаются натяжением
пружины и каждой затяжке пружины соответствует своя ре-
гуляторная ветвь (кривые 3 и 4). При этом регулятор в за-
висимости от нагрузки двигателя изменяет мощность и кру-
тящий момент от максимальных значений (кривые 1 и 2)
до нулевых при некотором соответствующем изменении обо-
ротов коленчатого вала.
6. Корректоры подачи топлива
При определенных значениях цикловых подач ра-
бота дизелей на любом из скоростных режимов может пе-
реходить в область дымления. Поскольку дымление связано
со значительным нарушением рабочего процесса и сопро-
вождается снижением надежности и ухудшением экономиче-
ских показателей двигателей, то для предотвращения этого
явления максимальную подачу топлива в дизелях устанав-
ливают исходя из того, чтобы работа их во всех случаях осу-
ществлялась вне области дымления. Достигается это с по-
мощью упора, ограничивающего перемещение рейки топлив-
ного наёоса в сторону максимальных подач. Обычно упор
устанавливается таким образом, чтобы двигатель работал
вблизи границы дымления при номинальной мощности. В этом
случае при работе дизелей по внешней скоростной характе-
ристике по мере снижения оборотов коленчатого вала цик-
ловая подача топлива в золотниковых насосах также сни-
жается (см. главу IX), в то время как из-за повышения ко-
эффициента наполнения при снижении оборотов имеются все
условия не только для сохранения цикловой подачи, но даже
и для некоторого увеличения ее.
Уменьшение цикловой подачи вызывает соответствующее
снижение крутящего момента двигателя, в результате чего
уменьшается коэффициент самоприспособляемости и ухуд-
шаются динамические качества дизеля. Чтобы устранить
этот недостаток в современных дизелях с всережимными ре-
гуляторами используются специальные устройства, носящие
название корректоров подачи топлива.
Конструктивно корректоры могут выполняться различно.
На двигателях колесных и гусеничных машин транспортного
типа наибольшее распространение получили механические
корректоры пружинного типа. Схема такого корректора пока-
зана на рис. XII.11,а. Этот корректор может воздействовать
или непосредственно на рейку топливного насоса, или на
384
основной рычаг регулятора. В первом случае он обычно со-
вмещается с упором рейки (насосы НК-10), а во втором уста-
навливается на корпусе регулятора или в рычаге (насосы
двигателей ЯМЗ).
При полной подаче топлива рейка 1 доходит до упора 4
и прижимается к нему под действием разности приведенных
к рейке сил пружины и центробежных сил грузов. С умень-
шением числа оборотов эта разность увеличивается, так как
центробежная сила грузов уменьшается, а сила затяжки пру-
Рис. XII.11. Корректор подачи топлива:
а — принципиальная сх^ма; б — характеристики топливного насоса: / — рейка топ-
ливного насоса; 2 — корпус насоса; 3 — корпус корректора; 4 — подвижный упор рей-
ки; 5 — пружина корректора; 6 — шплинт: 7 — неподвижный упор; / — характеристика
насоса без копректора; II — характеристика насоса с корректором
жины регулятора остается постоянной. В связи с этим пру-
жина 5 корректора сжимается и рейка 1 и упор 4 переме-
щаются вправо, обеспечивая увеличение цикловой подачи
топлива. Максимальное увеличение подачи определяется со-
прикосновением упора 4 с жестким упором 7.
Влияние корректора на цикловую подачу иллюстрируется
рис. XII.11, б, где кривая / соответствует изменению цикловой
подачи по оборотам без корректора, а кривая II определяет
зависимость цикловой подачи от оборотов при наличии кор-
ректора.
Для корректирования характеристик насосов по оборотам
кроме корректоров могут использоваться также и нагнета-
тельные клапаны специальной конструкции.
13-165
Глава XIII
МЕТОДЫ ПОВЫШЕНИЯ МОЩНОСТНЫХ
И ЭКОНОМИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ
ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Основные направления, используемые для
повышения мощности и экономичности
двигателей
В главе VI было показано, что эффективная мощ-
ность поршневого двигателя является функцией ряда пара-
метров
Ne = k^TV^v^^ Л. С.	(ХП1.1)
Анализируя это уравнение и принимая во внимание ме-
ханизм влияния различных факторов на мощность двигателя,
их можно разделить на две группы.
Одна группа факторов определяет количество топлива,
вводимого в рабочую полость двигателя за едийицу време-
ни. К ним относятся ра'бочий объем цилиндров Vh, удельный
вес воздуха на впуске в двигатель ув, коэффициент наполне-
ния коэффициент избытка воздуха а, число оборотов ко-
ленчатого вала и, коэффициент тактности z.
Другая группа обусловливает эффективность преобразо-
вания теплоты, выделяющейся при сгорании этого топлива, в
механическую работу и включает индикаторный тц и механи-
ческий т]м коэффициенты полезного действия.
Количество топлива, вводимого в рабочую полость двига-
теля за единицу времени, в свою очередь определяется: вели-
чиной рабочего объема двигателя Vh, параметрами, характе-
ризующими использование этого рабочего объема с точки
зрения количества топлива, вводимого в двигатель за цикл
(ув, а); частотой циклов, обусловленной числом оборо-
тов п и коэффициентом тактности z.
Приведенная классификация факторов определяет воз-
можные направления улучшения мощностных показателей
двигателей. Мощность двигателя можно повысить как за счет
увеличения количества топлива, вводимого в цилиндр за еди-
ницу времени, так и путем улучшения эффективности тепло-
использования.
Наиболее выгодным является последнее направление, так
как увеличение индикаторного и механического к. п. д. в от-
личие от других методов приводит к снижению удельного
расхода топлива.
386
Оценка различных путей реализации рассмотренных на-
правлений приводит к выводу о том, что наиболее эффектив-
ными методами повышения экономических показателей явля-
ются:
—	повышение степени сжатия;
—	использование бедных горючих смесей;
—	совершенствование качества смесеобразования;
—	повышение механического к. п. д.
Повышение мощности двигателей, кроме того, может быть
достигнуто:
—	увеличением рабочего объема двигателя;
—	повышением числа оборотов коленчатого вала;
—	переходом на двухтактный цикл;
—	увеличением массы циклового заряда за счет наддува.
Энергетические качества двигателей различных размеров
целесообразно оценивать величиной мощности, снимаемой с
единицы рабочего объема,— литровой мощностью, равной
Указанные пути интенсификации рабочего процесса явля-
ются одновременно методами повышения литровой мощности.
Рассмотрим методы повышения экономических и мощно-
стных показателей двигателей подробнее.
Повышение степени сжатия. Степень сжатия определяет
величину термодинамических потерь и является основным
средством их снижения. Повышение степени сжатия суще-
ственно увеличивает работу расширения и термодинамиче-
ский к. п. д. цикла (рис. XIII.1). Однако, как было показано
ранее, увеличение степени сжатия приводит к росту тепло-
отдачи в стенки камеры сгорания, что затягивает догорание
и повышает технические потери, обусловленные теплоотдачей
и несовершенством динамики сгорания. Поэтому рост инди-
каторного к. п. д. с увеличением степени сжатия происходит
медленнее, чем повышается термодинамический к п. д., и
при s= 14-=-16 тц практически достигает максимума.
Помимо этого, повышение степени сжатия существенно
увеличивает давление газа в цилиндре. Возрастает нагрузка
на детали кривошипно-шатунного механизма и увеличивают-
ся потери на трение. Вследствие этого у современных двига-
телей эффективный к. п. д. повышается при увеличении сте-
пени сжатия s только до 11—13. Дальнейшее повышение s
с точки зрения экономичности нецелесообразно.
Выбор степени сжатия определяется прежде всего типом
двигателя.
В двигателях с принудительным воспла-
менением повышение степени сжатия приводит к нарушен
13*	387
нию нормального процесса сгорания, вызывая детонацию. По-
этому верхний предел степени сжатия ограничивается прежде
всего антидетонационными свойствами топлива. В главе IV
была показана взаимосвязь между степенью сжатия и окта-
новым числом топлива.
При данном сорте топлива максимально допустимая сте-
пень сжатия в свою очередь определяется рядом конструк-
тивных и эксплуатационных факторов: формой и размерами
Рис. XIII.1. Зависимость тер-
модинамического и индикатор-
ного к. п. д. от степени сжатия
двигателя
камеры сгорания, материалом
деталей, образующих камеру
сгорания, и их температурой,
числом оборотов, нагрузочны-
ми режимами и способом сме-
сеобразования.
Форма и размеры камеры
сгорания оказывают сущест-
венное влияние на выбор до-
пустимой степени сжатия при
одном и том же октановом
числе топлива. На основании
анализа факторов, обусловли-
вающих появление детона-
ционного сгорания, можно за-
ключить, что чем выше турбулизация заряда, чем лучше
охлаждение смеси и чем короче путь пламени, тем меньше
склонность двигателя к возникновению детонации. Наилуч-
шими атидетонационными свойствами обладают камеры сго-
рания в поршне, применяемые в малолитражных быстроход-
ных двигателях. Такие камеры допускают повышение степени
сжатия до 10—11 при октановом числе топлива 80 единиц.
Хорошие антидетонационные качества имеют камеры сго-
рания с вытеснителями: плоскоовальные и полуклиновые, а
также полусферические камеры.
В табл. XIII.1 приведены данные о потребном октановом
числе топлива для камеры сгорания различных типов при
s = 6,7. Как видно из таблицы, преимуществом полуклиновых
и плоскоовальных камер является возможность значитель-
ного понижения требуемого октанового числа при небольшом
снижении угла опережения зажигания, соответствующем сни-
жению мощности всего на 1%.
С увеличением размеров камеры сгорания уменьшается
относительная поверхность охлаждения, повышается темпе-
ратура газов в цилиндре, а также возрастает путь пламени
от свечи до наиболее удаленных объемов рабочей смеси. Все
это приводит к увеличению склонности двигателя большой
размерности к детонации. Поэтому выбранную для данного
сорта топлива и формы камеры сгорания степень сжатия
следует скорректировать с учетом величины диаметра ци-
388
линдра. Ориентировочная зависимость степени сжатия от
диаметра цилиндра показана на рис, ХШ.2, а.
Таблица ХШ.1
Октановое число топлива, потребное для камер сгорания
различных типов
Тип камеры сгорания
Полусферическая.............  .	.
» .......................
Полуклиновая . .
Плоскоовальная . . « ............
Потребное октановое число топлива
прн 9з. ОПТ	при 63, соответ- ствующем сниже- нию Ne на 1%
81,5	76
79	75,5
81	73
80	72
Повышение температуры деталей, образующих камеру
сгорания (стенки головок цилиндра и поршня, клапаны),
увеличивает склонность двигателя к детонации. Поэтому для
двигателя с воздушным охлаждением, например, степень сжа-
тия должна выбираться ниже,
чем для двигателей с жидкост-
ным охлаждением, имеющим
более низкую температуру сте-
нок. Применение жидкостных
систем с раздельным охла-
ждением головки и цилиндра,
позволяющим снизить темпе-
ратуру деталей камеры сгора-
ния, дает возможность повы-
сить степень сжатия.
Существенное влияние на
выбор степени сжатия оказы-
вает температура выпускного
клапана.
Снижение температуры та-
релки выпускного клапана пу-
тем применения натриевого
Рис. XII 1.2. Влияние на допу-
стимую степень сжатия диа-
метра цилиндра (а) и мате-
риала деталей (б)
или даже воздушного охла-
ждения позволяет применять
более высокие степени сжатия.
Температура стенок голов-
ки цилиндра и поршня зави-
сит от материала этих деталей. Поэтому, как правило, при-
менение более теплопроводных алюминиевых сплавов также
обеспечивает возможность выбора наиболее высокой степени
сжатия (рис. XIII.2, б).
389
Повышение числа оборотов двигателя, обусловливая рост
турбулентности заряда, ускоряет процесс распространения
основного пламени, уменьшает длительность воздействия вы-
соких температур на рабочую смесь и одновременно интенси-
фицирует теплоотдачу от несгоревшей части заряда в стенки.
По этим причинам склонность быстроходных двигателей к
детонации уменьшается и для них возможно некоторое уве-
личение степени сжатия по сравнению с тихоходными.
При уменьшении нагрузки резко снижаются температура и
давление рабочего тела в процессе сгорания, в связи с чем
образование очагов самовоспламенения впереди основного
фронта пламени практически исключается.
Исходя из этого, проектируя двигатели, рассчитанные пре-
имущественно на работу при небольших нагрузках (напри-
мер, двигатели легковых автомобилей), степень сжатия вы-
бирают более высокой, чем для двигателей, большую часть
времени работающих на полных или близких к полным на-
грузках (двигатели грузовых автомобилей).
Некоторое повышение степени сжатия можно осуществить,
используя впрыск топлива вместо карбюрации. В этом слу-
чае сокращается продолжительность воздействия высоких
температур и давлений на топливо и его предпламенную под-
готовку, а также усиливается охлаждение заряда за счет
испарения жидкого топлива.
В дизелях величина степени сжатия определяется в
основном способом смесеобразования и выбирается с таким
расчетом, чтобы обеспечить надежное самовоспламенение
топлива при запуске холодного двигателя. Поэтому величина
степени сжатия дизелей обычно превышает оптимальную,
обеспечивающую максимум теплоиопользования.
Наиболее низкие степени сжатия (е=15-н17) выбирают
для дизелей с неразделенными камерами сгорания, имеющи-
ми наименьшую охлаждаемую поверхность.
В двигателях с разделенными камерами (предкамерных,
вихрекамерных, воздушнокамерных) значения степени сжа-
тия более высокие (е = 174-21). В некоторых моделях, пред-
назначенных для работы на различных сортах топлива, сте-
пень сжатия может достигать 27—29 единиц.
Наиболее рациональным следует считать применение ав-
томатически регулируемой степени сжатия (см. главу XV).
В этом случае на каждом режиме работы устанавливается
наиболее подходящая величина е: при запуске и малых на-
грузках— высокая, а при больших нагрузках — пониженная.
Использование бедных горючих смесей. В главе IV было
показано, что при обеднении смеси достигается уменьшение
технических потерь, связанных с ростом теплоемкости рабо-
чего тела (А£р.т) и неполнотой сгорания (Д£н.сг). Необходи-
мо только интенсифицировать ее зажигание и сгорание при-
390
Менением мощного источника воспламенения. В этом случае
удается исключить основной недостаток бедной смеси — зна-
чительный рост потерь, обусловленных несовершенством ди-
намики сгорания (ДАд.сг), и получить общий положительный
эффект.
Рациональным методом, обеспечивающим повышение эко-
номичности двигателей с принудительным воспламенением за
счет использования бедных смесей, является факельное за-
жигание, сущность которого была рассмотрена в главе VIII.
Pl
кГ/см2
Рис. XIII.3. Регулировочные характери-
стики по составу смеси:
/ — двигатель с искровым зажиганием: 2 — двига-
тель с факельным зажиганием
Факельное зажигание дает возможность существенно
улучшить динамику тепловыделения и таким образом исполь-
зовать преимущества бедной смеси.
На рис. XIII.3 показаны сравнительные регулировочные
характеристики, иллюстрирующие повышение экономичности
экспериментального двигателя с факельным зажиганием.
Однако, обладая принципиальными достоинствами, двига-
тели с факельным зажиганием до сих пор не получили ши-
рокого (Практического применения из-за некоторого производ-
ственного усложнения и эксплуатационных недостатков. Ра-
боты по совершенствованию факельного зажигания продол-
жаются.
Перспективными являются способы воспламенения бед-
ного заряда при расслоенном распределении смеси (см. гла-
ву VIII).
Совершенствование качества смесеобразования и повы-
шение механического к. п. д. Рабочий процесс современных
дизелей достиг высокой степени совершенства. Они имеют
391
относительно малые термодинамические потери, и дальней-
шее их снижение практически очень затруднительно.
В то же время технические потери у двигателей с вос-
пламенением от сжатия составляют 18—22% теплоты сго-
рания топлива и принципиально имеют резервы снижения.
Поэтому основным путем повышения экономичности дизелей
является улучшение динамики и полноты сгорания за счет
качества смесеобразования. Отсюда разработка новых и
улучшение традиционных методов смесеобразования яв-
ляются центральной проблемой совершенствования дизелей.
Перспективным в этом отношении является создание топлив-
ной аппаратуры, обеспечивающей высокое качество распыли-
вания, а также интенсификация турбулизации заряда в ци-
линдре и камере сгорания.
Подробнее способы смесеобразования описаны в главе IX.
Повышение экономичности двигателей всех типов может
быть выполнено за счет снижения механических потерь, на
преодоление которых затрачивается 8—12% теплоты сгора-
ния введенного в двигатель топлива. Однако реальные ре-
зервы повышения механического к. п. д. довольно ограниче-
ны и в основном состоят не столько в снижении абсолютной
величины механических потерь, сколько в повышении цнди-
каторной мощности. В этом случае снижается относительная
величина потерь на трение и механический к. п. д. возра-
стает. Поэтому увеличение индикаторной мощности двигате-
лей при газотурбинном наддуве приводит к некоторому ро-
сту т)м и снижает удельный расход топлива.
Увеличение рабочего объема двигателя. Рабочий объем
обусловливает практически пропорциональное изменение ве-
са заряда, поступающего в цилиндры, что соответственно
сказывается на мощности двигателя.
Рабочий объем двигателя может быть изменен как за
счет размерности цилиндров, так и путем изменения их
числа.
Увеличение размерности цилиндра кроме непосредствен-
ного роста веса циклового заряда положительно влияет на
рабочий процесс двигателя. Как уже отмечалось в главе VII,
увеличение диаметра цилиндра сопровождается уменьше-
нием его относительной поверхности. В связи с этим тепло-
вые потери, связанные с теплоотдачей в стенки рабочей по-
лости, сокращаются, а теплоиспользование несколько улуч-
шается.
Кроме того, в цилиндре большой размерности умень-
шается относительная утечка через поршневые кольца. Это
связано с тем, что зазор между поршнем и цилиндром, уплот-
няемый поршневыми кольцами, является функцией длины
окружности цилиндра, пропорциональной D, а цикловой за-
ряд зависит от ZX Поэтому относительная утечка заряда,
392
оцениваемая отношением =-дг, значительно уменьшается
с увеличением диаметра цилиндра.
Следует также отметить, что в цилиндре большой размер-
ности легче организовать направленное движение воздуш-
ного заряда, а при впрыске топлива не возникает затрудне-
ний в согласовании дальнобойности факела с размерами ка-
меры сгорания.
Однако с увеличением размерности двигателя пропорцио-
нально возрастает масса шатунно-поршневой группы, а так-
же удлиняется путь, который поршень проходит за каждый
такт. Эти отрицательные особенности вызывают значитель-
ный рост сил инерции и средней скорости поршня и вынуж-
дают снижать число оборотов коленчатого вала при увели-
чении размерности двигателя. Поэтому обеспечить повыше-
ние мощности двигателя, пропорциональное рабочему объ-
ему, обычно не удается, и литровая мощность двигателей
с большим рабочим объемом, как правило, ниже, чем мало-
литражных.
Снижение теплоотдачи в стенки рабочей полости, а также
увеличение пути пламени приводят к возникновению очагов
самовоспламенения и появлению детонации в двигателях
с принудительным воспламенением.
Поэтому карбюраторные двигатели большой размерности
имеют степень сжатия несколько меньшую, чем малой. Это
также снижает преимущества, получаемые при увеличении
размерности цилиндров.
Положительные и отрицательные особенности влияния
размерности цилиндра по-разному проявляются в карбюра-
торных и дизельных двигателях. При принудительном вос-
пламенении решающее значение приобретают ограничение
числа оборотов и ухудшение антидетонационных качеств.
Поэтому диаметр цилиндра автомобильных карбюраторных
двигателей обычно ограничивают величиной 100—110 мм.
Положительные особенности увеличения размерности —
возможность лучшего смесеобразования при впрыске топли-
ва, малые тепловые потери и уменьшение относительной
утечки рабочего тела — оказывают благоприятное воздейст-
вие на процесс двигателей с воспламенением от сжатия. По-
этому дизели редко выполняются с диаметром цилиндра ме-
нее 100 мм. Наиболее распространенной размерностью авто-
мобильных дизелей является 120—150 мм. В этом случае
эффективно используются преимущества от увеличения диа-
метра цилиндра, а трудности повышения быстроходности не
являются лимитирующими. Таким образом, возможность
увеличения мощности двигателя за счет его размерности
наиболее пригодна для дизелей. Мощность карбюраторных
двигателей по достижении оптимальной размерности должна
393
повышаться путем увеличения числа цилиндров. Этим об-
стоятельством и рядом других преимуществ объясняется
массовое применение на современных армейских машинах
восьмицилиндровых карбюраторных двигателей. Дальнейшее
увеличение числа цилиндров излишне удорожает двигатель и
не может считаться рациональным.
Для создания требуемого мощностного ряда дизелей на
базе цилиндра оптимальной размерности создаются унифи-
цированные семейства 6, 8 и 12-цилиндровых двигателей.
Повышение числа оборотов. Теоретически повышение чис-
ла оборотов должно было бы вызвать прямо пропорциональ-
ное увеличение литровой мощности. Однако практически уве-
личение быстроходности вызывает рост газодинамических
потерь при впуске свежего заряда, в связи с чем коэффи-
циент наполнения при высоком числе оборотов существенно
понижается. Повышение скорости взаимного перемещения
деталей кривошипно-шатунного механизма обусловливает
также рост механических потерь. Индикаторный к. п. д. при
высоком скоростном режиме может уменьшиться вследствие
переноса части сгорания на линию расширения. Кроме того,
увеличение числа оборотов двигателей ограничивается ро-
стом тепловой и механической напряженности деталей дви-
гали.
По этим причинам повышение быстроходности двигате-
лей обязательно должно сопровождаться конструктивными
мероприятиями, обеспечивающими увеличение коэффициента
наполнения, индикаторного к. п. д. и долговечности двига-
теля. Наиболее эффективными из этих мероприятий следует
считать увеличение размеров клапанов, специальную на-
стройку впускной и выпускной систем, расширение фаз газо-
распределения, улучшение формы впускного тракта, приме-
нение многокамерных карбюраторов или переход к впрыску
топлива.
Увеличение индикаторного к. п. д. при высоких числах
оборотов достигается применением камер сгорания специ-
альной формы, способствующих интенсивному вихреобразо-
ванию заряда.
Вследствие значительных трудностей, возникающих при
увеличении числа оборотов, быстроходность двигателей ар-
мейских машин повышается довольно медленно.
Большинство современных двигателей развивает макси-
мальную мощность при числе оборотов в минуту: карбюра-
торные двигатели легковых автомобилей 4000—6000 и гру-
зовых 3000—3600, дизели 2100—3000.
Переход на двухтактный цикл. При организации двух-
тактного цикла коэффициент тактности в уравнении мощно-
сти уменьшается с г=2 до z=l. Это означает, что за одно
и то же время совершается двойное количество рабочих пик-
394
лов. Поэтому литровая мощность двухтактных двигателей
теоретически должна увеличиваться в два раза.
Однако очистка цилиндров от отработавших газов и его
наполнение свежим зарядом при отсутствии насосных ходов
не могут быть достаточно качественными. Обычно в боль-
шинстве конструкций двухтактных двигателей коэффициент
остаточных газов уг значительно выше, а коэффициент на-
полнения ниже, чем в четырехтактных. Кроме того, часть
рабочего объема двухтактных двигателей, занятая окнами,
является потерянной при сжатии и расширении. Для орга-
низации продувки требуется значительная затрата мощности
на привод продувочного насоса. В связи с этим переход на
двухтактный цикл реально позволяет повысить литровую
мощность не в два, а только в 1,5—1,6 раза.
Как указывалось выше, двухтактные двигатели имеют
худшую экономичность и повышенную теплонапряженность.
Последнее создает определенные трудности при проектиро-
вании и доводке этих двигателей, вследствие чего двухтакт-
ный цикл применяется главным образом в силовых установ-
ках малой мощности, где используется их исключительная
простота, или в крупных тихоходных судовых и тепловозных
установках, которые трудно форсировать путем увеличения
числа оборотов.
2. Наддув двигателей
Наддув двигателей является одним из наиболее
эффективных методов улучшения удельных мощностных и
весогабаритных показателей двигателей. Повышение плотно-
сти воздуха на впуске в двигатель увеличивает весовое на-
полнение цилиндров, характеризуемое произведением
В дизелях повышение количества воздуха позволяет одно-
временно увеличить и подачу топлива. У карбюраторных
двигателей увеличивается количество поступающей смеси.
Сгорание большего количества топлива в цилиндрах двига-
теля влечет за собой повышение среднего эффективного дав-
ления и, следовательно, литровой мощности. Такой метод
повышения удельной мощности называется наддувом.
Классификация наддува
Наддув классифицируется по нескольким признакам: спо-
собу привода нагнетателей, степени наддува, типу нагнета-
телей и др.
По способу привода нагнетателей различают механиче-
ский, газотурбинный и комбинированный виды наддува.
395
При механическом наддуве (рис. ХШ.4,а) нагнетатель 1
приводится в действие механической передачей 2 от колен-
чатого вала 3 двигателя.
При газотурбинном наддуве (рис. ХП1.4, б) для привода
нагнетателя 5 используется часть энергии отработавших га-
зов, поступающих в газовую турбину 4, установленную на
одном валу с нагнетателем.
Для наддува двигателей большой мощности 500—700 л. с.
или для получения высоких давлений на впуске в двигатель
применяют комбинированный наддув (рис. XIII.4, в), В этом
Рис. XIII.4. Принципиальные схемы систем наддува:
а — механический; б — газотурбинный; в — комбинированный; / — центробежный на-
гнетатель с механическим приводом; 2 — механическая передача; 3 — коленчатый вал
двигателя; 4 — газовая турбина; 5—центробежный нагцетатель с газотурбинным
приводом
случае первой ступенью наддува является наддув от привод-
ного нагнетателя /, а второй — наддув нагнетателем 5, вра-
щающимся с помощью газовой турбины 4,
Наддув может осуществляться различными типами нагне-
тателей, которые делятся на объемные и лопаточные.
К объемным нагнетателям относятся поршневые и ротор-
ные. Применение поршневых нагнетателей практикуется
только в стационарных условиях. Роторные нагнетатели ис-
пользуются, как правило, при механическом наддуве.
Лопаточные нагнетатели в зависимости от направления
потока воздуха относительно оси вала рабочего колеса де-
лятся на центробежные и осевые (аксиальные). Центробеж-
ный нагнетатель выгодно отличается от объемных повышен-
ными значениями к. п. д., лучшей компактностью, меньшими
396
весом й шумностью работы. Его применение возможно как
при механическом, так и при газотурбинном видах наддува.
Осевые нагнетатели рассчитываются, как правило, на боль-
шие расходы воздуха для двигателей с мощностью более
1000 л. с., имеют многоступенчатое исполнение и применяют-
ся в газотурбинных двигателях.
Наддув различают по величине давления поступающего
в двигатель воздуха (рк) и соответствующей ему степени по-
вышения мощности (табл. XII1.2).
Таблица XIII.2
Влияние величины давления наддува на степень повышения мощности
Наименование наддува		Тип двигателя	Величина давления наддува Рк, кГ/см*	Степень повышения индикаторной мощности Ъ’к	Степень повышения эффективной мощности к
Низкий		Карбюраторный Дизель	До 1,5 До 1,5	1.4 1,45	1,35 1.4
Средний		Дизель	1,5-2,0	1,45—1,8	1.4—1.7
Высокий		Дизель	Более 2,0	Более 2,0	Более 2,0
Степень влияние на отношением	повышения мощности наддувом и рабочий процесс наиболее правильно				его общее оценивать
		_		 PiK   ™	Pi	Ni •			(XIII.2)
Оно отражает влияние рк, исключая факторы, которые пол-
ностью от наддува не зависят: насосные и механические по-
тери, тип и параметры нагнетателя, привод вспомогательных
агрегатов при наддуве и т. п.
Суммарная оценка эффекта наддува дается по степени
повышения эффективной мощности:
Фек = ^ = ^.	(XIII.3)
Ре
В трубопроводах двигателей образуется колебательное
движение газов, приводящее к возникновению волн давле-
ний. Они могут быть использованы как для лучшей очистки
цилиндров от отработавших газов, так и для увеличения по-
ступающего в двигатель количества воздуха (смеси). По-
следнее носит название инерционного наддува, представляю-
щего собой особый вид наддува, для осуществления которого
соответственно изменяется конструкция (длина, сечение, кон-
фигурация) впускных и выпускных трубопроводов.
397
Использование инерционного наддува чаще всего практи-
куется у двигателей, постоянно работающих в узком диапа-
зоне скоростных режимов. У двигателей армейских машин
применение инерционного наддува рационально для ограни-
ченного предела чисел оборотов, преимущественно на режи-
ме максимального крутящего момента в целях улучшения
проходимости и тяговых качеств,
3. Механический наддув
Поступление воздуха* в двигатель с повышенными
давлением и температурой при наддуве оказывает влияние
на большинство параметров цикла, показатели работы дви-
гателя и характер протекания процессов. В первую очередь
это сказывается на процессах газообмена, характеризую-
щихся при механическом наддуве наличием «свободного вы-
пуска». Это приводит к тому, что с повышением рк основные
изменения претерпевает давление конца процесса наполне-
ния, возрастающее при малых и средних наддувах ийтенсив-
нее, чем давление наддува. В процессе выпуска давление
изменяется главным образом в фазах свободного и в начале
принудительного выпуска. Давление конца процесса выпу-
ска изменяется незначительно. Об этом свидетельствуют
приведенные ниже данные:
Д*-...	1,0	1,110	1,205	1,325	1,415
1,0	1,130	1,238	1,350	1,440
Ра ’	’
...	1,0	1,012	1,020	1,028	1,041
На рис. XIII.5, а схематически изображены процессы га-
зообмена при различных соотношениях избыточного давле-
ния наддува Дрк = рк— Ро к сопротивлениям на впуске Дра
и на выпуске \рг.
Значительное изменение рак и минимальное ргк, показан-
ное на рисунке, подтверждают высказанные положения.
Повышение давления наддува приводит к увеличению ко-
эффициента наполнения:
1,0	1,11	1,205	1,325	1,415	1,510
Ро ’
1,0	1,03	1,065	1,106	1,149	1,193
V
Это может найти объяснение: в увеличении отношения
, усилении дозарядки цилиндра в последней фазе про-
Ра
цесса наполнения, уменьшении и дополнительной продувке
398
Рис. XIII.5. Индикаторные диаграммы двигателя с механическим наддувом:
Jq	а — диаграмма насосных ходов при различной величине давления наддува; б — индикаторные диаграммы двигателя без над
со	дува (а —с — г —Ь^ а) и с наддувом	гк~^к—
камеры сжатия. Последнее служит одним из способов уве-
личения 7]ук при наддуве. Для эффективной продувки угол
перекрытия клапанов необходимо доводить до 100—120° по-
ворота коленчатого вала.
В карбюраторных двигателях, где продувка может осу-
ществляться только смесью, ухудшается экономичность ра-
боты и происходит перегрев выпускной системы, вызванной
догоранием в ней топлива.
У дизелей продувка производится воздухом и допустима
при значительных углах перекрытия клапанов. Интенсивная
продувка способствует нормализации теплового состояния
двигателя с наддувом, так как большое количество проходя-
щего воздуха понижает температуру поверхностей деталей,
образующих рабочий объем.
С ростом давления наддува увеличивается работа насос-
ных ходов вследствие повышения скорости и количества про-
текающих газов. В связи с этим целесообразно с повыше-
нием рк увеличивать проходные сечения впускных и выпуск-
ных органов и расширять фазы газораспределения.
Следует заметить, что при наддуве работа насосных хо-
дов может стать положительной. Для этого должно быть вы-
держано условие Дрк>/Дра + Дрг /.
В процессе сжатия двигателя с наддувом происходит зна-
чительное увеличение давления рск, что объясняется ростом
давления в начале процесса рак.
Рк Ро ”	1,0	1,11	1,205	1,325	1,415
Рск Рс	1,0	1,10	1,160	1,280	1,350
Ргк Рг	1,0	1,10	1,180	1,290	1,370
Температура конца процесса сжатия при наддуве увели-
чивается незначительно и не превышает для малых и сред-
них рк 3,5—5° на каждую 0,1 ати повышения давления над-
дува.
Такой характер повышения Тск можно объяснить повыше-
нием общей теплоотдачи в стенки в процессе сжатия за счет
некоторого увеличения перепада температур. По этой же
причине при наддуве несколько снижается средний показа-
тель политропы сжатия ziiK до значений 1,34—1,36.
Интенсивное увеличение рск вызывает резкое повышение
максимальных давлений сгорания pZK, что у карбюраторных
двигателей приводит к детонационной работе. Это вызывает
необходимость снижения степени сжатия.
Как показал опыт, у карбюраторных двигателей, имею-
щих £<74-7,5, при давлениях рк> 1,24-1,25 появляется по-
требность в значительном уменьшении угла опережения за-
400
жигания во избежание детонации. Позднее начало процесса
сгорания ухудшает экономичность работы двигателя. В связи
с этим уменьшение степени сжатия при 'наддуве способствует
не только снижению максимальных давлений конца сгора-
ния, но также дает возможность работать с более выгодны-
ми углами опережения зажигания.
Допустимую степень сжатия при наддуве можно прибли-
женно определить по эмпирической зависимости
е =___
к КГк ’
где ек—допустимая степень сжатия при давлении над-
дува рк;
е0 — допустимая степень сжатия при работе без над-
дува.
Однако следует учитывать, что при понижении s снижает-
ся степень расширения, в то время как давление и темпера-
тура газа в период выпуска увеличиваются. Это существенно
повышает потери теплоты и ухудшает экономичность цикла
при работе с механическим наддувом и свободным выпуском
в атмосферу.
Повышение удельного расхода топлива при наддуве по-
служило одной из основных причин его ограничения, что
было справедливо для двигателей, имеющих степень сжатия
менее 7—7,5 единицы.
В современном двигателестроении широко практикуется
форсировка мощности двигателей повышением степени сжа-
тия до £=10ч-12 единиц. Это приводит к нежелательному
возрастанию давлений цикла рс до^ 22—25 кГ/см2 и pz до
65—80 кГ1см2 при одновременном увеличении температур и
теПлонапряженности деталей, что вызывает резкое повыше-
ние механических потерь, рост износов, снижение долговеч-
ности и надежности работы двигателей.
Как показал опыт, форсировка таких двигателей методом
механического наддува при одновременном уменьшении сте-
пени сжатия до £ = 8,254-8,5 благоприятно влияет на рабочий
процесс. Давления цикла, износы и механические потери сни-
жаются, удельные показатели двигателя интенсивно улучша-
ются, о чем свидетельствуют данные табл. XIII.3.
Ряд исследований показал устойчивую работу двигателя
с наддувом при обеднении состава смеси до значений а =
= 1,34-1,35.
Такое явление имело место даже при небольших давле-
ниях наддува порядка рк= 1,12ч-1,18 кГ/см2, когда затраты
мощности на привод нагнетателя незначительны.
Это свойство позволяет использовать механический над-
дув в целях улучшения экономичности работы карбюратор-
ных двигателей.
401
Таблица ХШ.З
Сравнительные данные форсировки двигателей
Обозначение параметров
Метод форсировки	S.	рс кГ/см2	Pz кГ/см2	ре кГ/см2	Ne Л. с.	N л л.С.1л	п об/мин	ge г/э. л. с. ч.
Повышение сте-	5	9	32	7.8	80	30	4000	320
пени сжатия	11	25,0	71	10.8	140	52	4500	210
Применение ме- ханического надду- ва рк=1,5 кГ/см2	8.25	13,2	45	п.о	180	67	4500	220
На рис. XIII.6, а показаны регулировочные характеристи-
ки по составу смеси — двигателя без наддува и с наддувом.
Как видно из рисунка, устойчивая работа двигателя с над-
дувом наблюдалась до значений а=1,35. В области богатых
смесей экономичность двигателя с наддувом, естественно,
снижалась. В области бедных смесей для данного случая при
а=1,24 удельный расход топлива меньше, чем при работе
без наддува (точки b и &к), в то время как мощность дви-
гателя в обоих рассматриваемых случаях (точки а и а^) оди-
накова. Аналогичное соотношение ge и geK при Ne = const
имеет место на всех скоростных режимах и большей части
частичных нагрузок. Исключение составляют лишь нагрузки
менее 15%.
Механический наддув двигателей с принудительным вос-
пламенением до настоящего времени применялся только в
одном варианте — с постоянным передаточным отношением
привода (znp) рабочего колеса нагнетателя от коленчатого
вала двигателя и с одной целью — повысить мощность.
При таком использовании каждому znp = const соответст-
вует строго определенная зависимость давления наддува в
функции числа оборотов двигателя. Это исключает возмож-
ность регулировки давления наддува, а следовательно, и
мощности двигателя как по числу оборотов, так и по на-
грузке.
Указанные недостатки устраняются применением в агре-
гате наддува переменного передаточного отношения числа
привода рабочего колеса нагнетателя от коленчатого вала
двигателя. Для этой цели могут быть использованы электро-
магнитные, гидравлические и другие муфты скольжения, поз-
воляющие изменять /пр в широком диапазоне.
За счет регулируемого по оборотам и нагрузке давления
наддува можно получить требуемые его значения на любом
эксплуатационном режиме работы двигателя. Такой принцип
402
t—^Двигатель без наддува
о—о Двигатель с наддувом
Рис. XII1.6. Регулировочные характеристики по
составу смеси (а) и предельное значение среднего
эффективного давления (б) двигателя с наддувом
403
применения механического наддува позволяет использовать
его с двоякой целью:
—	для улучшения экономичности работы двигателя на
Частичных нагрузках;
—	для Повышения мощности на любом скоростном ре-
жиме.
Применение наддува у дизелей способствует улучшению
протекания процесса сгорания, так как повышение рск и
ускоряет подготовку топлива к сгоранию. При наддуве возра-
стают плотность воздуха и его скорость поступления в ци-
линдры двигателя. Это повышает турбулентность и концен-
трацию молекул кислорода в единице объема, способствую-
щих ускорению теплообмена воздуха с топливом и процесса
его окисления. Совокупность перечисленных факторов умень-
шает период задержки самовоспламенения топлива, снижает
жесткость работы двигателя, повышает надежность его ра-
боты и улучшает пусковые качества.
Средний показатель политропы расширения у обоих ти-
пов двигателей вследствие увеличивающихся скорости сгора-
ния и утечек через неплотности несколько повышает свои
значения до /г2к= 1,2 4-1,22 у дизелей и п2к = 1,24-4-1,27 у кар-
бюраторных двигателей.
Вследствие этого значения давления и температуры конца
процесса расширения возрастают.
1,0 1,11 1,205 1,325 1,415
Ро	>	>	>	>	,
1,0 1,065 1,12	1,21	1,35
Рь	’
4^... 1,0 1,012 1,025 1,034 1,055
1 ь
Из индикаторной диаграммы двигателя с наддувом
(рис. XIIL5, б) видно увеличение работ сжатия и расшире-
ния, а также разности между ними по сравнению с индика-
торной диаграммой двйгателя без наддува. За счет роста
(^расш.к—Ьсж.к) увеличивается работа цикла и, следователь-
но, Ргк.
Используя известные уравнения среднего индикаторного
давления и индикаторной мощности в развернутом виде и
преобразуя их для условий работы двигателя с наддувом, по-
лучим
PiK “ /о « lV Тк ’
\Т __ Ь \7 Qh .
yViK — h /0 a	Тк '
Из последнего уравнения следует, что величина индика-
торной мощности двигателя с наддувом при прочих равных
404
условиях прямо пропорциональна давлению нагнетаемого
воздуха Рк и обратно пропорциональна Ти.
Экспериментальные исследования показывают, что увели-
чение Ni(pi) без охлаждения воздуха (смеси) после нагне-
тателя происходит до рк—1,4-4-1,5 при объемном и рк =
—1,7-4-1,8 при центробежном нагнетателе.
На эффективную мощность дополнительно влияют затра-
ты Ni на привод нагнетателя, в ряде случаев достигающие
значительной величины.
В этой связи целесообразно хотя бы ориентировочное
установление максимально допустимого среднего эффектив-
ного давления двигателя при механическом наддуве.
На рис. XIII.6, б кривая р'ек показывает изменение сред-
него эффективного давления в зависимости от рк при отсут-
ствии потерь на привод нагнетателя, которые даны отдельной
кривой рмк.
Вычитая из ординат первой кривой ординаты второй, по-
лучим кривую рек. Очевидна рентабельность применения над-
дува только в случае увеличения рек, т. е. на восходящей ча-
сти кривой до /?ек = тах.
Существенным недостатком работы двигателя с механи-
ческим наддувом является известное ухудшение экономично-
сти по упомянутым выше причинам.
При работе на мощностном составе смеси карбюраторных
двигателей с малым и средним давлением наддува удельный
эффективный расход топлива увеличивается на 2—3%, а эф-
фективный к. п. д. снижается на 0,6—1 % при повышении
на каждую 0,1 кГ/см2.
Параметры рабочего цикла и показатели работы двигате-
лей с механическим наддувом определяются по обычной ме-
тодике и аналитическим зависимостям. При этом использу-
ются значения исходных данных для расчета и коэффициен-
тов, соответствующих работе двигателя с наддувом.
4. Газотурбинный наддув
Газотурбинный наддув является наиболее эффек-
тивным методом увеличения веса циклового заряда, осуще-
ствляемым путем его предварительного -сжатия не только за
счет механической работы двигателя, но и благодаря частич-
ной утилизации энергии отработавших газов. В этом случае
энергия газов преобразуется в механическую работу, необ-
ходимую для сжатия свежего заряда в специальной газовой
турбине.
Принцип работы системы газотурбинного наддува состоит
в том, что отработавшие в цилиндре двигателя 1 (рис. XIII.7)
газы не выпускаются прямо в атмосферу, а направляются в
турбину 3 турбонагнетателя. Так как газы лишены свобод-
405
Рис. Х1П.7. Схема системы газо-
турбинного наддува с постоянным
давлением перед турбиной:
1 — двигатель: 2 — ресивер: 3 — турби-
на: 4 — компрессор
кого выхода, давление перед турбиной оказывается выше ат-
мосферного. Под воздействием этого давления газы устрем-
ляются в турбину и отдают часть своей энергии ее рабочему
колесу. Рабочее колесо вращается и приводит в движение
рабочее колесо компрессора 4. Компрессор сжимает атмо-
сферный воздух и принудительно подает его в цилиндр дви-
гателя. Вследствие повышения
веса воздушного заряда мож-
но, не опасаясь неполноты сго-
рания, увеличить подачу топ-
лива и тем самым повысить
мощность двигателя.
Использование газотурбин-
ного наддува позволяет полу-
чить ряд преимуществ по
сравнению с наддувом от при-
водного нагнетателя.
Прежде всего вследствие
частичной утилизации энергии
отработавших газов удается
не только повысить мощность
двигателя на 35—50%, но и
на 4—6% улучшить его эконо-
мичность. Положительной осо-
бенностью является также
возможность предотвращения
значительного снижения мощ-
ности двигателя в высокогор-
ных условиях. Установкой тур-
бонагнетателя можно расши-
рить мощностной ряд выпускаемых типоразмеров двигателей
без существенного изменения производства.
Применение газотурбинного наддува принципиально воз-
можно как для двигателей с принудительным воспламене-
нием, так и для двигателей с воспламенением от сжатия.
Однако наиболее полно преимущества турбонаддува можно
реализовать в дизелях, так как в этом случае повышение
давления на впуске обусловливает, кроме того, улучшение
рабочего процесса. Поэтому в большинстве случаев газотур-
бинный наддув применяется для форсирования дизелей.
5. Рабочий процесс газотурбонагнетателя
Газотурбонагнетатели, применяемые для наддува
дизелей, включают газовую турбину и воздушный компрес-
сор, объединенные в один агрегат. Рабочие колеса компрес-
сора и турбины соединены общим валом, вращающимся в
406
подшипниках корпуса. Входной канал турбины присоеди-
няется к выпускным трубопроводам двигателя, а выходной
патрубок компрессора — к впускному трубопроводу.
Энергия отработавших газов утилизируется в турбинной
ступени, основными элементами которой являются сопловой
аппарат и рабочее колесо.
В сопловом аппарате энергия давления газа преобразует-
ся в кинетическую энергию потока, которая в свою очередь
используется для получения механической работы уже в ра-
бочем колесе.
Конструктивно турбина может быть выполнена аксиаль-
ной (осевой), радиальной или радиально-осевой. В аксиаль-
ных турбинах газ проходит через проточную часть в направ-
лении, параллельном оси рабочего колеса; в радиальных тур-
бинах поток перемещается вдоль его радиуса. Движение газа
может быть при этом направлено от периферии к центру
(центростремительная ступень) или от центра к периферии
(центробежная ступень).
В автомобильных турбонагнетателях наиболее широко
распространены радиально-осевые центростремительные тур-
бины, обладающие при небольших расходах газа более
высоким к. п. д., чем аксиальные. Кроме того, изготовле-
ние цельного рабочего колеса центростремительной турбины
намного проще, чем изготовление лопаток и венца осевой
турбины.
Сопловой аппарат 1 центростремительной турбины
(рис. XIII.8) состоит из венца и набора лопаток специальной
формы, образующих искривленные каналы, сужающиеся в
направлении рабочего колеса 2.
Отработавшие газы при давлении рт попадают в газо-
сборник корпуса турбины, откуда проходят в сопловой ап-
парат. В каналах соплового аппарата газ расширяется до
давления рт3, благодаря чему тепловая энергия преобра-
зуется в кинетическую. Скорость потока на выходе из сопел
значительно возрастает, а температура газа падает.
Этот процесс описывается уравнением течения энергети-
чески изолированного потока
с2	с2
Ъ + А = ZTS + А -£,	(XIII.4)
где 1Т и /т3 — энтальпия газа соответственно на входе в
турбину и на выходе из соплового аппарата,
ккал/кг*,
А—тепловой эквивалент механической работы,
ккал/кГ • ж;
гт1 и fTS — скорость газового потока в тех же сечениях,
м}сек.
407
о
оо
Рис. XII 1.8. Схема ступени центростремительной турбины:
1 — сопловой аппарат; 2 — рабочее колесо
Из уравнения (ХГП.4) можно получить скорость газового
потока на выходе из соплового аппарата:
£тз = У (4 — *тз) + с2т1 м/сек. (XII1.5)
Скорость газа ст3 определяется разностью энтальпий
У — Агз, которую часто называют теплоперепадом, срабаты-
ваемым в сопловом аппарате. Считая теплоемкость газа по-
стоянной, этот теплоперепад можно выразить уравнением
h — i-гз = cPm (Т? — Гт3) ккал/кг, (XI1I.6)
где сРт — средняя теплоемкость газа, ккал/кг • град\
Тт — температура газового потока перед турбиной, °К;
7\3— температура газового потока после выхода из
соплового аппарата, °К.
В идеальном случае при отсутствии потерь энергии про-
цесс расширения является адиабатным и теплоперепад, сра-
батываемый в сопловом аппарате, зависит от степени рас-
u	О Рт
ширения газа, определяемой отношением давлении —
где k' — показатель адиабаты расширения в сопловом аппа-
рате.
При адиабатном процессе срабатываемый теплоперепад
эквивалентен работе адиабатного расширения 1 кг газа:
/тс = (Л - Т'тзад) «Г-м/кг	(XIII.8)
или
/тс =	—	) КГ-м/кг. (XIII.9)
Принимая во внимание, что
cpm = ккал1кг' град,
и учитывая выражение (XIII.7), можно написать
А'с
k	'Т'
= '¥^~У'а~ 1 т
1 _ (г кГ-м/кг, (XI1L10)
\ Рт / J
Таким образом, скорость истечения газа из сопловых ка-
налов равна
стзад =/2^/1С + м/сек	(XIII.11)
409
или
с’=>--1/ agJzr-J-r,
fe'-l
1 —	к । + c'n м/сек.
(XIII. 12)
Однако в реальном потоке происходят трение газа о стен-
ки каналов, затухание вихрей и другие потери, в результате
к’оторых часть кинетической энергии необратимо преобра-
зуется в теплоту. В результате этого срабатываемый в соп-
ловом аппарате теплоперепад уменьшается, а действительная
скорость истечения ст3 оказывается меньше теоретической
£тзад- Уменьшение скорости учитывается коэффициентом ско-
рости в соплах <рс.
Тогда
Ста = <Рс Стзад = ?с V2g/TC + с2т1 м/сек. (XIII.13)
Вследствие того что потери в сопловом аппарате равно-
значны отводу теплоты, реальный процесс расширения яв-
ляется политропным. В этом случае соотношение параметров
определяется из уравнения политропы
tl’pQ 1
= (.Al)	’	(XIII.14)
где итс — показатель политропы расширения в сопловом ап-
парате.
Изгиб межлопаточных каналов придает газовому потоку
на выходе из соплового аппарата направление, тангенциаль-
ное к окружности соплового венца, как показано на
рис. XIII.8.
Составляющие изображенного плана, или треугольника
скоростей, называются:
етзг — радиальная составляющая абсолютной скорости газа
после выхода из соплового аппарата;
£т3й — окружная составляющая той же скорости.
Очевидно, что эти составляющие связаны с абсолютной
скоростью тригонометрическими соотношениями:
ст3г = sin атз м/сек-,
Стз« = стз cos Ят8 м/сек,
где атз — угол выхода абсолютной скорости из соплового ап-
парата.
Таким образом, в результате преобразования энергии в со-
пловом аппарате газовый поток приобретает интенсивную за-
крутку, определяемую моментом количества движения отно-
сительно оси турбины:
QT = mcT3url3,	(XIII. 15)
410
где т — масса газа;
ст8и— окружная составляющая скорости, м/сек
(рис. XIII.8);
гт8 —радиус на выходе из соплового аппарата.
Рабочее колесо 2 центростремительной турбины представ-
ляет собой ротор переменного сечения с радиальными лопат-
ками.
Попадая после выхода из соплового аппарата в межлопа-
точные каналы рабочего колеса, газовый поток продолжает
движение от периферии к центру, так как давление на входе
в колесо выше, чем на выходе из него. Направление движе-
ния газа на входе согласовано со скоростью вращения колеса
так, чтобы поток входил на лопатку без удара с минималь-
ными потерями. Для этой цели окружная скорость цт3 рабо-
чего колеса должна быть равной окружной составляющей
<?тзи скорости газового потока. В этом случае радиальная со-
ставляющая абсолютной скорости газа ст3г становится парал-
лельной лопатке, чем и обеспечивается безударный вход.
При движении потока вдоль радиуса вращающегося ко-
леса возникает кориолисово ускорение, в результате чего по-
является силовое воздействие газа на лопатку рабочего ко-
леса, направленное в сторону его вращения.
На выходе из рабочего колеса его лопатки образуют ис-
кривленный сужающийся канал. В этом канале газ изменяет
свое направление, расширяется и увеличивает скорость дви-
жения относительно лопатки. Вследствие ускорения потока
возникает дополнительная реактивная сила, аналогичная, на-
пример, силе отдачи при вытекании струи жидкости из на-
садка. План скоростей на выходе из колеса показан на
рис. XIII.8.
В результате одновременного действия кориолисовой и ре-
активной сил появляется крутящий момент, заставляющий
колесо турбины вращаться. Таким образом, в рабочем колесе
турбины кинетическая энергия потока, запасенная в сопловом
аппарате, преобразуется в механическую работу.
Вследствие уменьшения окружной скорости, а также из-за
ускорения потока в направлении, противоположном враще-
нию ротора, закрутка газа, полученная в сопловом аппарате,
при выходе из рабочего колеса значительно снижается. Мо-
мент количества движения относительно оси ротора в этом
сечении становится равным
Qp s=	ГТ. Ср>	(XIII. 16)
где £ТйСр — окружная составляющая абсолютной скорости
на среднем диаметре при выходе из рабочего
колеса;
гт. ср — средний радиус выхода из рабочего колеса.
4Ц
В соответствии с законом момента количества движения
изменение моментов количества движения на рабочем колесе
равно моменту Ми импульса силы, действующей на колесо
турбины.
(^тЗм ^тЗ ^17/Ср ^т. ср)>
и	tn (j г
где т — время действия силы, или заменив — =
ным расходом газа через турбину, можно написать
(XIII.17)
секунд-
Q
MU = g (.^Т^и^тЗ ^ТИСр^Т.Ср) КГ • М. (XIII. 18)
Мощность, развиваемая на венце рабочего колеса, будет
равна
Nu =	(cTSu rTj«> - cTucprT. ср ш) л. с., (XIII.19)
где со — угловая скорость вращения рабочего колеса, \1сек.
Так как rco = w, т. е. окружной скорости, то
Nu == g 75 ^т3^ ^тз ^тпср «т.ср)	(XIII.20)
или удельная работа /ти, совершаемая потоком в 1 кг/сек, на
венце колеса равна
Ztu = ^l = 4'(^s«mt3 —стисрит.Ср) кГ-м!кг. (XI П.21)
<5
Для уменьшения потерь с выходной скоростью проточная
часть рабочего колеса профилируется так, чтобы абсолют-
ная скорость имела направление, близкое к осевому.
В идеальном случае, когда стз имеет осевой выход,
^тйСр ==
^тЗ« == ^тЗ*
Поэтому удельная работа на венце идеальной турбины
равна
МтЗ
= кГ • м/кг	(XIII.22)
и зависит от окружной скорости колеса турбины.
Уравнение энергии относительного движения газового по-
тока между рабочими лопатками центростремительной тур-
бины имеет вид
2	,2	.	2	2
^ТЗ I T3r | тЗ ____ 1^4	| т. ср | т. ср /VTTT оо\
т + ^т + ^Г = 'я" + ~1Г + (XIIL23)
где /т3 и ZT4— энтальпия газа соответственно на входе
в рабочее колесо и выходе из него, ккал!кг\
ст^г—радиальная составляющая абсолютной ско-
рости газа на входе в колесо, м!сек\
412
^т. ср—относительная скорость газа после выхода из
колеса, м/сек-,
йт. ср — окружная скорость на среднем диаметре вы-
ходного сечения колеса, м/сек.
Из уравнения (XIII.23) относительная скорость потока
после выхода из рабочего колеса равна
ср =)/	+ С23г + И2тз [i -(^)2] м/сек. (XIII.24)
При идеальной организации процесса и отсутствии потерь
энергии теплоперепад, срабатываемый в рабочем колесе, ра-
вен работе адиабатного расширения газов в межлопаточных
каналах от давления /?т3 до /?т4.
/	__ *ТЗ *Т4
т- к ~ А
Тогда относительная скорость адиабатного истечения
срад = j/' 2glr. к + с2т3г + «23 [1 —	м/сек. (ХШ.25)
В действительности из-за газодинамических потерь часть
кинетической энергии вновь преобразуется в теплоту. Поэто-
му реальный теплоперепад на рабочем колесе уменьшается,
а действительная скорость истечения сокращается до
^т. ср < W срад-
Обычно это влияние потерь учитывается коэффициентом
скорости ф<1. Тогда
WT. ср = Ф ]/2^т. к + с2т3г + «23 [1 - Р^)2] м/сек. (XIII.26)
Аксиальная составляющая абсолютной скорости на выходе
из колеса обычно берется равной
ст4а = (1 >0 -Н 1,23) ст5г м/сек.	(XI 11.27)
Остальные элементы выходного треугольника скоростей
определяются соотношениями:
окружная составляющая абсолютной скорости
= WT. ср cos ₽т4 — «т. ср м/сек-, (XIII.28)
абсолютная скорость на выходе из колеса
= V <Ъа + Ст4и М1СеК-	(XIII.29)
Знание скорости и удельного веса газа в отдельных участ-
ках проточной части позволяет определять размеры ее попе-
речного сечения. Для этого используется уравнение расхода,
которое в общем виде представляет собой
Gr = ^Tr ^/сек.	(XIIL30)
413
Как видно из уравнений (XIII.15) и (XIII.26), часть об-
щего теплоперепада срабатывается в сопловом аппарате /т.с,
а часть — в рабочем колесе /т,к.
Турбины, в которых /т.к =/= 0 и за счет этого происходит
расширение и ускорение газа в рабочем колесе, называются
реактивными. Распределение срабатываемого теплоперепада
между сопловым аппаратом и рабочим колесом определяется
степенью реактивности турбины
Р= t lr\ •	(XIII.31)
с т it. к
Как показывают расчеты, оптимальная с точки зрения
к. п. д. степень реактивности центростремительных турбин с
радиальными лопатками равна 0,45—0,48. Однако для уве-
личения срабатываемого в ступени теплоперепада можно
допустить некоторое снижение к. п. д. и принимать степень
реактивности в пределах р = 0,474-0,50.
Общий теплоперепад, срабатываемый в турбинной сту-
Рт
пени, определяется степенью расширения газа и при
Рт4
адиабатическом расширении равен

1 — (77) *' ] кГ'м!кг- (ХП1.32)
Распределение этого общего теплоперепада будет выра-
жаться
А*. С == (1 р) ^т>
4. к== pZT.
В действительном процессе преобразование энергии в тур-
бинной ступени сопровождается потерями полезной работы,
общая сумма которых равна /тг.
За счет этих потерь действительная работа, получаемая
на валу турбины, оказывается меньше располагаемого тепло-
перепада, равного /т.
/т. д = ZT ZTr
Отношение полезной действительной работы на валу к
располагаемому адиабатному теплоперепаду называется вну-
тренним к. п. д. турбины
или
(XIII .33)
Центростремительные турбины характеризуются довольно
высоким внутренним к. п. д., составляющим tqt = O,764-0,8
даже при малых расходах газа.
414
Поэтому они имеют преобладающее распространение в ка-
честве маломощных турбин, используемых для наддува дви-
гателей до 500 л. с.
Учитывая внутренний к. п. д. и потери на трение в под-
шипниках ротора, мощность, развиваемая турбиной на вы-
ходном валу, равна
ЛГТ = °гМтЧт.м. л с	(XIII.34)
Современные газотурбонагнетатели, как правило, осна-
щаются компрессорами центробежного типа. Центробежный
компрессор позволяет получить требуемые параметры сжа-
того воздуха в одной ступени при достаточно высоком к. п. д.
Поэтому конструкция турбонагнетателя оказывается более
простой, чем в случае применения компрессоров осевого типа.
Центробежный компрессор конструктивно напоминает
центростремительную турбину и состоит из рабочего коле-
са 2 (рис. XIII.9), диффузора 1 и корпуса 3.
Воздух поступает во входной патрубок компрессора с
определенной скоростью направленной чаще всего вдоль
оси рабочего, колеса.
Лопатки рабочего колеса компрессора на входе загнуты
По направлению вращения и образуют подвижный входной
направляющий аппарат. Абсолютная скорость воздуха и пе-
реносное движение колеса складываются, как показано на
рис. XIII.9, в результате чего скорость потока относительно
рабочего колеса оказывается направленной под углом pj
к направлению вращения.
Угол установки лопаток входного направляющего аппа-
рата подбирается таким образом, чтобы обеспечить безудар-
ный вход потока, т. е. р1Л ~₽1-
Воздух, попадающий в межлопаточные каналы рабочего
колеса компрессора, увлекается лопатками и получает вра-
щательное движение. В результате вращения возникают цен-
тробежные силы, заставляющие поток перемещаться от цент-
ра к периферии колеса. Вследствие этого увеличивается ок-
ружная скорость потока, т. е. возрастает его кинетическая
энергия.
План скоростей, изображенный на рис. XIII.9, показы-
вает, что абсолютная скорость воздуха с2 после выхода из
рабочего колеса значительно превышает скорость входа
Таким образом, в колесе центробежного компрессора про-
исходит процесс, обратный турбинному: момент импульса
силы, приложенной к лопаткам, увеличивает момент количе-
ства движения 'потока, т. е.
AlK=-^W2-clun).	(XIII.35)
415
CD
Рис. XI 11.9. Схема ступени центробежного компрессора:
1 — диффузор; 2 — рабочее колесо: 3 — корпус
По аналогии с турбиной удельная работа сжатия и на-
гнетания воздуха при GB=1 кг/сек.
=	=	кГ-м!кг. (Х1П.36)
'-'В	<8
При бесконечном числе лопаток воздух увлекается коле-
сом и движется вместе с ним как одно целое.
В этом случае с2и^^
Поэтому при осевом входе потока в идеальный компрес-
сор (clw = 0) удельная работа, переданная воздуху, должна
быть пропорциональна квадрату окружной скорости* рабочего
колеса.
/к=4-	(хш-37)
Однако в реальном рабочем колесе, имеющем сравнитель-
но небольшое число лопаток 2гк= 12-4-17, воздух вследствие
инерции и упругости отстает от вращения колеса и выходной
план скоростей приобретает вид, изображенный на рис. XIII.9.
Вследствие отклонения воздушного потока на угол у дей-
ствительная абсолютная скорость на выходе из рабочего ко-
леса оказывается меньше теоретической и энергия, сообщав-
и2
мая воздуху, снижается по сравнению с .
Помимо увеличения кинетической энергии центробежные
силы, действующие на частицы вращающейся массы возду-
ха, сжимают его. В результате этого после выхода из рабо-
чего колеса не только возрастает полная энергия потока, но
и непосредственно увеличивается статическое давление.
Запасенная при проходе через колесо кинетическая энер-
гия воздуха преобразуется в потенциальную в диффузоре,
представляющем собой расширяющийся канал, в котором
происходит торможение потока.
Диффузоры компрессоров могут быть безлопаточными
(щелевыми) и лопаточными. В последнем случае замедление
потока и повышение давления происходят более интенсивно
в специально спрофилированных расширяющихся межлопа-
точных каналах.
На основании уравнения энергии процесс в диффузоре
связан с преобразованием кинетической энергии в повышение
энтальпии, поэтому
2__ 2
(XIII.38)
В идеальном случае сжатие в диффузоре происходит по
адиабате, откуда
1
77=Ш‘-	(ХШ.39)
14—165	417
В реальном диффузоре из-за газодинамических потерь
часть кинетической энергии превращается в теплоту. Поэто-
му действительный процесс сжатия происходит с подводом
теплоты и является политропным.
В этом случае
"д"1
= ”д •	(XIII.40)
Так как показатель политропы сжатия в диффузоре яд>&,
то реальное повышение давления оказывается меньше адиа-
батного.
Окончательное замедление потока и повышение давления
до рк происходят в улитке, которая также имеет расширяю-
щееся сечение.
Таким образом, добавочная кинетическая энергия, полу-
ченная в рабочем колесе, частично преобразуется в энергию
давления, а частично идет на нагрев воздуха. В результате
этого процесс сжатия в компрессоре в целом является по-
литропным и характеризуется подводом теплоты (п>£).
Степень повышения давления оказывается ниже возмож-
ной, т. е. часть работы, затраченной на вращение рабочего
колеса, не используется для сжатия воздуха.
Если бы повышение давления в компрессоре происходило
без потерь, т. е. по адиабате, то работа, затраченная на
сжатие и нагнетание, была бы равна изменению энтальпий:
j	h ад
^к. ад “
Так как со
Рщ
k R,
= -^-(П.ад-7'о) кГ-м!кг.
k-1
Тк
а
1 о
то
RTq
— 1 кГ • м)кг, (XIII.41)
k — 1
k
ад — k — 1 ’ А

В этом случае вся энергия, сообщаемая воздуху в рабочем
колесе и пропорциональная была бы равна /к<ад.
В реальном компрессоре работа, подсчитанная по повы-
.	Рк
шёнию давления —, оказывается меньше максимально воз-
Ро
можной по уравнению (XIII.37).
Отношение этих работ, оценивающее степень использова-
ния окружной скорости колеса компрессора, называется ко-
эффициентом напора.
Ас. ад
и2
(XIII.42)
418
Коэффициент напора учитывает как уменьшение действи-
тельной закрутки воздуха вследствие конечного числа лопа-
ток, так и влияние необратимых потерь полученной в колесе
кинетической энергии. Величина коэффициента напора цен-
тробежных компрессоров туг обычно равна 0,6—0,75.
Уравнение (XIII.42) является основным расчетными урав-
нением центробежного компрессора, позволяющим опреде-
лить требуемую окружную скорость колеса по заданной сте-
пени повышения давления.
Принимая в качестве критерия адиабатное сжатие, сте-
пень использования энергии, затраченной на привод компрес-
сора, оценивают адиабатным коэффициентом полезного дей-
ствия.
•Gk. ад =	(XIII.43)
где /к — работа, действительно затрачиваемая на привод ком-
прессора, кТ-м/кг.
Центробежные компрессоры современных турбонагнетате-
лей имеют коэффициенты полезного действия:
—	с лопаточным диффузором 7]к.ад = 0,72 4-0,78;
—	с безлопаточньим диффузором т]н.ад = 0,68 ^-0,74.
С учетом к. п. д. мощность, потребная для привода ком-
прессора, определяется выражением
АГк = -§^-л.с	(XIIL44)
/0Чк. ад
6. Использование энергии отработавших газов
при газотурбинном наддуве
Вследствие относительно невысокой степени расши-
рения рабочее тело в поршневых двигателях к началу выпу-
ска еще обладает значительной потенциальной энергией. Эту
энергию, которая называется располагаемой, можно предста-
вить в виде работы «незавершенного расширения», т. е. пло-
щадью, образованной в координатах р — V (рис. XIII.10),
адиабатой b'd, кривой b'b"n и линией атмосферного давления
(площадь nb"b'dn).
При средних значениях температуры Tb = 1100-5-1500° К и
рь = Зн-5 кГ/см2 /расп имеет значительную величину (ЗОООО-н
4-50 000 кГ-м!кг), намного превышающую энергию, потреб-
ную для сжатия холодного воздуха (30005000 кГ-м/кг),
Однако современные конструкции газовыпускных систем не
позволяют полностью использовать весь запас энергии отра-
ботавших газов. Это объясняется тем, что при открывании
выпускного клапана газы проходят через его узкое проход-
14*	419
ное сечение с большой скоростью. Располагаемая энергия
газов преобразуется в кинетическую, давление и температура
в потоке резко уменьшаются. Пройдя узкое сечение клапана,
газ попадает в расширяющийся выпускной патрубок. Вслед-
ствие резкого увеличения поперечного сечения скорость по-
тока сразу же падает. Однако кинетическая энергия при этом
не переходит вновь в потенциальную, а из-за появления бес-
Рис. XIII.10. Использование энергии отработавших газов в двигателе
с газотурбинным наддувом:
площадь nb^b'dri __ располагаемая энергия отработавших газов; площадь nmlgn —
энергия, реализуемая в газовой турбине в период свободного выпуска: площадь
ejmne — энергия, используемая в газовой турбине в период принудительного вы-
пуска; площадь b'renb” — работа, совершаемая поршнем в течение принудитель-
ного выпуска; площадь eflge — энергия, которую газы могут отдать турбине при
постоянном давлении в ресивере: площадь peka'р — работа адиабатного сжатия в
компрессоре; площадь пегап — работа, возвращаемая двигателю в процессе на-
полнения
порядочного вихревого движения газа преобразуется в теп-
лоту. Происходит процесс дросселирования, при котором дав-
ление за клапаном не восстанавливается до начальной ве-
личины ръ, а остается почти таким же низким, как и в узком
сечении клапана, т. е. примерно равным рт. Температура газа
при торможении потока возрастает и практически достигает
значений температуры газа в цилиндре.
В зависимости от схемы и объема газовыпускной системы
различают:
—	газотурбинный наддув с постоянным давлением перед
турбиной;
420
—	газотурбинный наддув с переменным давлением перед
турбиной (импульсный газотурбинный наддув).
Если объем ресивера, куда попадает газ после истечения
из клапана, велик, то он является демпфером, сглаживаю-
щим пульсацию давления. В этом случае система работает
при практически постоянном давлении перед турбиной.
В случае же малого объема газовыпускных патрубков
давление перед турбиной резко меняется — пульсирует.
Процесс выпуска газов в системе с постоянным давлением
(рис. XIII.7) состоит в следующем.
При установившемся режиме работы двигателя количе-
ство поступающего газа из цилиндров в ресивер большого
объема равно расходу газа через турбину. Поэтому давление
в ресивере, обусловленное средним расходом газа и пропуск-
ной способностью турбины, всегда примерно постоянно и
равно рт. Когда открывается выпускной клапан, газы под
действием высокого давления рь начинают выходить из ци-
линдра с звуковой скоростью. Давление уменьшается вслед-
ствие дросселирования от рь до рт (рис. XIII.10). В резуль-
тате расширения объем отработавших газов увеличивается
на величину Vi, после чего они дополнительно расширяются
в турбине до атмосферного давления ро. Общая работа га-
зов /св.вып. за этот период, производимая за счет свободного
выпуска, эквивалентна площади nmlgn (рис. XIII.10). Как
видно из диаграммы, дросселирование приводит к значитель-
ным потерям, в связи с чем работа свободного выпуска, реа-
лизуемая в турбине, составляет всего 10—20% располагае-
мой ЭНерГИИ /расп-
После свободного выпуска начинается процесс принуди-
тельной очистки, обусловленный выталкивающим действием
поршня. Давление в ресивере при этом остается равным рт,
а в цилиндре — рг. Работа газов /првьга, которую можно ис-
пользовать в турбине во время принудительного выпуска,
изображается площадью efmne, а работа, совершаемая порш-
нем,— площадью b"renb", В этой части процесса газы явля-
ются фактически только передаточным звеном. Они -передают
газовой турбине работу выталкивания, совершаемую порш-
нем двигателя за счет энергии, запасенной маховиком, или
работы соседних цилиндров.
Таким образом, при газотурбинном наддуве частично ис-
пользуется располагаемая энергия выпуска /расп, но часть ра-
боты турбины совершается за счет механической энергии
двигателя, т. е. в сущности так же, как и при наддуве при-
водным нагнетателем.
Общая теоретическая работа, которую газы могут отдать
турбине при постоянном давлении в ресивере, иллюстрирует-
ся площадью ejlge и определяется по формуле адиабатной
работы расширения с учетом проталкивания,
421
I,
k'— г
'T1 i f Po \ k'
гИ’Т/т[ ^/
кГ • м)кг, (XIIL45)
где Гт—температура газов перед турбиной, °К;
рт— давление газов перед турбиной, кГ1см2.
Если считать, что рт и 7Т остаются постоянными во вре-
мени, то доля работы свободного выпуска в общей энергии
газов будет пропорциональна
Рис. XIII.11. Зависимость энергии
газов и ее составляющих от дав-
ления перед турбиной:
ZT — суммарная используемая энергия:
Z_n Dun~ энергия. реализуемая при
СЬ«ЬЫ11
свободном выпуске: I — энер-
пр.гып
гия. реализуемая при принудительном
выпуске
отношению массы газа, вы-
шедшего из цилиндра при
свободном выпуске О г.св.выть
к общему количеству га-
зов Ог, т. е.
^СВ, ВЫП __ б?г, СВ, вып
/т	G?
Как видно из графика,
показанного на рис. XIII.11,
для /св.вып coci авляет 50 
70% 4 и зависит от давле-
ния перед турбиной рт. При
больших противодавлениях
выпуску удельный вес ра-
боты свободного выпуска
/Св. вып значительно сокра-
щается и работа турбины
обеспечивается почти цели-
ком за счет работы /пр.вып-
В этом случае система с
постоянным давлением пе-
ред турбиной в энергетиче-
ском отношении мало отли-
чается от механического наддува. Следует также отметить,
что при объединении выпусков всех цилиндров в один трубо-
провод (ресивер) происходит их взаимное наложение, обус-
ловливающее ухудшение процессов очистки и наполнения.
Энергия отработавших газов /т преобразуется в механи-
ческую работу в турбине и затем затрачивается на привод
компрессора. Работа адиабатного сжатия в компрессоре изо-
бражена на рис. XIII.10 площадью peka'p. Следует иметь в
виду, что часть этой работы (теоретически — площадь пегап)
возвращается двигателю во время наполнения, так как на
поршень действует положительная сила, равная ра — р0.
При установившемся режиме работы мощность А/т, разви-
ваемая на валу турбины, полностью поглощается колесом
компрессора, т. е.
где NK — мощность, затрачиваемая на привод компрессора.
422
Тогда с учетом выражений (XIII.34) и (XIII.44) можно на-
писать
/к-ад 	к Г • mJ кг.
г|т ^к. ад ^т. м
(XIII.46)
Подставляя в это уравнение значение /к.ад из уравнения
(XIII.41) и /т из уравнения (XIII.45) и решая его относитель-
но степени расширения перед турбиной, получим
ет=А
т Ро
।	ад7]?. мб?г
. (XIII.47)
Из выражения (XIII.47) видно, чго требуемое давление
пёред турбиной зависит в основном от степени повышения
давления в компрессоре—, температуры газа 7\ и общего
Ро
к. п. д. турбонагнетателя 7]т т]к.ад т]г.м.
При достаточно высокой температуре отработавших газов
(Тт = 900-г-1050° К) и общем к. п.д. турбонагнетателя не мё-
нее 0,4—0,6 давление газа перед турбиной несколько меньше
давления наддува и составляет
А = (0,8 Ч- 0,95) рк.
Использование газовыпускной системы с большим объе-
мом ресивера приводит к значительным потерям энергии газа
из-за дросселирования при истечении через узкое проходное
сечение клапана. В результате этого теряется 80—90% рас-
полагаемой энергии выпуска.
Величину этих потерь можно оценить, сравнивая линии
давления в цилиндре и в выпускном трубопроводе, пока-
занные на диаграмме рис. XIII.12.
Поскольку полезная работа газов в турбине в каждый
момент времени определяется давлением р7 (уравнение
XIII.45), а располагаемая — давлением в цилиндре рц, то,
очевидно, что суммарная потеря располагаемой работы экви-
валентна заштрихованной полосе между этими кривыми.
Для улучшения использования располагаемой энергии от-
работавших газов применяют систему газотурбинного надду-
ва с переменным давлением перед турбиной. Этот способ по-
лучил название импульсного газотурбинного надДува. В от-
личие от предыдущей системы при импульсном наддуве
объем патрубка, соединяющего двигатель с турбиной, де-
лается минимально возможным (рис. XIII.13).
В начале открытия выпускного клапана газ из цилиндра
устремляется в трубопровод 2, В этот период приток газа в
423
трубопровод превышает расход через турбину, вследствие
чего происходит его накопление и быстрое повышение давле-
ния (рис. XIII.12). В дальнейшем поступление газа из дви-
гателя постоянно сокращается, а расход через турбину уве-
личивается, в результате чего они уравновешиваются, В свя-
Рис. XIII.12. Диаграмма процесса выпуска при турбонаддуве:
а — система с постоянным давлением перед турбиной: б — система
с переменным давлением перед турбиной; 1 — давление газа в ци-
линцре; 2 — давление газа в выпускном трубопроводе
зи с этим давление в трубопроводе после интенсивного роста
стабилизируется и достигает максимальной величины.
В дальнейшем уменьшающийся приток газа из цилиндра
не может компенсировать повышенного расхода через тур-
бину и давление в трубопроводе понижается.
Таким образом, при импульсном наддуве во время сво-
бодного выпуска из цилиндра возникает повышенное проти-
водавление в трубопроводе. Перепад давлений в клапане
(ДРкл) по сравнению с системой постоянного давления резко
424
Рис. XIII.13. Схема импульсной си-
стемы газотурбинного наддува:
1 — двигатель: 2 — выпускной трубопро-
вод: 3 — турбина: 4 — компрессор
снижается. Это приводит к уменьшению скорости истечения
газов, вследствие чего потери располагаемой энергии при
проходе через дросселирующее проходное сечение клапана,
показанные на рис. XIII.12, б заштрихованной зоной, сокра-
щаются. Кроме того, попадая в трубопровод малого сечения,
газ в меньшей степени подвергается внезапному торможению
и сохраняет большую часть
запасенной кинетической
энергии.
В результате влияния
описанных особенностей ис-
пользуемая часть энергии
свободного выпуска отли-
чается от располагаемой ра-
боты меньше, чем в системе
с постоянным давлением, и
эффективность утилизации
энергии газов повыша-
ется.
Газовый поток, уходя в
турбину с большой скоро-
стью, обладает значитель-
ной кинетической энергией.
Продолжая движение по
инерции, в конце импульса
он действует как поршень,
отсасывая газ и понижая
давление в выпускном тру-
бопроводе и цилиндре. Это
благоприятно сказывается
на очистке цилиндра от
отработавших газов и положительно влияет на последующий
процесс наполнения. Вследствие понижения давления рг во
время принудительного выпуска уменьшается также работа
выталкивания по сравнению с системой постоянного дав-
ления.
Чтобы обеспечить минимальный объем выпускных трубо-
проводов, их необходимо выполнять индивидуальными для
каждого цилиндра или по крайней мере для группы цилин-
дров. Это несколько усложняет двигатель, но дает дополни-
тельные преимущества, так как при рациональной группи-
ровке цилиндров исключается совмещение фаз выпуска из
отдельных цилиндров, затрудняющее их очистку и продувку.
Оптимальные схемы соединений выпускных трубопрово-
дов для многоцилиндровых двигателей показаны на
рис. XIII.14.
Обычно в одну группу объединяют не более двух-трех ци-
линдров. Способ их соединения зависит от числа цилиндров
425
и порядка их работы. В 8-цилиндровых V-образных двигате-
лях организация импульсного наддува требует установки че-
тырех раздельных патрубков. Это значительно усложняет
конструкцию двигателя, в связи с чем в дизеле ЯМЗ-238Н
объединяют одним патрубком четыре цилиндра одного ряда.
При этом энергия импульсов используется с меньшим эф-
фектом и происходит совмещение фаз выпуска из отдельных
цилиндров. Однако конструкция системы турбонаддува зна-
чительно упрощается.
а	б
в
Рис. XIII.14. Оптимальные схемы выпускных трубопро-
водов при импульсном турбонаддуве:
а —6 цилиндров, порядок работы 1—5—3—6—2—4; 6 — 8 цилин-
дров, порядок работы 1—5—4—2—6—3—7—8; в —12 цилиндров,
порядок работы 1—12—5—8—3—10—6—7—2—11—4—9
Следует отметить, что, являясь положительной для про-
цессов газообмена двигателя, импульсная система отрица-
тельно влияет на эффективность работы турбины. В каждый
момент времени давление газа, а следовательно, и скорость
его истечения изменяются. Это обусловливает отклонение ре-
жима работы турбины от расчетного и вызывает дополни-
тельные потери энергии. В результате этого к. п. д. турбины,
работающей при переменном давлении, несколько понижает-
ся. На рис. XIII.15 показано относительное падение к. п. д.
турбины в зависимости от формы импульса, определяемой
отношением давлений
.Р Ср
Однако в целом увеличение энергии свободного выпуска
превалирует над отрицательным эффектом падения к. п. д.
турбины и полезная работа, которая может быть использо-
вана для сжатия воздуха в компрессоре, при импульсном
наддуве возрастает,
426
Эффективность импульсной системы зависит от давления
наддува и, как видно из графика (рис. XIII. 16), понижается
при увеличении рк.
Последнее можно объяснить, пользуясь данными графика,
изображенного на рис. XIII.11. При повышении давления рк,
а следовательно, и рт значительно возрастает работа прину-
дительного выпуска. В то же время располагаемая энергия
газов, за счет которой осуществляется эффект импульсности,
увеличивается в меньшей степени.. Получение четко выражен-
Рнс. XIII.15. Зависимость измене-
ния к. п. д. турбины от харак-
тера импульса
Рис. XI 11.16. Увеличение мощно-
сти турбины при импульсном над-
дуве по сравнению с системой
постоянного давления при разных
давлениях наддува
ного импульса давления газов при высоком наддуве стано-
вится невозможным, и давление в трубопроводе становится
постоянным. В связи с этим применение системы с перемен-
ным давлением перед турбиной целесообразно только при
низком и среднем наддуве.
7. Особенности рабочего процесса дизелей
с турбонаддувом
Повышение давления воздуха на выпуске в двига-
тель вызывает существенные изменения в его рабочем про-
цессе. Особенно заметно наддув влияет на процессы газооб-
мена и сгорания.
На рис. XIII.17 показана типичная диаграмма насосных
процессов дизеля с газотурбинным наддувом. Как видно из
графика, кривая выпуска проходит выше атмосферной линии
в связи с тем, что выпускной клапан и турбина оказывают
значительное сопротивление истечению газов.
Давление в цилиндре во время Спуска определяется дав-
лением наддува и сопротивлением впускного клапана. При
достаточно высоких к. п. д. турбины и компрессора давление
наддува рк превышает давление в выпускном трубопрово-
427
де рт. Однако газодинамические потери в клапанах приводят
к повышению давления выпуска рг по сравнению с рт и сни-
жают давление впуска р0 по отношению к рк.
Обычно
рг = (1,05 -4-1,15)
= (0,9 4-0,96) рк.	(XIIL48)
В связи с этим отношение давлений
^ = (1,1-5-1,28)-^.	(XIIL49)
Ра	Рк
Рис. XIII.17. Диаграмма насосных про-
цессов дизеля с газотурбинным надду-
вом
В современных двигателях с газотурбинным наддувом
^l = (0.8-4-0,95).	(XIII.50)
Рк
Тогда, учитывая уравнения (XIIL49) и (XIII.50),
(0,9 4- 1,15).	(XIII.51)
Ра
Таким образом, в реальных двигателях линия впуска может
проходить либо ниже, либо выше линии выпуска.
В первом, более благоприятном случае общая работа про-
цессов газообмена, изображенная заштрихованной площадью
на рис. XIII.17, является положительной. Чем ниже проходит
линия выпуска, тем больше положительная работа газооб-
мена. В этом случае часть энергии, затраченной на сжатие
воздуха в компрессоре, возвращается двигателю. Поэтому
импульсный наддув, способствуя понижению давления в ци-
линдре в процессе принудительного выпуска, оказывает бла-
гоприятное влияние на повышение эффективности турбонад-
дува в целом.
Кроме того, при рациональной конструкции выпускной си-
стемы можно осуществить понижение давления в цилиндре в
428
конце выпуска. Это позволяет организовать продувку камеры
сгорания свежим зарядОхМ и улучшает очистку цилиндра от
отработавших газов.
Коэффициент наполнения, как известно, определяется от-
ношением давлений -—. При этом
Ра=Рк ~^Ра КГ)СМ\
где Ара— газодинамические потери давления при движении
воздуха по впускному тракту двигателя.
Величина газодинамических потерь зависит в основном
от скорости движения газа и его удельного веса (см. гла-
ву П).
где ук — удельный вес воздушного заряда, кг/м3\
£вп — коэффициент газодинамического сопротивления
впускного тракта;
^вп—скорость движения воздуха по
м/сек.
Удельный вес заряда, повышенный в
впускному тракту,
компрессоре в ре-
зультате политропного сжатия, равен
/к
Тк = —
,к const 1	’
где — показатель политропы сжатия в компрессоре.
В этом случае
1
Ра 1 _____ ^Ра __ | _ 1 + $вп . WnnPK‘
Рк	Рк	2£	’ const рк
ИЛИ
Ра ___ । ____(I ^вп) WBn 1
Рк ~~ ~ const ’ лк-1 ’
(ХШ.52)
Рк
При увеличении давления наддува объемная подача воз-
духа в цилиндре двигателя, а следовательно, и скорость швп
практически остаются постоянными. В этом случае, как вид-
но из выражения (ХШ.52), отношение при увеличении рк
Рк
возрастает, так как газодинамические потери повышаются
медленнее, чем давление наддува.
Кроме того, при повышении давления наддува увеличи-
вается температура воздуха Тк, Вследствие этого перепад
температур между горячими поверхностями впускного тракта
и воздушным зарядом сокращается. Это обусловливает
429
уменьшение теплоотдачи в воздух, в связи с чем подогрев
заряда (АГ) во время впуска снижается.
В целом снижение относительной величины газодинамиче-
ских потерь, сокращение подогрева заряда и уменьшение ко-
эффициента остаточных газов за счет продувки приводят
к росту коэффициента наполнения при увеличении давления
наддува, что способствует дополнительному росту мощности
двигателя.
Зависимость коэффициента наполнения от степени повы-
шения давления при наддуве может быть выражена эмпири-
ческой формулой, полученной в результате испытаний дви-
гателя ЯМЗ-238Н в НАМИ.
^к = ^,	(XIII.53)
где —степень повышения давления в компрессоре; кк =
= Pjl-
Ро ’
5, у—постоянные коэффициент и показатель степени.
Для дизеля ЯМЗ-238Н В = 0,82; у = 0,24-4-0,26.
Процесс сжатия при наддуве не имеет заметных отличий
от обычных двигателей. Для дизеля ЯМЗ-238Н, например,
можно считать, что практически показатель политропы сжа-
тия не зависит от давления на впуске в двигатель.
Увеличенное давление наддува и, главное, повышенная
температура воздушного заряда обусловливают интенсифи-
кацию физико-химических процессов, подготавливающих
впрыснутое в цилиндр топливо к сгоранию. Поэтому наддув
благоприятно сказывается на сокращении периода задержки
воспламенения в дизелях. Из-за уменьшения задержки вос-
пламенения снижается количество топлива, которое успевает
попасть в цилиндр к началу видимого сгорания и пройти
предпламенную подготовку. В начальных реакциях второй
фазы участвует относительно небольшая доза топлива и вы-
деляется относительно небольшое количество тепловой энер-
гии. По этой причине жесткость процесса, которая обычно
бывает максимальной именно в начале второй фазы, а также
> р?
степень повышения давления Х =— при наддуве снижаются.
Рс
В результате этого максимальное давление сгорания pz воз-
растает медленнее, чем увеличивается давление наддува
(рис. XIII.18).
Снижение жесткости и умеренное повышение максималь-
ного давления сгорания положительно влияют на работу дви-
гателя, допуская его форсирование иногда даже без спе-
циального повышения прочности деталей.
При наддуве возрастает цикловая подача топлива. Как
правило, это сопровождается увеличением продолжительно-
сти впрыска, в связи с чем поступление в цилиндр и физико-
430
Рис. XIII.18. Зависимость давления рг и средней
жесткости J сгорания от нагрузки:
/ — дизель без наддува; 2 — дизель со средним наддувом
Рис. XIII.19. Скоростные характеристики дизеля
ЯМЗ-240:
I — без наддува; 2 — с турбонаддувом
431
химическая подготовка последних порций топлива затягива-
ются. Поэтому при наддуве наблюдается повышение количе-
ства топлива, сгорающего в четвертой фазе, что увеличивает
тепловые потери, обусловленные несовершенством динамики
сгорания. Чтобы избежать этого, стремятся максимально со-
кратить продолжительность впрыска. Это можно выполнить
за счет увеличения диаметра плунжера топливного насоса
при уменьшении его активного хода или изменения профиля
кулачка насоса. Однако при этом следует учитывать, что со-
кращение общей продолжительности впрыска увеличивает
количество топлива, впрыснутого в цилиндр за время за-
держки воспламенения, и, следовательно, приводит к повы-
шению жесткости и максимального давления сгорания.
Поэтому характеристику впрыска при наддуве желатель-
но иметь такой, чтобы начальная доза была небольшой, а
основная масса топлива подавалась в течение второй фазы
сгорания. Перспективным в этом отношении является двух-
фазная система подачи топлива, или ступенчатый впрыск.
Вследствие pocta потерь, вызванных несовершенством ди-
намики сгорания, индикаторный к. п. д. дизеля с газотурбин-
ным наддувом при обычных системах топливоподачи и неиз-
менном избытке воздуха может понижаться.
Однако если одновременно с увеличением давления над-
дува несколько повышать коэффициент избытка воздуха а,
то ухудшение динамики тепловыделения может быть ском-
пенсировано повышением полноты сгорания и снижением
потерь, связанных с ростом теплоемкости рабочего тела. При
этих условиях индикаторный к. п. д. дизеля с турбонаддувом
может быть даже несколько повышен.
Потери на трение мало зависят от газовых сил в двигате-
ле и почти полностью определяются средней скоростью порш-
ня. Поэтому увеличение давления наддува вызывает очень
небольшой рост давления трения.
Насосные потери, определяемые площадью «петли» на
диаграмме выпуска (рис. XIII.17), зависят от интегральной
величины разности давления выпуска рг и давления впу-
ска ра.
Как указывалось ранее, работа газообмена может быть и
отрицательной и положительной. Однако в любом случае на-
сосные потери при турбонаддуве оказываются меньше, чем
в двигателе без наддува, у которого ра всегда значительно
ниже, чем рг. В быстроходных дизелях насосные потери имеют
значительный удельный вес, поэтому их уменьшение при над-
дуве снижает среднее давление механических потерь.
Механический к. п. д. двигателя выражается формулой
у) .= 1 —
432
где Рм — среднее давление механических потерь, к,Г1см2\
—среднее индикаторное давление, кГ/см2.
Среднее индикаторное давление при турбонаддуве возра-
стает на 40—50%, поэтому дажё при неизменной величинерм
механический к. п. д. дизеля с газотурбонагнетателем возра-
стает на 5—8%;
Снижение механических потерь, которое может быть по-
лучено в случае ра рг, способствует еще большему ро-
сту Увеличение механического к. п. д. является главной
причиной, обусловливающей рост эффективного к. п. д. В луч-
ших образцах двигателей с низким и средним наддувом, у
которых тщательно отработаны выпускная система, турбо-
нагнетатель и процесс сгорания, эффективный к. п.д. возра-
стает на 4—6%. Это является важным экономическим пре-
имуществом газотурбинного наддува.
На рис. ХШ.19 показаны скоростные характеристики дви-
гателей семейства ЯМЗ, позволяющие оценить эффектив-
ность применения турбонагнетателей. Как видно из этих гра-
фиков, номинальная мощность двигателя ЯМЗ-240Н возрос-
ла на 45%, а удельный расход топлива при п = 2100 об/мин
снизился на 5 г/л. с. ч.
Еще более значительный экономический эффект наблю-
дается при работе по нагрузочным характеристикам
(рис. XIJI.20).
Однако опыт применения дизелей с газотурбинным над-
дувом для армейских автомобилей свидетельствует о некото-
ром снижении их тяговых качеств по сравнению с автомоби-
лями, имеющими двигатели той же мощности, но без над-
дува. Это объясняется падением коэффициента приспособ-
ляемости двигателя и, главное, сужением рабочего диапазо-
на чисел оборотов (рис. ХШ.19). Указанный недостаток мо-
жет быть в определенной степени устранен специальной «на-
стройкой» турбонагнетателя, при которой за расчетный при-
нимается режим максимального крутящего момента. В этом
случае работа на режиме максимальной мощности сопро-
вождается увеличением потерь энергии отработавших газов
и относительным снижением давления наддува, а следова-
тельно, и крутящего момента двигателя.
Наиболее эффективным способом улучшения тяговых ка-
честв дизеля с газотурбонагнетателем является использова-
ние регулируемых систем наддува. Регулирование может
быть выполнено применением турбин, имеющих сопловой ап-
парат переменного сечения, или перепуском части выпускных
газов мимо турбины. Оба эти способа практически равно-
значны по эффекту регулирования, однако система с пере-
пуском газа значительно снижает степень использования
энергии отработавших газов. Первый же способ с поворот-
ными сопловыми лопатками цока не находит широкого при-
433
менения из-за недостаточной надежности в условиях интен-
сивного нагрева деталей и образования нагара в сочлене-
ниях. По этим причинам большинство выпускаемых в на-
стоящее время двигателей с турбонаддувом не имеет спе-
циального регулирования.
Применение наддува связано с повышением давления и
температуры рабочего тела во всех точках цикла. В связи
с этим возрастают напряжения в деталях двигателя, их тем-
Рис. XIII.20. Нагрузочные харак-
теристики дизеля ЯМЗ-238:
1 — без наддува при «=2100 об/мин\
2 — с турбонаддувом при « = 2100 об/мин\
3 — без наддува при « = 1600 об/мин\
4 — с турбонаддувом при «= 1600 об/мин
быть принято СЛИШКОМ высоким,
пература, а также удель-
ные давления в трущихся
парах. Повышение макси-
мального давления цикла,
которое происходит при над-
дуве, вызывает увеличение
нагруженности щек колен-
чатого вала и его подшип-
ников. Подшипники колен-
чатого вала обычно имеют
наименьший среди осталь-
ных деталей двигателя за-
пас усталостной прочности,
и возможности его повыше-
ния в настоящее время не-
значительны. Поэтому дав-
ление наддува не может
если при этом не происходит
коренного изменения конструкции и размеров основных дета-
лей двигателя. С другой стороны, применяя наддув, необходимо
стремиться к снижению максимального давления цикла и
жесткости работы. С этой целью растягивается во времени
впрыск топлива, а иногда даже понижается степень сжа-
тия до 11 —13 единиц. Дальнейшее снижение степени сжатия
невозможно из-за резкого ухудшения пусковых качеств
двигателя.
В современном автотракторном двигателестроении наибо-
лее распространены средние давления наддува (1,5 ч-
1,8 кГ1см2), при которых можно получить повышение сред-
него эффективного давления до 9—10 кТ1см2 при максималь-
ном давлении цикла 95—110 кГ/см2. Чтобы обеспечить до-
статочную надежность и долговечность двигателя с таким
наддувом, приходится несколько усиливать основные детали
кривошипно-шатунного механизма. В этом случае при усло-
вии применения надлежащих сортов масел с комплексными
присадками моторесурс двигателей с наддувом практически
не снижается.
В судовом и тепловозном двигателестроении применяют
высокий наддув, при котором среднее эффективное давление
434
доводится до 12—18 кГ/см2. Прочность основных деталей
двигателей при этом обеспечивается за счет увеличения их
размеров. Наряду с механической перегрузкой при увеличе-
нии давления наддува повышается также тепловая напря-
женность двигателя.
Вследствие повышения температуры возможно образова-
ние различных отложений, нарушающих работоспособность
деталей, понижение их прочности или даже разрушение. Ли-
митируют работу двигателя при повышении теплонапряжен-
ности температуры клапанов, поршней, головок цилиндров и
распылителей форсунок. Для предотвращения перегрева этих
деталей при наддуве часто повышают коэффициент избытка
воздуха, организуя как бы внутреннее воздушное охлажде-
ние. Кроме того, теплонапряженность поршня и клапанов
можно уменьшить продувкой камеры сгорания. У четырех-
тактных двигателей для этой цели перекрытие клапанов рас-
ширяют до 120—140° угла поворота коленчатого вала. Про-
дувочный воздух снижает температуру деталей, образующих
рабочую полость, и улучшает очистку цилиндра от отрабо-
тавших газов.
Одним из эффективных способов снижения теплонапря-
женности является охлаждение воздуха после нагнетателя.
При высоком наддуве используется масляное охлаждение
поршней.
Таким образом, допустимая механическая и тепловая на-
пряженность деталей двигателей ограничивает повышение
давления воздушного заряда при наддуве. Поэтому выбор
требуемой степени наддува должен сопровождаться комплек-
сом мероприятий, обеспечивающих достаточную надежность
работы и моторесурс двигателя.
8. Особенности расчета рабочего процесса дизеля
с газотурбинным наддувом
Рабочий процесс дизеля с газотурбинным наддувом
рассчитывается в целях:
—	определения основных размеров двигателя при задан-
ной мощности;
—	определения мощности, которую можно получить при
наддуве двигателя данного рабочего объема.
В обоих случаях расчет производится в сущности одина-
ково, отличаясь только использованием полученных эффек-
тивных показателей. В первом варианте по заданной мощно-
сти, числу оборотов и полученному среднему эффективному
давлению определяют рабочий объем двигателя Во вто-
ром варианте по заданному рабочему объему, числу оборотов
и полученному среднему эффективному давлению вычисляет-
ся мощность, развиваемая двигателем.
435
Перед расчетом рабочего процесса необходимо выбрать и
обосновать основные параметры проектируемого двигателя,
к числу которых следует отнести:
—	способ смесеобразования и тип камеры сгорания;.
—	давление наддува рк;
—	степень сжатия s;
—	коэффициент избытка воздуха а.
Все эти параметры выбираются на основании анализа по-
казателей существующих конструкций с учетом специфиче-
ских требований к проектируемой силовой установке.
Рабочий процесс дизеля с газотурбинным наддувом рас-
считывается по обычной методике, заключающейся в после-
довательном определении параметров рабочего тела в ха-
рактерных точках цикла. Следует только учитывать особен-
ности процесса с наддувом, особенно при наполнении и вы-
пуске.
Для расчета рабочего процесса задаются определяющи-
ми параметрами, ориентировочные значения которых для со-
временных дизелей с турбонаддувом приведены в табл. ХШ.4.
Таблица XIII.4
Давление остаточных газов рг, которое зависит от неиз-
вестного в начале расчета давления перед турбиной, можно
ориентировочно получить из соотношения
рг = (0,85-Н 1,0) рк.
Давление наддува выбирается исходя из соображений, рас-
смотренных в предыдущем разделе, в зависимости от необхо-
димой степени форсирования рабочего процесса.
Процесс газообмена рассчитывается по обычной методике
с тем отличием, что параметры воздуха на впуске берутся рк
и Гк вместо ро и Tq.
В результате расчета определяются:
—	коэффициент остаточных газов уг;
—	температура заряда в конце наполнения Та;
436
— давление конца наполнения ра по принятому коэффи-
циенту наполнения.
Необходимую для определения температуры Та темпера-
туру воздуха после турбонагнетателя можно найти из выра-
жения
Т'к = 7’о 1 +
°К.
(ХШ.54)
Параметры рабочего тела в конечных точках процессов
сжатия, сгорания и расширения рассчитываются так же, ^ак
и для двигателей без наддува. Следует только учитывать не-
которое растягивание сгорания при наддуве и в связи с этим
несколько снижать выбираемые коэффициенты, полезного теп-
ловыделения $ и показатель политропы расширения п2
(табл. XIII.4).
По полученным значениям давлений строится индикатор-
ная диаграмма. Индикаторные и эффективные показатели
определяются по обычным известным из теории двигателей
формулам.
Следует подчеркнуть, что при выборе механического
к. п. д. необходимо учитывать его повышение, обусловленное
увеличением при турбонаддузе среднего индикаторного дав-
ления. Поэтому среднее эффективное давление цикла с газо-
турбинным наддувом удобно определять по формуле
Pe=Pi—P^ ППСМ2,
где — среднее давление механических потерь, кГ/см2,
Ориентировочные значения рм приведены в табл. ХШ.4. По
найденному в результате расчета значению среднего эффек-
тивного давления определяются искомые мощности или ра-
бочий объем двигателя:

= Pe^hP
450г
Л. С.
После расчета рабочего процесса двигателя и определения
его эффективных показателей рассчитывают основные раз-
меры газотурбонагнетателя.
Этому расчету должен предшествовать выбор схемы газо-
турбонагнетателя и способа его соединения с выпускными па-
трубками двигателя. Выбираются также основные исходные
параметры компрессора и турбины:
— число оборотов ротора турбонагнетателя пт>н, об!мин\
—	адиабатный к. п. д. компрессора т]к.ад;
—	осевая скорость воздуха во входном патрубке компрес-
сора tiu, м/сек\
—	внутренний к, п.д, турбины гц;
437
—	степень реактивности турбины р;
—	механический к. п. д. турбонагнетателя
В табл. XIII.5 приведены примерные значения этих пара-
метров, характерные для современных турбонагнетателей.
Таблица XIII.5
Основные исходные параметры для расчета турбонагнетателей
Параметры	лт. н Об1мин	^к. ад	сХа Mice к		Т^т. м
Значения	44 000—70 000	0,68-0,78	50—100	0,76—0,8	0,9—0,95
Расчет компрессора начинается с определения расхода
воздуха через двигатель.
<Л =—з600 • кг[сек,	(XIII.55)
где ge— удельный эффективный расход топлива, кг/л. с.
Ne — эффективная мощность двигателя с наддувом, л. с.;
/0—количество воздуха, теоретически необходимое для
полного сгорания 1 кг топлива, кг воздуха/кг топ-
лива;
а—коэффициент избытка воздуха;
<рпр — коэффициент продувки цилиндра.
Величины ge, /о и а берутся из расчета рабочего про-
цесса двигателя.
Если корпус турбонагнетателя имеет принудительное воз-
душное охлаждение, то расчетный расход воздуха будет ра-
вен
расч = (1,05 н- 1,1) ов кг{сек. (XIII.56)
Адиабатная работа сжатия 1 кг воздуха /к>ад в компрессоре
подсчитывается по уравнению (XIII.41):
Г —
'	____ k R 'Т'	( Рк ) &
К. ад — k _ 1 • А ' 0 Pq )
Действительная работа сжатия равна
j ^к. ад у. ,
1К =----------------------- кГ-мкг,
К	ад	‘
к Г • м)кг.
(XIII.57)
Работа сжатия /к затрачивается на увеличение энергии воз-
духа при его закрутке рабочим колесом. Исходя из этого
требуемая окружная скорость на наружном Диаметре рабо-
чего колеса определяется Из уравнения
~\f ^к. ад ,
у - м)сек,
где = 0,6 -4-0,75.
( Х1П.58)
43S
По найденному значению окружной скорости определяется
наружный диаметр рабочего колеса компрессора:
£>2 = м.	(ХШ.59)
Диаметр £>2 является основным размером компрессора. Боль-
шинство остальных размеров определяется по эмпирическим
зависимостям в функции от £>2.
Поперечное сечение входного патрубка определяется из
уравнения
F, = Ga~расч' ,	(XIII.60)
где yi — удельный вес воздуха на входе в патрубок.
Приблизительно можно считать, что
Т1 = То = ^«г/^.	(XI1I.61)
Диаметр втулки колеса компрессора (рис. XIII.9) опреде-
ляется соотношением
£>0= (0,2 -Н 0,3) D2 м.	(XIIL62)
Тогда диаметр входного патрубка равен
D, = У+ DI м.	(XIII.63)
Средний диаметр входа в колесо равен
м-	(XIII.64)
Окружная скорость на среднем диаметре равна
«сР = ^2-^-	м!сек.	(ХШ.65)
Учитывая геометрическое суммирование скорости	С\а входя-
щего	на рабочее	колесо воздуха	и окружной	скорости иср,
можно определить угол входа потока на среднем диаметре:
pcp = arctg  град,	(ХШ.66)
“сртср
где фСр — коэффициент загромождения входного сечения ко-
леса. Можно принимать фср = 0,75 ч-0,85.
Межлопаточные каналы рабочего колеса профилируются
так, чтобы значение радиальной составляющей скорости
после выхода потока с рабочего колеса было равно
с2г = (1,1-4- 1,25) с1й.	(X1I1.67)
439
Температура воздуха после выхода из колеса равна
т2 = То + ((1 4- а + 4)------У------	(Х1П.68)
где а — коэффициент трения диска; а = 0,03—0,05;
pi — коэффициент мощности компрессора, учитывающий
инерционное отклонение потока от направления лопаток в
реальном колесе; р = 0,854-0,9.
Давление воздуха за колесом компрессора будет равно
А = Ро (кГ/см2,	(XI1I.69)
где п — показатель политропы сжатия в колесе компрессора;
п = 1,45- 1,5.
Ширина колеса на диаметре D2 может быть определена
по формуле
(хш-7°)
где у2— удельный вес воздуха на выходе из колеса;
у2 можно определить по уравнению
Ъ = кг/м3.	(XIII.71)
Размеры диффузора компрессора принимаются в зависи-
мости от диаметра рабочего колеса. Внутренний диаметр ло-
паточного диффузора равен
= (1,1	1,4) Z?2 м.	(XIII.72)
Наружный диаметр безлопаточного диффузора равен
D4 = (1,3 Н- 1,5) D2 м.	(XI1I.73)
Внешний диаметр безлопаточного диффузора берется не-
сколько большим:
£4 = (1,4ч-2)£2 м.	(XIII.74)
Ширина проточной части диффузора обычно постоянная
вдоль радиуса и равна ширине рабочего колеса Ь2.
Поперечное сечение патрубка улитки на выходе опреде-
ляется из уравнения
/?naTP=4L£rLj/2- (хш-75)
г свых Ik
где гВых—скорость воздуха на выходе из компрессора;
Свых = 50-ь ЮО м/сек-,
fK — удельный вес наддувочного воздуха, кг/м3-,
RTK •
440
Размеры турбины зависят от расхода газа через ее про-
точную часть. Секундный расход газа определяется суммой
расхода воздуха GB и топлива GT:
Gr = (Ой + GT) v)yT кг)сек,	(XIIL76)
где т]ут — коэффициент, учитывающий утечку воздуха и газа
в двигателе и соединительных трубопроводах; т]ут = О,97ч-0,98.
Требуемый теплоперепад, срабатываемый в турбине, мо-
жет быть найден по формуле
/т = —-------°\расч кГ-м/кг. (XIII.77)
^Т. VI ’-7г
Механический к. п.д. турбонагнетателя т]т,м принимается:
— для турбонагнетателей с подшипниками качения —
0,96—0,98;
— с подшипниками скольжения — 0,9—0,95.
Внутренний к. п. д. для центростремительных турбин не-
больших размеров колеблется в пределах г]т = 0,76 ч-0,8.
В случае применения импульсной системы турбонаддува
к. п. д. турбины корректируется по графику, показанному на
рис. ХШ.15. Требуемое для этого отношение давлений газа
находится в зависимости от давления
наддуве
опреде-
подста-
(^тах
—----
наддува по графику, по-
казанному на рис. XIII.21.
При импульсном
в выражение для
ления /т следует
ВИТЬ 7]т.Н’
Размеры турбины, пред-
назначенной для работы в
системе с переменным дав-
лением, рассчитываются не
по найденным расходу газа
Gr и работе /т, а по услов-
Рис. XIII.21. Зависимость отноше-
Р max
ния ------- от давления наддува
ным расчетным данным,
определяемым с учетом по-
правочных коэффициентов
kG и kL.
Расчетная работа газа берется равной
^т. расч = ^т КГ • м/кг,
(XIII.78)
где kL — коэффициент импульсности, учитывающий увеличе-
ние расчетной работы газа при переменном давлении перед
турбиной; определяется по графику kL=f(pK) (рис. XIII.22).
Расчетный расход газа через турбину равен
Ог. расч = kaGt кг!сек,	(X1I1.79)
441
где kG— коэффициент, учитывающий увеличение расчетного
расхода газа при переменном давлении перед турбиной; опре-
деляется по графику kG—fi(pK) (рис. XIII.22).
Геометрическая форма колеса центростремительной тур-
бины (рис. XIII.8) зависит от соотношения расхода газа, его
напора и числа оборотов ротора, оцениваемого коэффициен-
том удельной быстроходности.
и = н Q
'	60 (Л/т. расч)3/4 ’
(ХШ.80)
где ят.н—число оборотов турбины в минуту;
Q — объемный расход газа при условиях на выходе из
турбины, м?!сек.
Рис. XII1.22. Зависимость коэффи-
циентов импульсности kG и kL от
давления наддува
Объемный расход газа при условиях на выходе из тур-
бины определяется по уравнению
Q = £г расч м*[сеК'	(XIII,81)
Удельный вес газа на выходе из турбины равен
Тт4 =	кг/м*.	(XIII.82)
Т4
Температура газа на выходе из колеса турбины равна
Т’т4 = Тт----(XIII.83)
442
Среднее давление газа перед турбиной определяется из
уравнения (XIII.45) с учетом уравнения (XIII.78):
(XIII.84)
Для вычислений по уравнению (XIII.84) можно принимать
£'=1,314-1,32 и /?г = 29,3-т-29,5 ккал/кг * град.
Давление перед турбиной равно
а^=8т/7т4 кГ/см\	(XIII.85)
где /?т4 — давление газа после выхода из турбины; рт4 =
= (1,054-1,1) /7о.
В сопловом аппарате турбины срабатывается теплопере-
пад
4. расч = 4. расч (1 ~ Р) кГ  М/Кг.	(XII 1.86)
Этот теплоперепад преобразуется в кинетическую энергию,
вследствие чего абсолютная скорость газа перед рабочим
колесом турбины возрастет до
Ст8 = <Рс V2^4. расч + 41 М1сек’ (XIII.87)
где — коэффициент скорости, учитывающий потери в со-
пловом аппарате, который для центростремитель-
ных турбин следует принимать равным 0,92—0,96;
fTi — средняя абсолютная скорость газа при входе в со-
пловой аппарат, м/сек (обычно сТ1 = 504-70л//сек).
Приняв угол наклона потока на выходе из соплового ап-
парата атз, можно определить радиальную ст3г и окружную
ст3и составляющие абсолютной скорости ст3 (рис. XIII.8):
спг = стзsin агз м/сек\	(ХШ.88)
стзг/ = ^тз cos атз м/сек.	(XIII.89)
Для обеспечения безударного входа потока на рабочие ло-
патки турбины необходимо, чтобы окружная скорость наруж-
ного диаметра колеса турбины «т3 была равна окружной
составляющей газа ст3^, т. е.
^тз = ^tsw*	(XIII.90)
Отсюда, зная число оборотов ротора турбокомпрессора (пт н),
можно определить наружный диаметр рабочего колеса тур-
бины:
=	(XIII.91)
7С Пт, н
443
Температура газа перед рабочим колесом определяется из
уравнения энергии
2	2
ГТ!5 = ГТ — --т3"Ст1 ,	(XIII.92)
О
где cpt — средняя весовая теплоемкость газов в интервале
температур /3 —1\. Для отработавших газов дизелей cpt =
= (0,3-4-0,305) ккал/кг* град.
Давление газа перед рабочим колесом турбины можно
приближенно определить из уравнения политропы
Аз=А1(-т?-)"т с ’	(ХП1.93)
где пт.с — показатель политро-
пы расширения в сопловом ап-
парате; пт.с= 1,25 ч-1,27.
Тогда удельный вес газа
перед рабочим колесом турби-
ны будет равен
= кг1м3- (ХШ.94)
Ширина проточной части
перед рабочим колесом тур-
бины определяется из уравне-
ния расхода
0,02 0,04 0,06 0,06 0,1 0,12 0,1Ь П#	Гг
£т3 = — лг,расч--- М. (XIII.95)
Рис. X1II.23. Рекомендуемые раз-	Ттз^ЛзСтз sin атз
меры относительного среднего диа-
метра выхода колеса турбины О'гср Ширина проточной части соп-
лового аппарата обычно при-
нимается постоянной, т. е. bci = bc2 = bT3. В этом случае поток
газа движется по логарифмической спирали, вследствие чего
а-т2 = атз. Диаметры соплового аппарата определяются по
следующим соотношениям:
входной диаметр Drl = (1,31 Ч- 1,46) /)т3 л/; (XIII.96)
выходной диаметр Дт2 = (1,02 Ч- 1,10) DT3 м. (XIII.97)
Размеры рабочего колеса можно вычислить по эмпириче-
ским зависимостям. Диаметр втулки рабочего колеса равен
DT, вт = (0,23 ч- 0,31) £>т3 м.	(XIII .98)
Средний диаметр рабочего колеса на выходе зависит от
коэффициента удельной быстроходности турбины ns и опре-
деляется с помощью графика, показанного на рис. ХШ.23.
^.ер»Р;.ср^ М>	(ХП1.99)
444
где D\ ^ — относительный средний диаметр выхода из рабо-
чего колеса.
Диаметр рабочего колеса на выходе равен
Я74=/2Г»2 ср-£)2.В1 м. (ХШ.100)
Для центростремительных турбин отношение диаметров
должно быть не более 0,8.
Площадь сечения рабочего колеса на выходе равна
Ft4 = -^(D24-D2.bt)	(XIII.101)
Относительная скорость газового потока на выходе из
рабочего колеса определяется из уравнения энергии
(XIII.23):
ср = Ф
р/т. расч 4~ c23f zz23
м)сек,
(XIII.102)
где ф— коэффициент скорости газа в рабочем колесе;
ф = 0,9+ 0,94.
Угол выхода газового потока из рабочего колеса можно
найти по уравнению расхода
Sin ?т4ср
<?г. расч
^Т. Ср 7т4
(XIILI03)
По известным составляющим wT. ср, ^т. ср и углу выхода
Рт4ср строится треугольник скоростей.
Для предотвращения увеличения потерь с выходной ско-
ростью необходимо стремиться к тому, чтобы абсолютная
скорость газа на выходе из рабочего колеса была минималь-
ной и имела направление, близкое к осевому. Остальные раз-
меры корпуса и колеса турбины при эскизном проектирова-
нии выбираются конструктивно, с учетом выполненных об-
разцов.
Глава XIV
РАБОТА ДВИГАТЕЛЕЙ В ОСОБЫХ УСЛОВИЯХ
ЭКСПЛУАТАЦИИ
1. Работа двигателей при повышенной температуре
окружающей среды
Повышенная температура окружающей среды ока-
зывает существенное влияние на протекание рабочего про-
цесса, индикаторные и эффективные показатели двигателя.
Это влияние проявляется как за счет роста температуры воз-
духа на впуске, так и вследствие повышения теплового ре-
жима самого двигателя. Последнее обычно происходит из-
за изменения условий работы теплорассеивающей системы.
Повышение температуры окружающего воздуха понижает
его плотность.
Аг10<
Рв ~ ’
где /?0 —давление окружающей среды, кГ/см2;
RB — газовая постоянная воздуха, кГ • м/кг •град;
—температура окружающей среды, °К.
Вследствие падения плотности уменьшается заряд цилин-
дра при наполнении. Вместе с тем повышение температуры
окружающей среды приводит к уменьшению перепада темпе-
ратур между поступающим в цилиндр свежим зарядом и го-
рячими стенками впускной системы. По этой причине вели-
чина подогрева заряда ДГ уменьшается, температура в кон-
це наполнения меньше отличается от Го и коэффициент на-
полнения повышается.
В связи с ростом т]у весовой заряд при повышении тем-
пературы окружающей среды уменьшается не пропорцио-
нально снижению плотности воздуха, а несколько меньше.
Эксперименты, проведенные с двигателями М-21, ЗИЛ-131
и ЯМЗ-236 в тропической камере (рис, XIV.1), показали, что
вследствие роста коэффициента наполнения относительная
величина весового заряда изменяется обратно пропорцио-
нально абсолютной температуре окружающей среды в сте-
пени m< 1, т. е.
G« _ / Т. \т
GB, \TotJ ’
446
где Ов/—расход воздуха двигателя при данной темпера-
туре окружающего воздуха TQt, кг/ч;
GB0— расход воздуха при нормальной температуре
окружающего воздуха То, кг/ч.
Показатель степени т определяется уменьшением подо-
грева заряда при впуске и зависит от наличия и интенсивно-
сти искусственного подогрева.
Для карбюраторных Двига-
телей этот показатель равен:
для двигателя М-21—0,38, для
двигателя ЗИЛ-131 —0,54.
Для дизеля ЯМЗ-236, не
имеющего искусственного по-
догрева, r\v при росте темпера-
туры окружающего воздуха
увеличивается значительно
меньше (рис. XIV. 1) и поэто-
му показатель для него равен
0,75.
Таким образом,работа дви-
гателей при повышенной тем-
пературе окружающей среды
прежде всего сопровождается
уменьшением весового заряда.
Повышение температуры воз-
духа на впуске и подогрев
топлива по-разному влияют на
истечение топлива из жикле-
ров различных дозирующих
устройств карбюратора. Рас-
Рис. XIV.1. Влияние температуры
атмосферного воздуха на наполне-
ние цилиндров (опыты НАМИ):
1—двигатель ЗИЛ-131, п=2400 об/мин,
дроссельная заслонка открыта полно-
стью: 2 — двигатель ЯМЗ-236,	п**
= 1900 об/мин, подача топлива полная
ход топлива при этом может или слегка уменьшаться, или
несколько возрастать. Однако в любом случае уменьшение
расхода воздуха приводит к некоторому понижению коэффи-
циента избытка воздуха и обогащению смеси.
В дизелях значительное падение весового заряда при по-
стоянной цикловой подаче топлива также сопровождается
падением общего коэффициента избытка воздуха. Так, на-
пример, в дизеле ЯМЗ-236 при повышении температуры воз-
духа с 8,6 до 78,6° С коэффициент избытка воздуха умень-
шается с 1,35 до 1,18.
Увеличение температуры рабочего тела и повышение теп-
лового состояния двигателя обусловливают рост параметров
газа к моменту воспламенения топлива.
В карбюраторных двигателях это улучшает воспламене-
ние и формирование фронта пламени. Продолжительность
первой и второй фаз сгорания при этом сокращается, а ди-
намика тепловыделения улучшается. Однако повышение теп-
лового состояния двигателя приводит к тому, что в несго-
447
ревшей смеси интенсифицируются предлламенные процессы
и возникают очаги самовоспламенения, вызывающие появле-
ние детонации. Поэтому увеличение температуры воздуха на
впуске улучшает динамику сгорания только до определенно-
го предела. При возникновении детонации динамика тепло-
выделения ухудшается, а теплоотдача в стенки возрастает,
В условиях предельного теплового режима это приводит к
недопустимому перегреву деталей двигателя. Неполнота сго-
рания при повышении температуры воздуха возрастает вслед-
ствие обогащения смеси.
В дизелях увеличение параметров состояния рабочего
тела в конце сжатия способствует ускорению физико-химиче-
ской подготовки топлива, впрыскиваемого в камеру сгора-
ния. Поэтому период задержки воспламенения сокращается,
а фактор динамичности цикла аг- снижается. В этих условиях
жесткость работы и максимальное давление цикла умень-
шаются. В итоге некоторое повышение температуры воздуха
на впуске в дизель благоприятно сказывается на протекании
процесса сгорания. Однако при увеличении температуры за-
ряда интенсивность теплообмена, испарения и диффузии воз-
растают значительно медленнее, чем скорость химических
процессов. Поэтому при очень высоких температурах заряда
увеличивается число капель топлива, не успевающих полно-
стью испариться к моменту воспламенения. Эти капли сго-
рают в диффузионном пламени, вызывая затяжку третьей и
четвертой фаз, увеличение неполноты сгорания и дымление.
Последнее усугубляется снижением общего избытка воздуха
при подогреве заряда. В результате совокупного влияния
уменьшения весового заряда и ухудшения полноты сгорания
индикаторная и эффективная мощность двигателей при рабо-
те в условиях повышенной температуры окружающей среды
заметно уменьшаются (рис. XIV.2).
Как свидетельствуют эксперименты в тропической каме-
ре, падение эффективной мощности составляет 1,4—2% на
каждые 10° повышения температуры окружающей среды.
Эффективный к. п. д. и удельный расход топлива карбю-
раторного двигателя несколько ухудшаются вследствие по-
терь от неполноты сгорания. Содержание СО в отработав-
ших газах возрастает.
Удельный эффективный расход топлива дизеля в этих
условиях увеличивается из-за ухудшения динамики сгорания
(рис. XIV.2).
Таким образом, повышение температуры окружающей
среды отрицательно влияет на протекание рабочего процес-
са, тепловой режим и показатели работы двигателей. По-
этому для армейских машин, эксплуатируемых в жарко-пу-
стынной или тропической местности, недопустим забор воз-
духа из подкапотного пространства, где температура может
448
Рис. XIV.2. Влияние температуры
атмосферного воздуха на мощ-
ность и экономичность двигате-
лей (опыты НАМИ):
/—двигатель ЗИЛ-130, гг=2400 об/мин,
дроссельная заслонка открыта полно-
стью: 2 — двигатель ЯМЗ-236,	п=~
= 1900 об/мин, подача топлива — полная
Рис. XIV.3. Влияние относитель-
ной влажности атмосферного воз-
духа на расход сухого воздуха и
мощность двигателя (опыты
НАМИ, двигатель ЗИЛ-130, п =
=2400 об!мин, дроссельная заслон*
ка открыта полностью)
15—165
449
достигать 70—85° С. В таких условиях необходимо обеспе-
чить поступление воздуха в двигатель из окружающей атмо-
сферы. Для этой цели в ряде моделей (например, ЗИЛ-130
и др.) предусматривается устройство, переключающее пита-
ние двигателя воздухом либо из атмосферы, либо из подка-
потного пространства в зависимости от температуры окру-
жающей среды.
В ряде географических районов с тропическим и субтро-
пическим климатом повышение атмосферной температуры
сопровождается значительной абсолютной и относительной
влажностью. Повышение содержания влаги приводит к умень-
шению массы сухого воздуха и равносильно уменьшению ве-
сового заряда цилиндра (рис. XIV.3). По этой причине про-
исходит обогащение смеси и увеличение неполноты сгорания
топлива. Мощность двигателя снижается, а удельный расход
топлива возрастает.
Увеличение влажности в одинаковой степени отрица-
тельно влияет на работу карбюраторных двигателей и ди-
зелей.
2. Работа двигателей при пониженной температуре
окружающей среды
Рабочий процесс двигателей при пониженной тем-
пературе окружающей среды имеет ряд особенностей, обус-
ловленных как непосредственным снижением температуры
входящего в двигатель воздуха, так и общим падением теп-
лового состояния силовой установки. Последнее обычно про-
исходит из-за роста теплорассеивания в радиаторе вследст-
вие недостаточной теплоизоляции существующих моторных
отсеков.
Наиболее существенными факторами, влияющими на ра-
боту карбюраторного двигателя в холодных условиях, яв-
ляются ухудшение смесеобразования и увеличение теплоот-
дачи в холодные стенки цилиндра. При низкой температуре
впускного тракта резко снижается испаряемость топлива,
увеличивается пленкообразование и реальный коэффициент
избытка воздуха смеси, поступившей в цилиндр, возрастает.
Как известно из главы IV, обедненная смесь плохо воспла-
меняется и сгорает с неравномерной от цикла к циклу ско-
ростью. Это приводит к тому, что циклы становятся неиден-
тичными, а работа двигателя — неустойчивой. Поэтому в дви-
гателях, предназначенных для эксплуатации в большинстве
климатических районов Советского Союза, обязательно орга-
низуется искусственный подогрев впускного коллектора.
Однако даже если обеспечить поступление в цилиндр
смеси оптимального состава, интенсивная теплоотдача ухуд-
шает условия воспламенения и распространения пламени,
450
Первая фаза процесса сгорания протекает замедленно, и весь
процесс в целом переносится на линию расширения. Эффек-
тивность тепловыделения и работа цикла сокращаются.
Вследствие повышения вязкости масла в этих условиях уве-
личиваются также механические потери и эффективная мощ-
ность двигателя существенно снижается.
В дизелях низкая температура воздуха на впуске в соче-
тании с усиленной теплоотдачей при сжатии приводит к сни-
жению давления и температуры в момент впрыска топлива.
В связи с этим период задержки воспламенения затягивает-
ся. Предпламенную подготовку успевает пройти значитель-
ное количество топлива, вследствие чего смесь воспламе-
няется сразу в большом количестве почти во всем объеме
камеры сгорания. Происходит быстрое выделение большого
количества теплоты, сопровождающееся большим увеличе-
нием жесткости процесса. Увеличение жесткости при значи-
тельном понижении температуры окружающей среды может
привести к поломкам деталей кривошипно-шатунного меха-
низма.
Несмотря на резкое увеличение начальной скорости теп-
ловыделения, общая продолжительность сгорания при низ-
кой температуре воздуха не снижается, поэтому потери за
счет несовершенства динамики сгорания не уменьшаются.
В то же время увеличение.теплоотдачи обусловливает рост
потерь в окружающую среду. В итоге влияния указанных
причин индикаторная мощность двигателя снижается. Эф-
фективная мощность при низких температурах падает еще
больше вследствие роста вязкости масла и увеличения ме-
ханических потерь.
Следует также отметить, что при понижении температуры
окружающей среды в цилиндрах могут происходить конден-
сация паров воды и образование влаги, которая, взаимодей-
ствуя с окислами азота и других веществ, образует агрес-
сивную среду, вызывающую повышенный коррозионный из-
нос цилиндров.
Таким образом, чтобы избежать значительного падения
эффективных показателей двигателей и уменьшись износи
его деталей, необходимо строго поддерживать нормальный
тепловой режим (80—95° С) в системе охлаждения. В север-
ных районах это возможно только при применении дополни-
тельной теплоизоляции моторного отсека. Для повышения
температуры воздушного заряда воздух для двигателя сле-
дует забирать из подкапотного пространства.
Наиболее существенно влияние пониженной температуры
окружающей среды проявляется при запуске двигателей без
их предварительного разогрева. Запуск холодного двигателя
представляет известные трудности вследствие:
—	низкой температуры воздушного заряда;
15*
451
—	медленного вращения коленчатого вала, при котором
заметно сказываются утечка воздушного заряда и усиленная
теплоотдача в холодные стенки;
—	затрудненного испарения топлива
Низкая температура воздушного заряда на впуске и уси-
ленный теплоотвод приводят к значительному снижению тем-
пературы и давления рабочего тела в конце сжатия. Расчеты
показывают, что даже при числе оборотов и = 100 об1мцн,
в случае Zo =—40° С и холодных стенок рабочей полости тем-
пература конца сжатия составляет всего 330—360° К в кар-
бюраторных двигателях и 410—450° К в дизелях.
В карбюраторном двигателе снижение температуры сме-
си вызывает усиленный теплоотвод из канала искрового раз-
ряда, не дает возможности сконцентрировать энергию в зоне
воспламенения и чрезвычайно затрудняет образование очага
пламени, способного к самопроизвольному распространению.
При очень низких температурах воздуха воспламенения мо-
жет не произойти и двигатель не запускается. Указанное об-
стоятельство усугубляется тем, что в холодном воздухе, дви-
жущемся с небольшой скоростью по холодному впускному
тракту, ухудшается парообразование топлива и часть его
оседает на стенках трубопровода в виде жидкой пленки. По-
этому при запуске холодного двигателя цилиндр заполняется
смесью с недопустимо малым содержанием паров топлива.
В условиях усиленного теплоотвода такая смесь воспламе-
ниться не может. Поэтому для надежного воспламенения
при пониженной температуре окружающей среды приходит-
ся значительно обогащать смесь, приготовляемую в карбю-
раторе, с тем чтобы даже при, потере определенной части
топлива в зону свечи поступала смесь оптимального состава.
Современные исследования показывают, что надежное вос-
пламенение при запуске холодного карбюраторного двигате-
ля при температуре —15°С может произойти только в том
случае, когда карбюратор приготовляет горючую смесь с а =
= 0,05-4-0,075. Вместе с тем дальнейшее обогащение заряда
может привести к попаданию жидкого топлива на электроды
и изолятор свечи и вызвать прекращение искрообразования.
Отсюда точность приготовления смеси при запуске должна
быть чрезвычайно высокой и не выходить за указанные
пределы.
Первые вспышки при запуске, происходящие при интен-
сивной теплоотдаче, не обеспечивают существенного повы-
шения давления в цилиндре. Поэтому после появления пер-
вых вспышек двигатель еще не может работать самостоя-
тельно и нуждается в приводе от стартера. В результате не-
которого прогрева полости цилиндра и снижения вязкости
масла в подшипниках работа газа начинает преодолевать
трение и число оборотов двигателя увеличивается. В это
452
время карбюратор должен резко снизить обогащение смеси
до а = 0,254-0,3. После того как двигатель начнет устойчиво
работать при числе оборотов п = 800-н 1000 об!мин, обогаще-
ние смеси, приготовляемой карбюратором, должно снизиться
до а = 0,54-0,65. По мере дальнейшего прогрева стенок впу-
скного тракта и рабочей полости можно перейти на обычный
состав смеси, ликвидировав ее избыточное обогащение.
Указанное изменение состава смеси при запуске дости-
гается специальной пусковой регулировкой карбюратора.
В современных карбюраторах начальное обогащение обес-
печивается при полном закрытии воздушной заслонки. Дрос-
сельная заслонка при этом открывается на 11 —12°, что до-
стигается за счет рычажной системы связи между заслонка-
ми. Следует иметь в виду, что этот угол целесообразно уста-
навливать опытным путем для каждого двигателя. Уменьше-
ние обогащения смеси при состоявшемся запуске достигает-
ся открытием клапана воздушной заслонки и поворотом са-
мой воздушной заслонки, устанавливаемой эксцентрично.
Типичная пусковая характеристика карбюратора К-88
показана на рис. XIV.4.
Надежность воспламенения смеси при холодном запуске
зависит от установочного угла опережения зажигания. Опти-
мальный установочный угол опережения зажигания для
большинства двигателей, как видно из рис. XIV.5, составляет
6—10° до в. м. т. При поздней установке зажигания сгора-
ние переносится на линию расширения, не вызывает требуе-
мого повышения давления и поэтому работа газов не может
преодолеть сопротивления вращению коленчатого вала.
В случае же установки опережения зажигания свыше 12—
15° до в. м. т. запуск двигателя становится невозможным
из-за обратных толчков при появлении вспышек в цилинд-
рах.
В любом случае надежный запуск холодного двигателя
может произойти только тогда, когда пусковое число оборо-
тов превышает некоторый минимум, при котором снижается
отрицательное влияние теплоотдачи в стенки и утечки смеси
из рабочей полости. При оптимальном опережении зажига-
ния и правильной пусковой регулировке карбюратора мини-
мальные пусковые числа оборотов для каждого двигателя
зависят от температуры окружающего воздуха, сорта мотор-
ного масла и топлива. Зависимость минимальных пусковых
оборотов современных карбюраторных двигателей от темпе-
ратуры показана на рис. XIV.6.
Однако при очень низких температурах запуск холодного
карбюраторного двигателя на обычном бензине становится
чрезвычайно затруднительным. В этих условиях наиболее
эффективным средством облегчения запуска двигателей яв-
ляется предпусковой разогрев. С помощью подогревателя не
453
Рис. XIV.4. Пусковая характери-
стика карбюратора (опыты НАМИ,
карбюратор К-88):
1 — коэффициент избытка воздуха; 2 —
часовой расход топлива; 3 — разреже-
ние в карбюраторе
Рис. XIV.5. Зависимость времени
запуска карбюраторных двигате-
лей от величины установочного
угла опережения зажигания (опы-
ты НАМИ)
454
только интенсифицируются процессы воспламенения и сгора-
ния, но и уменьшаются пусковые износы деталей кривошип-
но-шатунного механизма.
Интенсивная теплоотдача и малое число оборотов чрез-
вычайно затрудняют запуск дизелей в холодное время года.
Топливо, впрыснутое в воздух с невысокой температурой
сжатия, подвергается медленному прогреву и испарению.
Зарождающиеся в этих условиях цепочные процессы не обес-
печивают требуемого накопления теплоты и саморазогрева
заряда. Поэтому по мере израсходования исходного веще-
ства цепи обрываются на промежуточных стадиях и теплово-
Рис. XIV.6. Минимальные пуско-
вые обороты современных карбю-
раторных двигателей при различ-
ной температуре окружающей сре-
ды (опыты НАМИ)
го воспламенения не происходит. Из выпускной трубы выхо-
дит сизый дым с едким неприятным запахом, характерным
для альдегидов и других промежуточных продуктов. Чтобы
обеспечить самовоспламенение топлива в этих неблагоприят-
ных условиях, пусковое число оборотов дизеля должно быть
достаточно высоким (50—100 об/мин). Практически при тем-
пературах ниже —5° С запуск дизеля без применения специ-
альных мероприятий становится невозможным. Поэтому при
особо низких температурах окружающей среды следует при-
менять средства, облегчающие запуск. К таким средствам
относится предпусковой разогрев двигателя или подогрев
воздуха перед его поступлением в цилиндр.
В любом случае запуск дизеля в холодных условиях воз-
можен только при достаточном цетановом числе топлива.
Поэтому в зимнее время применяется зимнее дизельное топ-
ливо ДЗ, а в особо холодных районах — арктическое ДА.
В последнее время для облегчения запуска холодного
двигателя разработаны специальные пусковые жидкости
«Холод» и «Арктика». Эти жидкости представляют собой
смеси из легкокипящего бензина, легковоспламеняющегося
455
диэтилового эфира и изопропилнитрата, снижающих жест-
кость работы. Для уменьшения износа в пусковые жидкости
включают смазки, противоокислительные и противокоррози-
онные присадки. Пусковая жидкость впрыскивается во впу-
скной трубопровод с помощью специального насоса и фор-
сунок.
Жидкость «Арктика» используется при запуске карбюра-
торных двигателей, а «Холод» предназначена для дизелей.
Испытания в холодильных камерах и в эксплуатационных
условиях показывают, что при применении загущенных ма-
сел на маловязкой основе использование пусковых жидко-
стей позволяет надежно запускать дизели и карбюраторные
двигатели при температуре от —35 до —40° С. При этом
двигатель способен принять нагрузку через 5—10 мин после
запуска, а его износ сводится к минимуму.
3.	Работа двигателей в горных условиях
Специфика горных условий оказывает существен-
ное влияние на эксплуатацию армейской автотракторной
техники, и в первую очередь на работу двигателей.
Особенности работы в горах обусловлены совместным
влиянием двух основных факторов: сильной пересеченностью
профиля горных дорог и уменьшением плотности воздуха с
подъемом на высоту.
Каждый из факторов оказывает и самостоятельное воз-
действие на работу армейских машин, в связи с чем целесо-
образно их раздельное рассмотрение.
К особенностям профиля горных дорог относится нали-
чие крутых и длительных подъемов и спусков, часто чере-
дующихся между собой. По сравнению с условиями эксплуа-
тации в равнинных условиях на уровне моря это вызывает:
—	расширение области преимущественно используемых
чисел оборотов двигателя на 45—50%;
—	возрастание нагрузки двигателя на каждом из скоро-
стных режимов работы на 30—40%;
—	увеличение в 4,5—5,5 раза числа перестановок органа,
регулирующего подачу топлива (смеси) на каждые 100 км
пути;
—	повышение суммарных чисел оборотов и пути поршня
в 1,8—2 раза на каждый километр пути;
—	более частое использование двигателя для торможе-
ния автомобиля (на принудительном холостом ходу при п =
= 1500-^3000 обIмин), продолжительность которого может
составлять 17—26% общего времени движения в горных
районах.
456
Имеющееся в горных условиях изменение плотности окру-
жающей среды по-разному влияет на процессы рабочего
цикла карбюраторных двигателей и дизелей.
Карбюраторные двигатели. Понижающиеся с подъемом на
высоту давление и температура окружающего воздуха пре-
жде всего сказываются на параметрах процессов газооб-
мена. При этом происходит уменьшение весового наполне-
ния цилиндров двигателя, характеризующегося произведе-
нием унт)ун (индекс «н» означает высотные условия).
Изменение параметров состояния и удельного веса воз-
духа по высоте местности над уровнем моря (Я, м) обычно
принято определять по международной стандартной атмо-
сфере.
Коэффициент наполнения изменяется в основном из-за
влияния отношений температур, т. е.
ъ=ъ/(XIV.1)
г 1 о
Так как всегда Тн<Ль то с подъемом на высоту у]УН
уменьшается. При этом действительные значения коэффици-
ента наполнения на высоте будут несколько отличаться от
значений, полученных по уравнению (XIV.1), так как в этом
уравнении не учитывается уменьшение дозарядки цилиндров
вследствие снижения плотности воздуха на впуске.
В связи с изменением плотности воздуха также снижают-
ся сопротивления на впуске Дран. Точное аналитическое
определение изменения Аран затруднительно, поэтому в прак-
тике значение давления в конце наполнения (рон) опреде-
ляется обычно по эмпирическому уравнению
Pan=Pa-P^-^-Y	(XIV.2)
Температура конца процесса наполнения Таи не зависит
от атмосферного давления, вследствие чего ее изменение
с подъемом на высоту определяется фактической температу-
рой окружающего воздуха. Аналитическое определение Таа
с привлечением данных изменения Тп по международной ат-
мосфере дает погрешности, так как не учитывает влияния
микроклиматических особенностей (солнечный нагрев, ветер
и др.).
При увеличении высоты противодавление пуску отрабо-
тавших газов уменьшается, вследствие чего снижается зна-
чение prYi.
Pr^Pr-Po^-fy-	(XIV.3)
Температура остаточных газов по причине общего пони-
жения температур цикла уменьшается в пределах 18—20°
на каждые 1000 м увеличения высоты.
457
Относительное количество остаточных газов в камере
сжатия, несмотря на падение противодавления выпуску от-
работавших газов с увеличением высоты, несколько увели-
чивает свои значения. Это объясняется ростом отношений
Ргн 1 * 7 о
-у2-; -—; -у-в выражении
Ьн = —!-т- —• —(XIV.4)
,гН 8 — 1 рп	Г Го Tr«	v 7
Относительное изменение параметров процессов газооб-
мена с подъемом на высоту приведено в табл. XIV.1.
В результате снижения рип и Тан значения параметров
конца процесса сжатия заметно уменьшаются.
При этом следует отметить, что согласно эксперименталь-
ным исследованиям средний показатель политропы сжатия
с высотой незначительно уменьшается. Относительное изме-
нение рсн и Гсн происходит в соответствии с данными, приве-
денными для тех же градаций высот, что и в табл. XIV. 1.
Таблица XIV.1
Относительное изменение параметров процессов газообмена
в горных условиях
Высота подъема, км	Значения параметров						
	Рн/Ро	’И'н/’Ж	ран!ра	та«!та	РГЫ/РГ	тт/тг	ЛнЛг
1	0,887	0,985	0,876	0,978	0,890	0,984	1,010
2	0,785	0,973	0,750	0,947	0,790	0,962	1,020
3	0,692	0,958	0,664	0,920	0,698	0,943	1,025
4	0,608	0,944	0,573	0,401	0,615	0,924	1,037
5	0,593	0,928	0,505	0,872	0,547	0,905	1,052
0,88 0,755 0,605 0,585 0,508
Ре	’
^2-... 0,974 0,945 0,919 0,898 0,868
* с
По мере увеличения высоты уменьшаются поступающие в
двигатель часовые расходы воздуха и топлива. Однако рас-
ход воздуха снижается интенсивнее, что приводит к обога-
щению состава смеси. Для определения расчетным путем
GBaH; GT. н и ан в горных условиях можно воспользоваться
уравнениями:
(x,v-5>
г Tq
458
GT.H = GTOj/^;	(XIV.6)
aH = a0]/^-.	(XIV.7)
Состав смеси обогащается примерно на 5—6% на каж-
дые 1000 д подъема. Совокупность пониженных значений
Рен, ан и повышенного значения ун воздействует на увеличе-
ние периода формирования первичного очага пламени и, как
следствие, общей продолжительности процесса сгорания.
Это вызывает снижение максимальных давлений конца сго-
рания и их смещение в сторону в. м. т. от наивыгоднейшего
положения. Кроме того, падение разрежения в задроссельном
пространстве кар-бюратора вызывает нарушение регулировки
вакуумного регулятора в сторону запаздывания момента
подачи искры.
Для устранения недостатков, вызванных обогащением со-
става смеси и нарушением регулировки системы зажигания,
применяют высотное корректирование. В задачу последнего
входит автоматическое поддержание требуемых составов
смеси и наивыгоднейших углов опережения зажигания в за-
висимости от изменения высоты местности, числа оборотов и
степени используемой нагрузки двигателя.
При корректировке состава смеси используют в основном
два способа: воздействие на расход топлива и перепуск ча-
сти воздуха, проходящего через диффузор карбюратора.
Принципиальные схемы устройств, в которых реализова-
ны указанные способы, показаны на рис. XIV.7, а, 6. В каж-
дой из приведенных схем корректирование может носить сту-
пенчатый или плавный характер.
В первом случае корректирование производится вручную
или полуавтоматически через определенные интервалы изме-
нения высоты над уровнем моря. Во втором случае коррек-
тирование осуществляется непрерывно по мере изменения
высоты, при этом в качестве входного параметра исполь-
зуется давление окружающего воздуха.
Несмотря на общее усложнение конструкции, плавное
корректирование является более эффективным и приемле-
мым для внедрения.
Угол опережения зажигания корректируется значительно
проще, так как имеет однозначный характер изменения с
высотой местности. Обычно увеличение 0 незначительно и
не превышает 2,5—4° на каждые 1000 м подъема.
В последние годы ведутся работы по созданию комбини-
рованных устройств, обеспечивающих одновременно автомат
тическое корректирование состава смеси и угла опережения
зажигания, что является наиболее желательным.
459
В табл. XIV.2 приведены данные работы двигателя
ЗИЛ-130 в горных условиях без коррекции и с коррекцией.
Таблица XIV.2
Показатели работы двигателя ЗИЛ-130 в горных условиях
Высота подъема, км	Показатели работы двигателя							
	без коррекции а и 8				с коррекцией а и 8			
	NeH	NeU/Ne		^ен/^е	Nen	Ne«lNe	н	н/^е
1	118	0,921	270	1,08	120	0,936	261	1,045
2	103	0,806	285	1,14	105	0,82	270	1,08
3	87	0,681	318	1,27	92	0,718	282	1,13
4	65	0,512	355	1,42	71	0,555	291	1,16
5	52	0,405	385	1,54	59	0,460	295	1,18
При отсутствии коррекции состава смеси и 0 двигатель
резко снижает экономичность работы. Удельный расход топ-
лива увеличивается на больших высотах на 45—54%, в
среднем повышаясь на 10—11% на каждые 1000 м подъема.
Воздух
Воздух
Рис. XIV.7. Принципиальные схемы высотных корректоров состава смеси
в карбюраторных двигателях:
а—с изменением проходного сечения топливного жиклера: б—с перепуском воздуха
помимо диффузора; 1 — чувствительный элемент; 2 — регулировочная игла: 3 — топ-
ливный жиклер: 4— клапан, 5 — воздушный перепускной канал
Одновременная коррекция а и 6 не только снижает удель-
ные расходы топлива, но и способствует некоторому увели-
чению мощности.
Так, для двигателя ЗИЛ-131 с коррекцией повышение
удельного расхода на каждые 1000 м подъема ограничилось
всего 3—3,5%. При этом мощность двигателя по сравнению
460
с двигателем без коррекции для одинаковых высот повыси-
лась на 2—4%. Необходимо отметить, что коррекция а и О
служит средством частичной компенсации снижения эконо-
мичности, так как не может устранить всех отрицательных
последствий, которые вызываются падением плотности воз-
духа и требутот принятия специальных мер.
Общее понижение мощности карбюраторных двигателей
на каждый километр подъема достигает 11 —13%. Это при-
водит к уменьшению тягового усилия автомобилей на 14—•
15% и грузоподъемности на 13—14%.
Дизели. На параметры процессов газообмена дизелей
снижение плотности воздуха оказывает такое же влияние,
что и у карбюраторных двигателей. Однако у дизелей проте-
кание рабочего процесса осложняемся более интенсивным
обогащением состава смеси. Это объясняется тем, что при
неизменной регулировке топливного насоса подача топлива
на цикл для всех высот остается постоянной, а весовой рас-
ход воздуха с повышением высоты снижается. При умень-
шении а увеличивается количество догорающего топлива на
линии расширения, повышаются температура отработавших
газов и тепловые потери. Значения а ниже 1,2—1,25 приво-
дят к появлению дыма в отработавших газах.
Для устранения указанных недостатков снижают подачу
топлива до момента появления дыма — предельного значения
мощности на данной высоте. Такая регулировка подачи топ-
ливного насоса называется оптимальной, так как обусловли-
вает наименьшие потери мощности по высоте; ее чаще всего
используют при эксплуатации дизелей в горах.
Понижение параметров начала процесса сжатия ран и
Тан вызывает уменьшение рсн и 7СН, которые, кроме того, за-
висят и от показателя политропы сжатия, уменьшающегося
с высотой по следующей эмпирической зависимости:
рн
«1Н = «ю — «ю (1 — v) 7,3-5,45	(XIV.8)
где П1н и Пю — значения среднего показателя политропы сжа-
тия для горных и равнинных условий соответственно.
Снижение параметров конца процесса сжатия ухудшает
условия подготовки топлива к сгоранию, что вызывает уве-
личение периода задержки самовоспламенения тг-, изменение
которого ориентирово'чно можно определить по формуле
^н = °,6^о(^) е	т/,	(XIV.9)
где п— показатель, зависящий от характера протекания
реакции; п= 1,18-4-1,2;
Е—энергия активации;
R—газовая постоянная.
461
Рост Тгн приводит к повышению жесткости работы, удар-
ным нагрузкам и увеличению износов деталей двигателя.
Общая величина потерь давления сжатия с высотой значи-
тельна и составляет на высоте 5000 м более половины исход-
ного Рсо на уровне моря.
Н км.,.	1	2	3	4	5
-^ ... 0,87 0,77 0,67 0,59 0,49
Рсо ’
Это оказывает отрицательное влияние на смесеобразова-
ние, так как ухудшает тонкость распыливания топлива, спо-
собствует увеличению среднего диаметра капель, уменьшает
их количество и общую поверхность испарения. Все это про-
исходит в условиях пониженных температур конца процесса
сжатия, обусловливая увеличение не только тш, но и всего
процесса сгорания.
Вследствие перечисленных причин процесс сгорания сме-
щается на линию расширения, значительно возрастают теп-
ловые потери в охлаждающую среду и с отработавшими га-
зами, снижается индикаторный к. п. д. и, как следствие,
ухудшается общая экономичность работы дизеля до 4—5%
на 1 км подъема. Падение весового наполнения дизеля с ро-
стов высоты по понятным причинам уменьшает работу цик-
ла и снижает мощность двигателя до 7—9%, а тяговое уси-
лие машины — до 15—16% на каждый километр подъема.
Большие потери мощности двигателей в горных условиях
требуют разработки специальных мер, направленных на со-
хранение динамических качеств, проходимости, запаса хода
и грузоподъемности армейских машин.
Вместе с тем целесообразно использовать мероприятия,
обеспечивающие частичную компенсацию потерь мощности.
Ведущиеся в этих направлениях исследования позволяют вы-
делить ряд методов, краткая оценка которых приводится
ниже.
Установка на автомобиль переразмерен-
ного по мощности двигателя. В этом случае раз-
меры цилиндра двигателя обеспечивают мощность, потреб-
ную для наибольшей высоты данного района. Получение не-
обходимой мощности на высотах ниже максимальной дости-
гается дросселированием или уменьшением подачи топлива.
К недостаткам этого метода следует отнести:
—	неоправданное увеличение веса, габаритов и стоимо-
сти не только двигателя, но и машины в целом;
—	усложнение конструкции устройств, регулирующих ра-
боту элементов систем двигателей;
—	усложнение технического обслуживания двигателей в
связи с необходимостью изменения регулировок на разных
высотах.
462
Изменение степени сжатия. Повышенная сте-
пень сжатия практикуется для двигателей, постоянно рабо-
тающих в ограниченном районе или на примерно одинако-
вой высоте. Чаще всего этот метод используется в трактор-
ных дизелях. Переменная степень сжатия преследует цель —
использовать допустимые степени сжатия для данной высоты
и режима работы двигателя. Наилучшим вариантом метода
следует считать автоматическое изменение степени сжатия
в зависимости от указанных параметров.
Непосредственный впрыск топлива в дви-
гатели с электрическим зажиганием позво-
ляет увеличивать степень сжатия без появления детонации
и при неизменном октановом числе топлива на 0,5—1,5 еди-
ницы, а также регулировать подачу топлива. Благодаря это-
му применение непосредственного впрыска позволяет вос-
становить мощность двигателя до высоты 1500—2000 м.
Применение факельного зажигания увели-
чивает скорость сгорания, улучшает теплоиспользованиецик-
ла и обеспечивает устойчивую работу на более бедных со-
ставах смеси.
Эти свойства позволяют использовать факельное зажига-
ние для частичного улучшения экономичности и повышения
надежности работы двигателей.
Наддув двигателей служит одним из наиболее
распространенных методов не только восстановления, но и
повышения мощности двигателей сверх номинальной в ши-
роком диапазоне высот.
Для карбюраторных двигателей наиболее приемлемым
является механический наддув с переменным передаточным
отношением привода, а для дизелей — регулируемый газо-
турбинный наддув. В самое последнее время проведенные
исследования показали целесообразность применения регу-
лируемого газотурбинного наддува в высокогорных условиях
и для карбюраторных двигателей.
Глава XV
ОСОБЕННОСТИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА НОВЫХ
И ПЕРСПЕКТИВНЫХ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК*
1.	Недостатки поршневых двигателей
Несмотря на непрерывное развитие в течение всего
периода своего существования, современные поршневые дви-
гатели во многих отношениях являются еще недостаточно
совершенными тепловыми машинами и обладают рядом ор-
ганических недостатков. К числу наиболее существенных из
них можно отнести:
—	низкий коэффициент полезного действия и малорацио-
нальное использование тепловой энергии топлива, особенно
в карбюраторных двигателях;
—	цикличность и прерывистость рабочего процесса;
—	наличие сложного кривошипно-шатунного механизма,
приводящего к возникновению сил инерции и моментов от
них;
—	высокие требования к свойствам и качеству топлив;
—	сравнительно низкие динамические качества и ма-
лую самоприспособляемость к преодолению внешних на-
грузок;
—	загрязнение воздушного бассейна вредными и ядови-
тыми продуктами;
—	трудность запуска и длительный выход на номиналь-
ные рабочие режимы, особенно при низких температурах
окружающей среды.
Вследствие перечисленных недостатков современные
поршневые двигатели далеко не удовлетворяют всем тем тре-
бованиям, которые предъявляются к ним как к силовым
установкам транспортного типа. Поэтому инженерная мысль
постоянно работает в направлении дальнейшего совершен-
ствования этих двигателей, а также в направлении разра-
ботки и создания новых силовых установок, свободных в той
или иной степени от недостатков поршневых двигателей.
Примерами таких установок могут служить появившиеся в
последнее время и получающие все большее и большее раз-
витие многотопливные двигатели, двигатели с переменной
степенью сжатия, газотурбинные, роторные двигатели и дру-
гие силовые установки.
* Глава написана по материалам, опубликованным $ отечественной
и зарубежной печати.
464
2.	Многотопливные двигатели
Под многотопливными двигателями понимаются
двигатели, способные работать без снижения мощностных и
экономических показателей на различных топливах нефтя-
ного происхождения, начиная с высокооктановых бензинов и
кончая тяжелыми сортами дизельных топлив.
Использование многотопливных двигателей позволяет:
—	значительно упростить и облегчить задачу снабжения
народного хозяйства топливом;
—	оперативно регулировать потребление тяжелых топ-
лив, предоставляя приоритет в их использовании наиболее
важным потребителям;
—	сократить расход топлива в связи со значительно более
высокими экономическими показателями многотопливных
двигателей по сравнению с двигателями с принудительным
воспламенением рабочей смеси.
Кроме того, в некоторых моделях многотопливных двига-
телей протекание рабочего процесса при работе на стандарт-
ных топливах более совершенно, чем, например, в дизелях.
Поэтому использование многотопливных двигателей может
также обеспечить в ряде случаев снижение шумности работы
двигателей и уменьшение загрязнения воздушного бассейна.
Для армейской автотракторной техники многотопливные
двигатели особое значение приобретают с точки зрения по-
вышения ее боевой готовности и работоспособности при воз-
можных перебоях в снабжении стандартным топливом.
Кардинальное решение проблемы многотопливности обыч-
но связано с использованием специальных двигателей, отли-
чающихся как рядом конструктивных особенностей, так и ор-
ганизацией самого рабочего процесса. В известных пределах
вопросы многотопливности могут решаться также и в обыч-
ных поршневых двигателях с внесением определенных кон-
структивных изменений в их топливную аппаратуру. При
этом необходимо отметить, что существующие поршневые
двигатели в отношении многотопливности обладают различ-
ными потенциальными возможностями.
Наименее всего к использованию различных топлив склон-
ны карбюраторные двигатели, особенности протекания рабо-
чего процесса которых обусловливают жесткие требования
к свойствам топлива. Однако при специальной организации
процесса смесеобразования даже в карбюраторных двигате-
лях возможно некоторое расширение ассортимента исполь-
зуемых топлив. Примером этого могут служить так называе-
мые двигатели «среднего сжатия», особенностью которых яв-
ляется наличие интенсивных вихревых потоков заряда в ка-
мере сгорания, создаваемых как за счет формы самой ка-
меры сгорания (рис. XV. 1), так и за счет формы впускного
465
трубопровода. Организованное интенсивное движение заряда
обеспечивает значительное повышение антидетонационных
качеств этих двигателей, благодаря чему создаются условия
для использования в них
при высоких степенях сжатия (до
е=12) сравнительно низкооктано?
вых (80 единиц) бензинов. Вполг
не естественно предположить, что
при более низких степенях сжа-
тия такие двигатели смогут с
успехом работать на большин-
стве сортов легких топлив, вклю-
чая и топлива с низкими антиде-
тонационными свойствами.
Рис. XV.1. Принципиальная
схема карбюраторного дви-
гателя с вихревой камерой
в поршне:
1 — впускной трубопровод: 2 —
впускной клапан; 3 — камера
сгорания в поршНе: 4 — поршень
Рис. XV.2. Принципиальная схема
камеры сгорания двигателя с про-
цессом TCP:
/ — камера сгорания в поршне: 2 —
форсунка: 3 — впускной клапан: 4 —
ширма на впускном клапане
Более широкими возможностями в отношении использо-
вания различных топлив обладают двигатели с впрыском
топлива и принудительным воспламенением рабочей смеси.
Так, например, разработанный на основе карбюраторных
двигателей двигатель с так называемым процессом TCP (Te-
xaco Combustion Process) без существенных изменений ос-
новных показателей способен работать на широком ассорти-
менте топлив— от бензинов до дизельных.
В основе процесса TCP лежит использование для приго-
товления горючей смеси и развития процесса сгорания интец-
466
сивного й направленного вихревого движения заряда, созда-
ваемого за счет экранированного впускного клапана и вы-
полненной в поршне камеры сгорания специальной формы
(рис. XV.2). Топливо здесь вводится непосредственно в ка-
меру сгорания через форсунку под давлением 140 кГ1см2
(14 мн/м2), Первые дозы топлива воспламеняются от элек-
трической искры, в результате чего возникает начальный
очаг горения и формируется фронт пламени. Поступающее
в последующем топливо образует горючую смесь, которая,
встречаясь с фронтом пламени, сгорает практически почти
без задержки воспламенения.
Свойствами многотопливности в известной степени обла-
дают также рассмотренные в главе VIII двигатели с рас-
слоением заряда (рис. VIII.32).
По характеру рабочего процесса наиболее склонны к мно-
готопливности дизели. Практически любой из дизелей спо-
собен работать на большинстве жидких топлив нефтяного
происхождения вплоть до высокооктановых бензинов. Одна-
ко в случае использования легких топлив работа дизелей
становится жесткой, значительно усиливается шум, снижает-
ся мощность, при повышенных нагрузках появляются пере-
бои в работе, затрудняется холодный запуск и ускоряется
износ деталей топливной аппаратуры. Причины всех этих
явлений связаны с определенными, изменениями в рабочем
процессе и в условиях работы систем и механизмов двига-
телей.
Повышение жесткости и шума дизелей при использовании
легких топлив связано в основном с продолжительностью
периода задержки воспламенения. При работе дизеля на
стандартном топливе (рис. XV.3, а) за период задержки вос-
пламенения в камеру сгорания вводится обычно не более
50%, а испаряется до 30—40% общего количества топлива,
подаваемого за цикл. В случае применения легких топлив
(рис. XV.3, б) из-за значительно большей продолжительно-
сти периода задержки воспламенения подача топлива к на-
чалу второй фазы сгорания может полностью заканчивать-
ся, а количество испарившегося топлива приближается
к 100% цикловой подачи. Наличие большого количества ис-
парившегося и прошедшего определенную предпламенную
подготовку топлива приводит к тому, что с началом видимо-
го сгорания в последнем случае воспламеняются и сгорают
с высокими скоростями значительно большие массы топлива,
чем в случае использования стандартных топлив. В резуль-
тате этого резко повышается скорость нарастания давления
и работа двигателя становится жесткой, причем тем жестче,
чем длительнее период задержки воспламенения.
Мощность дизелей при применении легких топлив и со-
хранении цикловой подачи снижается в основном из-за
467
уменьшения теплотворности единицы объема топлива в свя-
зи с меньшей плотностью легких топлив. Перебой в работе
обычно является результатом образования паровых пробок
в топливопроводах и внутренних полостях топливоподающей
аппаратуры вследствие более высокой способности легких
топлив к испарению.
Ухудшение пусковых качеств холодных двигателей вызы-
вается более трудной самовоспламеняемостью легких топлив
и возможным снижением герметичности цилиндров за счет
смывания масляной пленки со стенок. Повышение интенсив-
Рис. XV.3. Влияние сорта топлива на протекание процесса смесеобразова-
ния в дизелях:
а — дизельное топливо, б — бензин; / — количество впрыскиваемого топлива: 2 — ко-
личество испарившегося топлива; — период задержки воспламенения
ности износа деталей топливной аппаратуры связано с низ-
кой смазывающей способностью или отсутствием таковой у
легких топлив. Этому также способствует смывание масля-
ной пленки с деталей привода плунжерных пар просачиваю-
щимся топливом.
Таким образом, несмотря на потенциальные способности
обычных дизелей к многотопливности, длительная работа их
на легких топливах возможна лишь при внесении определен-
ных изменений в рабочий процесс и конструкцию двигателей,
обеспечивающих в первую очередь снижение жесткости, по-
вышение надежности и долговечности работы топливной ап-
паратуры.
Принципиально снижение жесткости рабочего процесса
можно достигнуть двумя путями:
—	сокращением периода задержки воспламенения топ-
лива;
—	уменьшением количества топлива, участвующего в на-
чальной стадии процесса сгорания.
468
Для сокращения периода задержки воспламенения в мно-
готопливных дизелях используются:
—	повышение температуры и давления заряда в конце
процесса сжатия за счет увеличения степени сжатия, приме-
нения наддува и предварительного подогрева воздуха на
впуске;
—	> усиление подогрева заряда в камере сгорания за счет
повышения теплового состояния стенок цилиндра и днища
поршня путем использования воздушного охлаждения, тепло-
изолированных накладок на днищах поршней и расположе-
ния камер сгорания в районе наиболее нагретых де-
талей;
—	местное повышение температуры воздуха в предкаме-
рах или в вихревых камерах теплоизолированными вставка-
ми и созданием перегретых зон.
Количество топлива, участвующего в начальной стадии
процесса сгорания, регулируется путем специальной органи-
зации процесса смесеобразования (М-процесс) или раздель-
ной подачи в камеру сгорания «запальной» и «основной» доз
топлива (двухфазный впрыск, двухтопливные системы, сту-
пенчатая подача).
Надежность работы и долговечность топливной аппара-
туры в многотопливных двигателях обеспечиваются различ-
ными конструктивными мерами.
Для предотвращения образования паровых пробок и ис-
ключения перебоев в работе повышается давление основно-
го подкачивающего насоса и устанавливается дополнитель-
ный подкачивающий насос непосредственно в топливном
баке или около него.
Снижение износа деталей топливной аппаратуры дости-
гается обычно путем осуществления смазки под давлением
трущихся поверхностей плунжерных пар и подкачивающего
топливного насоса. Для уменьшения утечки топлива плун-
жерные пары выполняются со специальными кольцевыми ка-
навками (рис. XV.4), сообщающимися с впускным каналом
топливного насоса. Эти канавки обеспечивают дренаж про-
сочившегося топлива в полость всасывания насоса. Допол-
нительно к дренажным канавкам в некоторых моделях топ-
ливных насосов создаются «гидравлические затворы» в виде
кольцевых выточек, заполненных маслом под давлением из
системы смазки. Наряду с уплотнением плунжерной пары
эти затворы обеспечивают также и смазку поверхности
плунжера.
Корректирование цикловой подачи в целях сохранения
мощности двигателя при использовании различных топлив
чаще всего осуществляется ручным способом с помощью
специальных устройств. В ряде случаев с этой целью исполь-
зуются автоматические вязкостные корректоры.
469
Для улучшений пусковых качеств многотопливных дви-
гателей предусматривается необходимое увеличение подачи
топлива в период запуска, а в некоторых двигателях органи-
зуется подогрев воздуха на впуске.
Большинство современных многотопливных дизелей пред-
ставляет собой модификации серийных двигателей, в кото-
Рис. ХУЛ. Особенности
конструкции плунжерной
пары насосов высокого
давления многотоплив-
ных дизелей:
1 — гильза:	2 — плунжер:
3 — дренажная канавка: 4 —
масляный гидравлический
затвор
По данным фирмы
рые внесены соответствующие кон-
структивные изменения, обеспечиваю-
щие их надежную работу на различ-
ных сортах жидких топлив.
Фирма «Даймлер-Бенц» при соз-
дании многотопливных двигателей ис-
пользовала способность предкамер-
ных дизелей к работе на расширенном
ассортименте топлив. В разработан-
ных на базе серийного предкамерного
дизеля моделях многотопливных дви-
гателей этой фирмы повышена сте-
пень сжатия на две — шесть единиц
(в зависимости от размерности и фор-
мы камеры сгорания). Материал йред-
камеры и ее вставки заменен более
жаростойким. Повышено качество ма-
териалов, используемых для изготов-
ления клапанов и их направляющих.
С учетом высоких температур при сго-
рании легких топлив улучшено уплот-
нение головки блока посредством вве-
дения огнезащитного кольца, предо-
храняющего окантовку прокладки.
Внесены необходимые изменения так-
же в топливоподающую аппаратуру.
, все эти мероприятия позволяют наря-
ду со стандартным топливом успешно использовать кероси-
ны, бензины всех сортов, а также смазочные масла в чистом
виде или в виде смесей.
Склонность к многотопливности вихрекамерных дизелей
использована фирмой «Дейтц». По сравнению с базовой мо-
делью в многотопливном двигателе этой фирмы повышена
степень сжатия на три единицы, изменена конструкция ка-
меры сгорания и применена новая система автоматического
регулирования температуры охлаждающего и всасываемого
в цилиндры воздуха. Вихревая камера (рис. XV.5) многотоп-
ливного двигателя фирмы «Дейтц» выполнена из специаль-
ного чугуна и залита в головку цилиндров из алюминиевого
сплава. Такая конструкция камеры в сочетании с рациональ-
ной системой регулирования температуры охлаждающего
воздуха при воздушном охлаждении обеспечила возмож-
470
Рис. XV.5. Вихревая камера много-
топливного дизеля фирмы «Дейтц»:
/—камера; 2 — форсунка: 3 — свеча пака-
ливания
ность поддержания наиболее оптимального теплового состоя-
ния внутренней поверхности стенок камеры сгорания, что при
более высокой степени сжатия благоприятно сказалось на
работе дизеля при использовании различных сортов топлив.
Для повышения надежности в условиях работы с повышен-
ными степенями сжатия, особенно на бензинах, содержа-
щих этиловую жидкость, в двигателе упразднена прокладка
головки блока, а уплотнение достигается непосредственным
соприкосновением метал-
лических поверхностей
цилиндра и алюминиевой
головки.
Температура охла-
ждающего воздуха регу-
лируется путем измене-
ния производительности
вентилятора, приводимого
в действие гидромуфтой,
которая управляется тер-
мостатически.
Термостатическая си-
стема используется так-
же и для регулирования
температуры воздуха на
впуске, подогрев которо-
го осуществляется за
счет использования тепла
отработавших газов, причем обычно только на частичных
нагрузках.
Специальный процесс с предкамерным смесеобразова-
нием, названный GV-процессом, разработан для многотоп-
ливных двигателей фирмой «MWM» (ФРГ). Чугунная пред-
камера (рис. IX.8) устанавливается под углом около 30°
к оси цилиндра и для уменьшения теплоотдачи имеет не-
большой контакт с головкой.
Предкамера с надпоршневым пространством соединяется
с помощью вставки с диффузором, которая изолирована от
стенки головки цилиндра воздушным зазором. Благодаря
этому внутренняя полость вставки в процессе работы разо-
гревается до 600° С.
Топливо в двигателях с GV-процессом впрыскивается
штифтовой форсункой с давлением затяжки до 150 кГ/см2
(15 мн!м2) при угле конуса 6°. Компактная струя топлива
попадает в середину диффузора, на внутренней поверхности
которого образуется топливная пленка. Под влиянием высо-
кой температуры вставки топливо быстро испаряется, про-
ходит стадию предпламенных процессов и воспламеняется
с очень малым периодом задержки воспламенения, обеспечи-
471
вая тем самым мягкую работу двигателя и его многотоплив-
ность. Другие особенности двигателей с GV-процессом рас-
смотрены в главе IX.
Фирма «Фиат» в многотопливных вариантах своих дизе-
лей использует камеру сгорания специальной формы, кото-
рая располагается в головке блока под выпускным клапаном
Рис. XV.6. Камера сгорания
многотопливного двигателя
фирмы «Фиат»;
1 — камера сгорания: 2 — вы-
пускной клапан; 3 — форсунка
(рис. XV.6). Такая конструкция ка-
меры, позволяя легко регулировать
температуру ее стенок и обеспе-
чивая минимальную температуру
поршня, облегчает, по мнению
фирмы, использование легких топ-
лив, которое затруднено в обычных
двигателях с непосредственным
впрыском и камерой сгорания в
поршне.
Многотопливные двигатели фир-
мы «Фиат» рассчитаны на приме-
нение легких топлив лишь при
условии присадки к ним до 5—10%
стандартного дизельного топлива
или 3—5% смазочного масла.
Эта присадка, с одной стороны,
улучшает условия смазки топливной аппаратуры, которая не
подвергается никакой модернизации, а с другой — способст-
вует более быстрому возникновению первичных очагов го-
рения, сокращая тем самым период задержки воспламене-
ния основного топлива.
Ряд зарубежных фирм («МАН», «Интернационал», «Кон-
тиненталь») в многотопливных двигателях используют пле-
ночное смесеобразование, или так называемый М-процесс.
Не останавливаясь на особенностях этого процесса, которые
детально рассмотрены в главе IX, укажем лишь на те кон-
структивные изменения, которые вносятся в многотопливные
двигатели по сравнению с обычными серийными моделями
двигателей с М-процессом.
В многотопливных двигателях с пленочным смесеобразо-
ванием фирмы «МАН» повышена степень сжатия (с 17 до
23 единиц). Для предотвращения образования топливных
пробок увеличено давление подкачивающего насоса и вве-
ден дополнительный подкачивающий насос с электроприво-
дом. К плунжерным парам насоса высокого давления и к
плунжерной паре подкачивающего насоса подводится смаз-
ка. В специальной канавке в средней части плунжера соз-
дается гидравлический масляный затвор, при этом для ис-
ключения возможности попадания топлива в масляную ма-
гистраль на подводящем маслопроводе устанавливается об-
ратный клапан,
472
На топливном насосе высокого давления предусматри-
ваются два положения упора на рычаге управления подачей
топлива: одно — для работы на дизельных топливах, вто-
рое— для работы на бензине.
Для облегчения запуска на двигателях устанавливаются
электрофакельный подогрев и специальные устройства для
изменения направления вращения воздуха в камере сго-
рания.
В некоторых моделях многотопливных двигателей осуще-
ствляется подогрев воздуха на впуске, который регулируется
в зависимости от режимов работы двигателей специальными
заслонками.
По своим конструктивным особенностям многотопливные
двигатели с М-процессом фирмы «Интернационал» практиче-
ски аналогичны двигателям фирмы «МАИ». Отличие их за-
ключается лишь в более низких значениях степени сжатия
(‘S’	\
-р близко к 1 ).
В многотопливных двигателях фирмы «Континенталь»
ручная корректировка цикловой подачи при изменении плот-
ности топлива заменена автоматической, осуществляемой
с помощью вязкостного корректора. Кроме того, на много-
топливных двигателях применяются впускные трубопроводы
с подогревом охлаждающей водой и пламенный подогрева-
тель впускного трубопровода упрощенной конструкции для
облегчения запуска двигателя при низких температурах.
В качестве одного из средств решения проблемы много-
топливности в некоторых случаях применяется двухфазный
впрыск, позволяющий значительно снизить жесткость работы
двигателей за счет уменьшения количества топлива, участ-
вующего в начальной стадии процесса сгорания. Примером
многотопливного двигателя такого типа может служить ди-
зель DG-P фирмы «Заурер», в котором наряду с двухфазным
впрыском осуществлен весь комплекс мероприятий, связан-
ных с особенностями использования в дизелях легких топлив.
Особой разновидностью двухфазного впрыска является
разработанный во французском нефтяном институте так на-
зываемый Вигом-процесс. Кулачки валика топливного насоса
в двигателе с этим процессом изготовляются с двумя распо-
ложенными по одной оси выступами. Благодаря этому про-
межуток между началом предварительного и основного
впрысков у четырехтактных двигателей достигает до 360°
поворота коленчатого вала. При таком промежутке впрыск
предварительной дозы топлива начинается еще до оконча-
ния выпуска, когда температура газов в цилиндре становит-
ся уже недостаточной для воспламенения поступающего топ-
лива. В этом случае тепло имеющихся в цилиндре отрабо-
тавших газов существенно ускоряет протекание подготови-
473
тельных физико-химических процессов в топливе. В итоге
в цилиндре образуется достаточное количество активных
центров к моменту поступления основной части топлива, ко-
торое и воспламеняется с минимальной задержкой.
Количество предварительно впрыскиваемого топлива при
Вигом-процессе в отдельных случаях может достигать 50%
цикловой подачи.
Разновидностью двухфазного впрыска можно считать
также и смесеобразование с предварительным введением не-
большой части заряда топлива во впускной трубопровод.
При этом процессе используется высокая испаряемость лег-
ких топлив, а слабая склонность их к самовоспламенению
компенсируется большим промежутком времени, приходя-
щимся на предпламенные процессы.
Предварительная доза топлива во впускной трубопровод
вводится обычно различными путями: специальными распы-
лителями, карбюраторами, с помощью испарителей, впры-
ском через форсунки и т. п.
Основной недостаток многотопливных двигателей при ис-
пользовании последнего способа смесеобразования заклю-
чается в усложнении их системы питания, особенно в случае
использования двух различных топлив, когда получается
наибольший эффект.
Другим способом решения проблемы многотопливности яв-
ляется приспособление к работе на различных топливах
серийных дизелей путем внесения в их системы топливопита-
ния необходимых изменений. Примером таких двигателей
могут служить дизели ЯМЗ-238М, А-401М, А-650М и А-712М.
В связи с однотипностью систем топлцвопитания указан-
ных двигателей ограничимся детальным рассмотрением осо-
бенностей конструкции топливной аппаратуры только двига-
теля ЯМЗ-238М. Принципиальная схема системы питания
этого двигателя показана на рис. XV.7.
Топливоподкачивающий насос 9 в двигателе ЯМЗ-238М
регулируется на давление 3,5—4 кГ/см2 (против 1,5 кГ/см2
у серийного двигателя), в связи с чем в него введена вместо
обычного плунжера прецизионная плунжерная пара с бу-
ферным устройством. Во втулках плунжерных пар насоса 1
высокого давления выполняются дренажные канавки, сооб-
щающиеся сверлениями с линией всасывания. Под нижний
бурт втулок установлены уплотнители. К плунжерным парам
насоса высокого давления и топливоподкачивающего насо-
са 9 подается масло из системы смазки двигателя.
Для корректирования цикловой подаци при использова-
нии топлив с различной плотностью на корпусе регулятора
устанавливается специальный рычаг, крайние положения ко-
торого соответствуют работе на бензине и на дизельном топ*
474
ливе. Рычаг переставляется вручную и ограничивает макси-
мальную подачу.
На многотопливной модификации двигателей несколько
изменена характеристика муфты опережения впрыска исходя
из необходимости обеспечения наивыгоднейших углов при
использовании различных топлив.
Рис. XV.7. Принципиальная схема системы питания многотопливного дви-
гателя ЯМЗ-238М:
1 — топливный насос высокого давления; 2 — форсунка: 3 — фильтр грубой очистки
топлива; 4— фильтр тонкой очистки; 5 — топливный бак: 6 — топливоподкачивающий
насос с электроприводом; 7—трубка перепуска топлива из насоса высокого давле-
ния; 8 и /2 —дренажные топливопроводы; 9 — топливоподкачивающий насос: 10 —
клапан; 11 — перепускной клапан
Отличительной особенностью системы питания двигателя
ЯМЗ-238М является также наличие дополнительного топли-
воподкачивающего насоса 6 с электроприводом. Насос уста'
навливается в топливном баке и создает подпор на линии
всасывания основного топливоподкачивающего насоса, обес-
печивая надежную работу топливной системы при использо-
вании легких топлив.
3. Газотурбинные двигатели
Принцип действия и основные элементы газотур-
бинных двигателей. Газотурбинные двигатели как перспек-
тивные силовые установки особенно для тяжелых машин
475
имеют ряд присущих им преимуществ, наиболее важными из
которых являются:
—	прямоточность и непрерывность рабочего процесса,
обеспечивающие резкое снижение удельных весовых и габа-
ритных показателей;
—	простота конструкции самих двигателей;
—	полная уравновешенность и отсутствие деталей, со-
вершающих сложные движения;
—	отсутствие системы охлаждения и всех связанных
с ней приборов и агрегатов;
—	высокие пусковые качества и быстрый выход на рабо-
чие режимы;
—	благоприятная тяговая характеристика;
—	высокий механический к. п. д.:
—	малая требовательность к свойствам топлив (много-
топливность);
—	отсутствие точно сопряженных подвижных деталей
и т. п.
К числу недостатков, сдерживающих широкое внедрение
газотурбинных двигателей на армейские машины, относятся:
—	низкая экономичность (повышенные удельные расходы
топлива);
—	плохая работа на переменных режимах;
—	высокая стоимость используемых материалов;
—	трудность очистки воздуха в связи с большим его рас-
ходом.
Принципиально указанные недостатки в той или иной сте-
пени могут быть устранены, однако это связано обычно
с усложнением конструкции двигателя, с повышением его
стоимости и весогабаритных данных. Поэтому в современных
условиях считается нецелесообразным использование на
транспортных машинах газотурбинных двигателей малой
мощности, в то время как экономическая целесообразность
применения в качестве силовых установок транспортного
типа мощных газотурбинных двигателей не может вызывать
сомнений и вполне оправдывается имеющимися опытными
данными.
По принципу своего действия газотурбинные двигатели
относятся к тепловым двигателям внутреннего сгорания. На
рис. XV.8 показана принципиальная схема двухвального га-
зотурбинного двигателя. Он включает компрессор /, камеру
сгорания 2, турбину 3 компрессора, тяговую турбину 4.
Компрессор служит для повышения давления воздуха
перед поступлением его в камеру сгорания для интенсифика-
ции процесса горения и повышения к. п. д. цикла.
В камере сгорания сжигается вводимое топливо, вследст-
вие чего увеличивается энергия потока газов. Камера сгора-
ния включает жаровую трубу (огневую камеру). 5, кожух 6
476
и имеет две зоны подвода воздуха: первичного 7 и вторич-
ного 8.
Турбина компрессора приводит в действие компрессор,
обеспечивая тем самым повышение давления воздуха перед
камерой сгорания.
Тяговая турбина вырабатывает полезную мощность, кото-
рая может быть использована различными внешними потре-
бителями.
Работа газотурбинного двигателя осуществляется сле-
дующим образом.
Рис. XV.8. Принципиальная схема двух,Баль-
ного газотурбинного двигателя:
1 — компрессор: 2 — камера сгорания: 3 — турбина
компрессора: 4 — тяговая турбина: 5 — жаровая тру-
ба: 6 — кожух: 7 — зона первичного подвода воздуха:
8 — зона вторичного подвода воздуха: 9 — форсунка:
10 — сопловой аппарат турбины компрессора: 11 — ло-
патки рабочего колеса турбины компрессора: 12 —
сопловой аппарат тяговой турбины: 13 — лопатки ра-
бочего колеса тяговой турбины; 14 — выпускной тру-
бопровод
Компрессор 1 засасывает воздух из окружающей среды и
под давлением 4—6 кГ/см2 (0,44-0,6 мн/м2) подает его в ка-
меру сгорания. В зоне первичного 7 подвода воздуха каме-
ры сгорания в воздушный поток из форсунок 9 впрыскивает-
ся топливо, которое перемешивается с воздухом и сгорает,
повышая при этом температуру газового потока.
В зоне вторичного 8 подвода воздуха к продуктам сгора-
ния подмешивается дополнительный воздух, вследствие чего
температура газов снижается до значений, при которых обес-
печивается длительная работа соплового аппарата и рабо-
чих колес газовой турбины (примерно до 700—900°С). Пос-
ле перемешивания с дополнительным воздухом газовый по-
ток поступает в сопловой аппарат 10 турбины 3 компрес-
сора.
477
В сопловом аппарате энергия давления газов преобра-
зуется в кинетическую энергию газового потока, в связи
с чем скорость потока резко увеличивается. Из соплового
аппарата газы проходят на лопатки 11 рабочего колеса тур-
бины компрессора, где используется первая часть тепловой
энергии газового потока.
В дальнейшем газы поступают в сопловой аппарат 12 тя-
говой турбины 4 и кинетическая энергия их вторично повы-
шается за счет соответствующего расширения. Затем энергия
потока еще раз превращается в работу, но уже на лопат-
ках 13 рабочего колеса тяговой турбины.
Рис. XV.9. Диаграммы рабочего процесса газотурбинного двигателя:
а — в координатах i — б — в координатах р — V
Из тяговой турбины газы направляются в выпускной тру-
бопровод 14 и выбрасываются в окружающую среду, унося
с собой неиспользованную часть тепловой энергии.
Диаграммы рабочего процесса газотурбинного двигателя
в координатах i — s и р—V показаны на рис. XV.9. На
этих диаграммах точка н соответствует состоянию невозму-
щенной среды (до компрессора). Линия нк представляет со-
бой политропу сжатия воздуха в компрессоре. Точка к ха-
рактеризует состояние рабочего тела на входе в камеру сго-
рания. Линия кг определяет изменение состояния рабочего
тела в процессе подвода тепла в камере сгорания. Точка z
соответствует состоянию газового потока на входе в направ-
ляющий аппарат газовой турбины. Линия ze является по-
литропой расширения газов в турбине, а линия ен представ-
ляет собой условную изохору отвода тепла за газовой тур-
биной.
Газовые турбины классифицируются по ряду различных
признаков. Так, по способу осуществления рабочего процесса
они делятся на турбины со сгоранием при постоянном дав-
лении и на турбины со сгоранием при постоянном объеме.
478
Турбины первого типа применяются во всех современных
газотурбинных двигателях. Схематически такой двигатель
показан на рис. XV.10, а. Компрессор 1 подает сжатый воз-
дух в. камеру сгорания 5, куда через форсунку 2 вводится в
необходимом количестве топливо. Сгорание топлива в каме-
Рис. XV.10. Принципиальные схемы различных газотурбинных
двигателей:
а — газовая турбина со сгоранием при постоянном давлении: б — диа-
грамма рабочего процесса газовой турбины со сгоранием При постоян-
ном давлении: в — газовая турбина со сгоранием при постоянном объ-
еме; г —диаграмма рабочего процесса газовой турбины со сгоранием
При постоянном объеме: д — осевая газовая турбина: в — радиальная
газовая турбина: лг — газовая турбина с осевым компрессором; з, и,
К — одно-, Двух- и многоступенчатые газовые турбины; 1 и 5 — ком-
прессоры; 2 и 9 — форсунки: 3 и 6 — камеры сгорания; 4 — направляю-
щий аппарат: 7 и 8 — управляемые клапаны; /0 — газовая турбина
479
ре 3 осуществляется при постоянном давлении, а полу-
чающееся в результате этого рабочее тело (смесь про-
дуктов сгорания с воздухом) подается через направляющий
аппарат 4 на рабочее колесо газовой турбины. Рабочий про-
цесс рассматриваемого двигателя без учета потерь по-
казан на рис. XV. 10, б, где участок 1—2—адиабатическое
сжатие воздуха в компрессоре; участок 2—3 — сгорание; уча-
сток 3—4 — адиабатическое расширение газов в газовой
турбине; участок 4—1 — отвод тепла — расширение газов за
турбиной.
В турбинах со сгоранием при постоянном объеме топливо
сжигается в замкнутой камере. Схематически газотурбин-
ный двигатель с такой турбиной показан на рис. XV.10, в.
Здесь сжатый воздух из компрессора 5 поступает в камеру
сгорания 6 через управляемый клапан 7. В камере сгора-
ния, кроме того, имеется второй управляемый клапан 8, Пе-
ред началом подачи топлива оба клапана закрываются и
топливо после впрыска через форсунку 9 сгорает при посто-
янном объеме, при этом давление газов в камере сгорания
повышается. По достижении давлением определенного значе-
ния клапан 8 открывается и рабочее тело из камеры сгора-
ния поступает в направляющий аппарат газовой турбины 10,
а затем на лопатки ее рабочего колеса. После расширения и
совершения работы в турбине газы выбрасываются в выпу-
скной трубопровод.
Очистка камеры 6 от продуктов сгорания и наполнение
ее свежим воздухом осуществляются при открытых клапа-
нах 7 и 8, К концу продувки клапан 8 закрывается и про-
цесс повторяется вновь.
Рабочий цикл турбины последнего типа показан на
рис. XV.10, г, где участок 1—2 — адиабата сжатия; участок
2—3— изохора сгорания; участок 3—4 — адиабата расши-
рения; участок 4—1 — условная изобара отвода тепла.
При одной и той же величине повышения давления в ком-
прессоре цикл с подводом теплоты при постоянном объеме яв-
ляется экономически более выгодным, чем цикл с подводом
теплоты при постоянном давлении. Однако, несмотря на это,
газовые турбины со сгоранием при постоянном объеме в
настоящее время практически не применяются. Объясняется
это в основном трудностью осуществления такого процесса
и значительным усложнением конструкции самого двига-
теля.
По способу действия газа на лопатки различают актив-
ные и реактивные газовые турбины.
Активными турбинами называются такие, в которых вся
энергия давления преобразуется в кинетическую в сопло-
вом аппарате, а давление на лопатках рабочего колеса
остается постоянным,
480
Реактивными называются турбины, в которых потенциаль-
ная энергия давления преобразуется в кинетическую как в
сопловом аппарате, так и на рабочем колесе, в связи с чем
давление рабочего тела здесь непрерывно снижается по всей
длине проточной части турбины.
Все газовые турбины автотракторного типа являются реак-
тивными.
По направлению потока движения газов газовые турбины
делятся на осевые (аксиальные) и радиальные.
В осевых (аксиальных) турбинах (рис. XVJ0, д) поток
газов направлен параллельно оси, в радиальных турбинах
(рис. XV. 10, в) направление потока газов перпендикулярно к
оси турбины.
По количеству рядов рабочих лопаток различают одно-,
двух- и многоступенчатые газовые турбины (рис. XV.10,a,
и, к).
Газотурбинные двигатели в целом могут быть одноваль-
ными, двухвальными и многовальными. В одновальных тур-
бинах (рис. XV.10, а) тяговая или рабочая турбина устанав-
ливается на одном валу с компрессором и одновременно осу-
ществляет привод компрессора и вырабатывает полезную
мощность. В двухвальных двигателях (рис. XV.8) имеются
две отдельные турбины, одна из которых приводит в действие
компрессор, а другая вырабатывает полезную мощность.
В многовальных турбинах число газовых турбин и главных
валов до трех и более.
Наибольшее распространение в качестве автотракторных
силовых установок имеют двухвальные газотурбинные дви-
гатели.
По типу используемых компрессоров газотурбинные дви-
гатели делятся на двигатели с центробежными (рис. XV.10, а)
и осевыми (рис. XV. 10, ж) компрессорами. На автомобилях
используются обычно двигатели первого типа, а двигатели
второго типа широко применяются в авиации.
Кроме того, газотурбинные двигатели различаются по кон-
струкции камер сгорания, по наличию или отсутствию тепло-
обменников и по ряду других признаков.
В газовых турбинах с теплообменниками (регенераторами)
подаваемый компрессором воздух предварительно подогре-
вается в специальном устройстве за счет тепла выходящих
из турбины газов. Использование этого тепла позволяет зна-
чительно повысить коэффициент полезного действия установ-
ки. Однако при этом установка усложняется и увеличивав
ются ее габаритные размеры.
Мощностные и экономические показатели. Для определе-
ния сил и моментов, действующих на рабочее колесо газовой
турбины, воспользуемся уравнением количества движения,
16—165
481
которое в плоскости вращения колеса для 1 кг газа можно
представить в виде
Ри = g С'2и ,	(XV. 1)
где Ри — усилие на рабочем венце колеса от каждого
килограмма газа, протекающего за 1 сек;
с1и и с2и—соответственно проекции входной и выходной
скоростей газового потока на направление
плоскости вращения.
В уравнении (XV.1) знак « + » берется тогда, когда С\п
и с2и по направлению противоположны, а знак «—» — когда
направления их совпадают.
Как известно,
С10 = W, COS Pl + и
И
С2и = ± cos р2 + и,
где и w2—относительные скорости газового потока соот-
ветственно на входе в рабочее колесо турбины
и при выходе из него;
Pi и ₽2—углы, образованные направлением относитель-
ных скоростей с плоскостью рабочего колеса.
Подставляя значения С\и и с2и в уравнение (XV.1), полу-
чим
Pu=-b[w1cosp1 + « ± (±W2COSp2 + «)]
или
Ри = -J- (Wj cos Pi + w2 cos P2).	(XV.2)
При окружной скорости и работа 1 кг газа на ободе ко-
леса за 1 сек равна
lu = Риа = cos Pi ± w2 cos p2),	(XV.3)
а мощность на ободе колеса
(XV.4)
где G — расход газа через турбину за 1 сек.
В системе СИ
Nu = luG.
Внутренняя мощность турбины
=	(XV.5)
где NT—потери мощности внутри турбин вследствие перете-
кания газов и трения колеса турбины о газ.
482
Эффективная мощность турбины
Ч = ^м,	(xv.6)
где 7]м — механический к. п. д. турбины; т]м = 0,98-г0,99.
При часовом расходе топлива GT эффективный удельный
расход топлива равен
<xv-7>
а эффективный к. п.д.
=	(XV.8)
В системе СИ
_ 3 600
r,e ~ geQa ’
газотур-
Рис, XV.11. Скоростная характеристика
двухвального газотурбинного двигателя:
/ — при работе компрессора на расчетном ре-
жиме; 2 и 3 — при работе компрессора на не-
расчетных режимах
где QH — низшая теплотворность топлива.
Под скоростной характеристикой газотурбинного двига-
теля понимается зависимость мощности, крутящего момента
и удельного расхода топлива от числа оборотов вала тур-
бины.
Наиболее приемлемыми в качестве силовых установок ко-
лесных и гусеничных машин являются двухвальные
бинные двигатели. При-
мерная скоростная харак-
теристика такого двига-
теля показана на рис.
XV. 11, где кривые 1 со-
ответствуют максималь-
ному расходу газа,
когда компрессор рабо-
тает на расчетном режи-
ме, а кривые 2 и 3 — ча-
стичным расходам га-
за, при которых обороты
компрессора ниже оборо-
тов расчетного режима.
Как можно видеть из
рисунка, при постоянных
параметрах газа на вхо-
де крутящий момент тя-
говой турбины двухваль-
ного газотурбинного дви-
гателя с уменьшением
оборотов возрастает по
линейному закону, превышая при малых оборотах примерно
в два раза значения при номинальном числе оборотов. Такая
характеристика крутящего момента является одним из поло-
16*
483
жительных свойств газовых турбин, обеспечивающих им зна-
чительно лучшие тяговые качества по сравнению с поршне-
выми двигателями.
Выще отмечалось, что одним из наиболее существенных
недостатков газотурбинных двигателей является их низкая
экономичность. К числу основных причин, обусловливающих
это явление, относятся:
—	низкие значения степени сжатия; так, при степени по-
вышения давления, например, равной 4, степень сжатия в га-
зовой турбине составляет всего 2,7, в то время как в порш-
невых двигателях она равна 6—20;
—	подвод тепла при постоянном давлении, в связи с чем
газотурбинные двигатели имеют малую степень расширения;
—	низкий адиабатический к. п. д. компрессора и турбины
вследствие перетечек газов и трения газов о стенки, а также
отдельных частиц газа между собой;
—	невозможность работы с малыми значениями коэффи-
циента избытка воздуха в связи с отсутствием материалов,
выдерживающих очень высокие температуры. Чем меньше
коэффициент избытка воздуха, тем ниже относительные за-
траты мощности на привод компрессора и тем выше коэф-
фициент полезного действия двигателя в целом.
В качестве возможных направлений повышения экономич-
ности газотурбинных двигателей можно указать:
—	осуществление рабочего процесса с подводом тепла при
постоянном объеме;
—	повышение температуры рабочего тела на лопатках
турбины за счет применения специальных материалов, а так-
же за счет охлаждения лопаток различными способами;
—	регенерация тепла путем установки теплообменников.
Использование в газотурбинных двигателях указанных на-
правлений улучшения рабочего процесса позволяет значи-
тельно повысить их экономические показатели, и ряд совре-
менных двигателей по удельному расходу топлива находится
уже на одном уровне с карбюраторными двигателями.
4. Комбинированные силовые установки
Поршневые и газотурбинные двигатели, каждый в
отдельности, обладают рядом существенных недостатков. Эти
недостатки могут быть в известной степени ослаблены или
полностью устранены при одновременном использовании в
силовых установках поршневых и газотурбинных двигателей,
когда удается сочетать положительные качества поршневого
двигателя с положительными качествами газовой турбины,
исключив целый ряд присущих им отрицательных свойств,
Такие силовые установки называются комбинированными,
484
В комбинированных силовых установках тепловая энер-
гия топлива преобразуется в механическую работу последо-
вательно вначале в поршневом, а затем в газотурбинном дви-
гателе. При этом используется двухтактный дизель, в кото-
ром давление наддува доводится до такой величины, что вся
вырабатываемая им энергия расходуется полностью на осу-
ществление наддува в самом двигателе. Полезная мощность
здесь получается с вала газовой турбины, которая работает
на газовой смеси, выходящей из поршневого двигателя. Та-
Рис. XV.12. Принципиальная схема комбинированной силовой установки:
/ — цилиндр дизеля; 2 — поршень двигателя: 3 — поршень компрессора: 4 — ком-
прессорный цилиндр: 5 — буферная полость; 6 — продувочное окно; 7 — выпускное
окно; 8 — форсунка; 9 — воздушный ресивер- 10 — нагнетательный клапан; // — впуск-
ной клапан; 12 — ресивер на выпуске: 13 — газовая турбина; 14 — индикаторная диа-
грамма дизеля; /5 — индикаторная диаграмма компрессора; /6 — индикаторная диа-
грамма буферной полости; 17 — диаграмма рабочего процесса газовой турбины
ким образом, в комбинированных силовых установках порш-
невой двигатель практически превращается в динамическую
камеру сгорания газовой турбины постоянного давления.
Принципиальная схема комбинированной силовой уста-
новки показана на рис. XV.12. В цилиндре 1 двухтактного ди-
зеля с прямоточно-щелевой продувкой расположены два ра-
бочих поршня 2, которые жестко с помощью Штоков соеди-
няются с соответствующими поршнями 3 компрессорных ци-
линдров 4. Поршни 2 и 3 совместно с соединительными што-
ками образуют две подвижные группы, за счет перемещения
которых в процессе работы осуществляется рабочий цикл.
При этом, поскольку перемещение каждой из групп в обе
стороны ничем не ограничивается и зависит лишь от режима
4§5
работы двигателя, подвижные группы называются свободно
движущимися. Отсюда двигатель, учитывая его основное на-
значение, носит название генератора газа со свободно движу-
щимися поршнями, или свободнопоршневого генератора газа.
Для обеспечения необходимой кинематики и синхрониза-
ции движения обеих подвижных групп они соединяются ме-
жду собой специальным синхронизирующим механизмом зуб-
чато-реечного или рычажного типа (на схеме не показан).
Кроме синхронизации этот механизм в генераторах газа ис-
пользуется еще и для привода в действие обслуживающих
агрегатов (водяного насоса, масляного насоса, топливного
насоса и т. п.), а также для разведения поршневых групп в
период запуска двигателя.
Цилиндр дизеля окружен кожухом, внутренняя полость
которого образует воздушный ресивер 9, куда из компрессор-
ных цилиндров 4 подается под давлением до 6 кГ/см2 воз-
дух, используемый для продувки и зарядки цилиндров.
В средней части цилиндра устанавливается одна или не-
сколько форсунок 8, через которые подается топливо.
Работа комбинированной силовой установки протекает
примерно следующим образом. Перед запуском двигателя его
поршневые группы разводятся в крайние наружные положе-
ния. Затем под действием специального пружинного меха-
низма или сжатого воздуха, подаваемого в буферные поло-
сти 5, поршни начинают сходиться к центру. После перекры-
тия продувочных 6 и выпускных 7 окон воздушный заряд в
цилиндре сжимается и температура его повышается до зна-
чений, превосходящих (обычно значительно) температуру са-
мовоспламенения топлива. Одновременно с этим при дви-
жении поршневых групп в цилиндрах 4 компрессоров сжи-
мается воздух, который затем под давлением до 6 кГ/см2
нагнетается в ресивер 9 через нагнетательные клапаны 10.
В конце хода поршней к центру в цилиндр через форсун-
ку 8 подается топливо, при сгорании которого давление га-
зов внутри цилиндра резко повышается. Под действием этого
давления поршневые группы, перемещаясь вначале с повы-
шением скорости до некоторого максимума, а затем со сни-
жением ее до нуля, совершают рабочий ход от центра к на-
ружной части двигателя. Во время этого хода в цилиндр 4
компрессора через впускной клапан 11 засасывается воздух,
а в буферной полости 5 воздух сжимается до такого давле-
ния, при котором запас его потенциальной энергии стано-
вится достаточным для возвращения поршневых групп после
завершения рабочего хода в исходное положение. В конце
рабочего хода открываются выпускные окна 7, а затем про-
дувочные 6. После открытия продувочных окон 6 сжатый
воздух из ресивера 9 поступает в цилиндр, осуществляя его
очистку и зарядку. Избыток продувочного воздуха вместе
486
с отработавшими газами уходит из цилиндра через выпуск*
ные окна 7.
Достигнув крайних положений, подвижные группы начи-
нают сходиться, но уже под действием энергии воздуха, сжа-
того в буферных полостях. При движении поршней от на-
ружных положений к внутренним повторяются те же про-
цессы, что и при запуске. Затем, когда поршни сойдутся,
вновь впрыскивается топливо в цилиндр и т. д.
Выходящие из выпускных окон отработавшие газы вместе
с избыточным продувочным воздухом поступают в реси-
вер 12, откуда под давлением до 6 кГ1см2 подаются в рабо-
чий аппарат газовой турбины 13. Полезная мощность в дан-
ной установке снимается с вала этой турбины.
Особенностью рабочего процесса газовой турбины являет-
ся сравнительно низкая температура газов на лопатках рабо-
чего колеса (обычно не выше 700° С) при высоком эффектив-
ном к. п.д. установки в целом (до 40% и выше). Схематиче-
ски рабочий процесс отдельных элементов комбинированной
силовой установки показан соответствующими диаграммами
на рис. XV.12.
К числу основных достоинств комбинированных устано-
вок следует отнести:
—	высокие значения общего эффективного к. п. д. всей
установки в целом (до 40% и выше) при весьма умеренной
температуре газов (500—700° С) на входе в турбину в связи
с тем, что получение рабочего тела в генераторе газа проис-
ходит при высоких давлениях и температурах, недоступных
для обычных газовых турбин, а часть теплового перепада
превращается в работу еще до входа в газовую турбину ра-
бочего тела (при расширении в цилиндрах);
—	возможность изготовления лопаток рабочего колеса
газовой турбины без применения дорогостоящих специаль-
ных жаропрочных материалов вследствие низкой температу-
ры рабочего тела на входе в рабочий аппарат турбины;
—	простоту размещения генераторов газа в случае «на-
бора» больших мощностей в связи с их полной уравновешен-
ностью и отсутствием между ними всякой связи, кроме газо-
вой связи с турбиной;
—	возможность использования отдельных генераторов са-
мостоятельно в случае комплектования одной установки не-
сколькими генераторами газа, что должно обеспечивать по-
вышение живучести и надежности силовой установки в целом
и улучшение ее экономических показателей при работе на
частичных нагрузках, когда одни генераторы могут отклю-
чаться, а другие — работать на наиболее оптимальных ре-
жимах;
—	значительно более простую конструкцию самого порш-
невого двигателя, обеспечивающую широкие возможности и с-
487
пользования сварки для изготовления его основных корпус-
ных деталей;
—	хорошую тяговую характеристику, соответствующую
тяговой характеристике двухвального газотурбинного двига-
теля;
—	многотопливность, особенно если учесть, что комбиниро-
ванные силовые установки в отдельных случаях могут даже
работать на угольной пыли;
—	высокие удельные показатели (к. п. д., весовые данные,
габариты).
Основными недостатками комбинированных силовых уста-
новок являются:
—	сложность конструкции установки в целом в связи с
использованием в ней двух двигателей, даже несмотря на
значительное упрощение каждого из них;
—	изменение хода поршневых групп в зависимости от на-
грузки, в связи с чем изменяется качество протекания про-
цессов продувки и наполнения на различных режимах рабо-
ты; обычно в свободнопоршневых генераторах газа фазы
подбираются так, чтобы полное открытие выпускных и про-
дувочных окон обеспечивалось при минимальном ходе порш-
невых групп;
—	ограниченные возможности повышения частоты циклов
генератора газов, так как при очень большой частоте циклов
нарушается бесперебойная работа отдельных устройств
генератора, в частности различных автоматических кла-
панов;
—	трудности привода в действие вспомогательных обслу-
живающих агрегатов (топливного насоса и т. п.), поскольку
в генераторах нет вращающихся деталей, а около в. м. т.,
когда необходимо впрыскивать топливо, детали топливного
насоса и других агрегатов почти останавливаются;
—	необходимость специального регулирования равномер-
ности нагрузки при работе нескольких генераторов газа на
одну газовую турбину.
Несмотря на указанные недостатки, преимущества комби-
нированных силовых установок по сравнению с обычными
поршневыми и газотурбинными двигателями настолько су-
щественны, что эти установки привлекают к себе постоянное
внимание.
5.	Двигатели с переменной степенью сжатия
Являясь одним из основных термодинамических па-
раметров, степень сжатия оказывает очень большое влияние
на рабочий процесс и показатели работы двигателя. Учиты-
488
вая, что эти вопросы детально уже рассмотрены в соответ-
ствующих разделах настоящей книги, ограничимся здесь
лишь кратким рассмотрением тех основных преимуществ, с
точки зрения которых следует считать целесообразным ис-
пользование переменной степени сжатия в карбюраторных
двигателях и в дизелях.
В карбюраторных двигателях максимальные значения сте-
пени сжатия ограничиваются детонацией и выбираются та-
ким образом, чтобы двигатель нормально работал на наи-
более тяжелых режимах, например при максимальном кру-
тящем моменте. При этом значения степени сжатия, как
правило, намного ниже тех значений, при которых обеспе-
чивается наиболее экономичная работа двигателя. Значи-
тельно ухудшая экономические показатели двигателей во-
обще, последнее обстоятельство особенно сильно сказывается
при работе их на частичных нагрузках, когда экономичность
карбюраторных двигателей и без того резко снижается. По-
скольку изменение условий протекания рабочего процесса
при частичных нагрузках (снижение наполнения, увеличение
относительного количества остаточных газов, уменьшение
температуры деталей и т. п.) создает возможность для по-
вышения степени сжатия, причем тем большего, чем меньше
нагрузка, то использование переменной степени сжатия в
карбюраторных двигателях на частичных нагрузках может
дать значительный эффект в повышении их мощностных и,
главное, экономических показателей.
Таким образом, в карбюраторных двигателях применение
переменной степени сжатия перспективно и целесообразно с
точки зрения повышения их мощностных и экономических
показателей при работе на частичных нагрузках, которые
практически представляют собой основные эксплуатационные
режимы двигателей этого типа.
В дизелях величина степени сжатия, как это отмечалось
ранее, определяется условиями надежного запуска холодного
двигателя. Обычно значения степени сжатия здесь всегда
выше тех, при которых обеспечиваются наиболее высокие
экономические показатели. Поэтому изменение степени сжа-
тия после запуска в сторону ее уменьшения в дизелях уже
целесообразно с точки зрения некоторого улучшения их эко-
номических показателей. Однако наибольший интерес изме-
нение степени сжатия в дизелях представляет с точки зрения
форсирования их путем использования наддува.
В обычных двигателях при наддуве значительно увеличи-
ваются механические и тепловые нагрузки на детали, в связи
с чем при достаточно высокой степени форсирования двига-
телей наддувом (полный, высокий наддув) приходится уси-
ливать детали, что приводит к повышению их веса, к изме-
нению конструкции самих деталей и двигателя в целом. Кро-
489
ме того, при этом обычно сокращается срок службы деталей
и снижается надежность двигателя в целом. В случае при-
менения переменной степени сжатия рабочий процесс двига-
теля при наддуве может быть организован таким образом,
что за счет соответствующего снижения степени сжатия при
любых давлениях наддува максимальные давления цикла бу-
дут оставаться неизменными или будут изменяться незначи-
тельно. При этом, несмотря на увеличение полезной работы
за цикл, а следовательно, и мощности двигателя, максималь-
ные нагрузки на его детали могут также не увеличиваться,
что позволяет значительно форсировать двигатели без осо-
бых их конструктивных изменений.
Так, по данным американской фирмы «Континенталь», ис-
пользование автоматического регулирования степени сжатия
в пределах от 22 до 12 единиц на серийном дизеле
AVDS-1100 позволило форсировать его по мощности без ка-
ких-либо конструктивных изменений с 550 до 825 л. с. При
этом фирма считает, что такая форсировка является далеко
не пределом. По данным фирмы, с этого же двигателя без
всякого ущерба для его работоспособности может снимать-
ся мощность до 1100 л. с., что соответствует литровой мощ-
ности примерно 60 л. с,/л. В перспективных двигателях с пе-
ременной степенью сжатия фирма «Континенталь» предпо-
лагает довести литровую мощность до 120—125 л. с.1л.
Использование переменной степени сжатия в дизелях
определенный интерес может представлять также как одно
из средств решения проблемы многотопливности. Жесткость
работы в таких двигателях может быть снижена или за
счет сохранения постоянного давления сгорания при исполь-
зовании различных топлив или в случае применения спе-
циальных регулирующих устройств за счет обеспечения
наивыгоднейших значений степени сжатия для каждого сор-
та топлива.
Принципиально регулирование степени сжатия в процессе
работы двигателей может осуществляться различными путя-
ми. Одним из наиболее удачных вариантов решения этой
задачи, применяемым для дизелей и пригодным для карбю-
раторных двигателей, следует считать использование поршней
специальной конструкции, разработанных Британской ассо-
циацией по исследованию ДВС (BICERA). Эта конструкция
монопольно приобретена фирмой «Континенталь», на основе
чего она разработала специальный поршень для своего се-
рийного дизеля AVDS-1100.
Поршень, обеспечивающий автоматическое регулирование
степени сжатия (рис. XV.13), состоит из двух основных ча-
стей— подвижного стакана 1 и внутренней вставки 2. Вну-
тренняя вставка 2 соединяется через поршневой палец с ша-
туном, а стакан 1 может свободно перемещаться относитель-
490
йо этой вставки. Между стаканом и вставкой образуются две
масляные камеры — верхняя И и нижняя 12 (кольцевая).
Масло в эти камеры подается из системы смазки через канал
в шатуне, уплотнение 10, полость и каналы 9, обратные кла-
паны 6 и 7. Во время работы двигателя камеры И и 12 за-
полняются в основном за счет сил инерции масла, которые
могут создавать давление, превышающее в несколько раз
давление в системе смазки. Избыток масла из камеры 11
сливается через редук-
ционный клапан 8, пру-
жина которого регули-
руется на давление в ци-
линдре, несколько мень-
шее максимально допу-
стимого. Нижняя камера
12 сообщается постоянно
с картерным простран-
ством дренажным кана-
лом 14 небольшого диа-
метра.
Положение стакана 1
относительно вставки 2 в
процессе работы опреде-
ляется количеством мас-
ла в камерах 11 и 12. Ко-
гда давление газов в ци-
линдре не достигает мак-
симально допустимой ве-
личины, за каждый цикл
при прохождении поршня
около в. м. т. в тактах
выпуска и впуска стакан
1 под воздействием сил
инерции перемещается от-
носительно вставки 2 в
Рис. XV. 13. Поршень, автоматически ре-
гулирующий степень сжатия:
/ — подвижный стакан; 2—внутренняя встав-
ка; 3 — канавка под компрессионное кольцо:
4 — канавка под маслосъемное кольцо: 5 —
уплотнительное кольцо; 6 и 7 — обратные кла-
паны: 8 — редукционный клапан; 9 — масля-
ный канал; 10 — уплотнение: // —верхняя мас-
ляная камера; /2 — нижняя масляная камера:
13 — нижнее кольцо: 14 — дренажный канал
сторону повышения сте-
пени сжатия на величину, определяемую количеством масла,
вытесняемого из камеры 12 через канал 14. При этом обрат-
ному перемещению стакана около н. м. т. препятствует масло
в камере 11, давление которого недостаточно для открытия
редукционного клапана 8.
Степень сжатия и давление газов в цилиндре постепенно
повышаются до тех пор, пока максимальное давление газов
не достигнет величины, при которой давление в камере 11
станет достаточным для открытия редукционного клапана.
В моменты открытия редукционного клапана часть масла из
камеры 11 выпускается, благодаря чему стакан 1 переме-
щается в сторону уменьшения степени сжатия.
491
При работе двигателя на установившемся режиме переме-
щения стакана 1 относительно вставки 2 вверх и вниз при-
близительно одинаковы, в связи с чем степень сжатия в этом
случае сохраняется неизменной.
При увеличении нагрузки, когда давление сгорания повы-
шается выше допустимых значений, стакан 1 перемещается в
направлении уменьшения степени сжатия до тех пор, пока
максимальное давление цикла не снизится до допустимых
значений.
Таким образом, при использовании в двигателях поршней
рассмотренной конструкции степень сжатия будет автомати-
чески поддерживаться на уровне, обеспечивающем заданные
условия работы двигателя.
6.	Перспективы использования в качестве силовых
установок колесных и гусеничных машин
электродвигателей
Отсутствие практически всех недостатков, свойст-
венных в той или иной степени различным типам тепловых
двигателей, простота конструкции, высокие тяговые качества,
обеспечивающие возможности значительного упрощения ма-
шин за счет исключения из трансмиссий наиболее сложных
агрегатов или самих трансмиссий целиком, а также сравни-
тельная простота управления и регулирования — все эти по-
ложительные качества ставят электродвигатели на одно из
первых мест среди перспективных силовых установок транс-
портного типа. Основной недостаток этих двигателей, огра-
ничивающий до настоящего времени их широкое внедрение
на колесных и гусеничных машинах, заключается в необходи-
мости установки на машинах автономных источников пита-
ния электроэнергией, надежные и достаточно эффективные
образцы которых пока что отсутствуют.
Попытки использовать в качестве источников электриче-
ской энергии для питания «тяговых» двигателей специальных
автономных генераторов с приводом от поршневых или дру-
гих тепловых двигателей широкого практического успеха не
имели, так как в этом случае в силовой установке остаются
все основные недостатки тепловых двигателей, а сама маши-
на в целом не только не упрощается, а наоборот, значительно
усложняется во всех отношениях. Поэтому целесообразность
использования таких систем (так называемых электротранс-
миссий) может быть оправдана лишь в некоторых специаль-
ных случаях, например, в многоосных поездах с активным
приводом и т. п.
Нельзя, считать, на наш взгляд, также достаточно удач-
ным использование для питания тяговых двигателей аккуму-
492
ляториых батарей. Несмотря на значительные достижения
за последнее время в области развития аккумуляторной тех-
ники, емкости современных аккумуляторных батарей далеко
еще не обеспечивают необходимого запаса хода машин, а
сами батареи имеют обычно очень большой вес, недостаточ-
но долговечны и очень дороги. Поэтому если в какой-то мере
аккумуляторные батареи могут удовлетворять в качестве ис-
точников энергии силовые установки машин народного хозяй-
ства, причем преимущественно небольшой грузоподъемности,
то они совершенно непригодны для армейских машин.
Определенные перспективы использования электродвигате-
лей в качестве силовых установок на армейских машинах
открываются в связи с появлением и развитием так называе-
мых топливных элементов.
Топливные элементы являются химическими источниками
тока, в которых в качестве активного материала отрицатель-
ного электрода используется топливо, а активным материа-
лом положительного электрода является окислитель. Топ-
ливо и окислитель подводятся к зонам реакции непрерывно
и раздельно. Топливом могут служить либо природные ве-
щества (например, уголь, жидкие и газообразные углеводо-
роды и т. п.), либо вещества, которые легко получаются из
природных топлив (водород, окись углерода, спирты, альде-
гиды и т. п.).
В отличие от обычных гальванических элементов, где
электрическая энергия получается из активной массы, кото-
рая в процессе реакции расходуется и не восстанавливается,
в топливных элементах активная масса непрерывно попол-
няется, и поэтому они обладают неограниченной емкостью.
В этом же заключается и принципиальная разница между
топливными элементами и аккумуляторами. В аккумулято-
рах энергия накапливается, и после разряда активной массы
они должны снова заряжаться от внешнего источника элек-
трической энергии.
По существу, топливные элементы в отношении преобра-
зования энергии подобны тепловым двигателям. Разница ме-
жду ними заключается в том, что в топливных элементах
топливо окисляется электрохимическим путем и содержащая-
ся в топливе энергия преобразуется непосредственно в элек-
трическую, при этом исключается окольный, связанный с по-
терями путь получения электрической энергии через тепло-
вую энергию и механическую работу.
В качестве примера, иллюстрирующего принцип работы
топливных элементов, рассмотрим водородно-кисл ородный
топливный элемент. Принципиальная схема этого элемента
показана на рис. XV.14. В электролит с ионной проводимо-
стью (например, H2SO4, КОН, NaOH и т. п.) погружены два
платиновых электрода 1 и 2. Один из электродов 1 омы-
493
Рис. XV.14. Принципи-
альная схема водородно-
кислородного топливного
элемента:
1 и 2 — платиновые элек-
троды: 3 — внешняя нагруз-
ка: 4 — амперметр: 5 — элек-
тролит: 6 — пористая пере-
городка
бается водородом и образует отрицательный полюс, другой
2— кислородом и является положительным полюсом. Между
указанными полюсами элемента возникает стационарное на-
пряжение 0,9—1,2 в. При соединении
обоих полюсов через нагрузку 3 на
каждую электрически прореагирован-
ную молекулу водорода от отрица-
тельного полюса по цепи к положи-
тельному полюсу проходят два элек-
трона, которые на положительном по-
люсе реагируют с кислородом. В от-
личие от обычного сгорания водорода
и кислорода электрохимическое взаи-
модействие («холодное горение») про-
исходит в двух отдельных друг от
друга областях реакции.
В водородно-кислородном элемен-
те с кислым электролитом под дей-
ствием каталитических свойств элек-
трода молекула Н2 на поверхности
электрода распадается на два атома,
которые переходят в раствор в виде
протонов, оставляя те два электрона,
которые и проходят через нагрузку
к положительному полюсу. На поло-
жительном полюсе кислород реаги-
рует с протонами электролита и с
двумя электронами, в результате чего
образуется вода.
Таким образом, процессы в топливном элементе можно
изобразить в виде следующих уравнений:
—	отрицательный полюс
Н2 -> 2Н+ + 2е-
—	положительный полюс
1/2О2 + 2Н++2^-->Н2О;
—	суммарная реакция
Н2 + 1/202->Н20.
По своей сущности электрохимическая реакция в топлив-
ном водородно-кислородном элементе обратна электролизу
воды:
Н2О->Н2+ 1/2О2.
Основными положительными качествами топливных эле-
ментов как новых источников электрической энергии следует
считать:
—	относительно малый удельный объем и вес;
—	отсутствие движущихся частей;
494
•	— бесшумность и склонность к перегрузке;
—	неограниченная емкость или беспрерывность работы;
— отсутствие вредных и ядовитых продуктов.
Важнейшим достоинством их является высокий коэффи-
циент полезного действия (30—75%), причем он растет с
уменьшением нагрузки.
Существенный недостаток топливных элементов заклю-
чается пока что в невозможности широкого использования
в них дешевых сортов топлив, таких, как уголь, природный
газ и т. п., окисление которых электрохимическим путем
представляет достаточно большие трудности. Кроме того,
имеется еще целый ряд нерешенных технологических про-
блем, которые наряду с высокой стоимостью катализаторов
не позволяют пока использовать топливные элементы в ши-
роких масштабах в качестве источников электрической энер-
гии современных колесных и гусеничных машин. Однако то
внимание, которое уделяется топливным элементам в настоя-
щее время, и те работы, которые ведутся в области разработ-
ки процессов и рациональной конструкции их, дают осно-
вание полагать, что в недалеком будущем топливные эле-
менты могут занять одно из ведущих мест как источники
энергии силовых установок транспортного типа.
7. Двигатели внешнего сгорания с регенерацией
теплоты
Среди новых типов силовых установок, разрабаты-
ваемых в последние годы, принципиально отличными являют-
ся двигатели внешнего сгорания с регенерацией теплоты, име-
нуемые в литературе двигателями Стирлинга.
Предложенный более 60 лет тому назад двигатель Стир-
линга не получил в свое время широкого распространения
вследствие больших технических трудностей практического
его выполнения, громоздкости и значительного веса.
Развитие техники и значительное расширение производ-
ственно-технологических возможностей в настоящее время
создали условия для преодоления большинства трудностей,
возникающих при изготовлении таких двигателей, а также
для снижения их габаритных размеров и веса. В связи с этим
в последние годы двигатели внешнего сгорания вновь при-
влекли к себе внимание.
Особенностью двигателя внешнего сгорания с регенера-
цией теплоты является замкнутый цикл. Рабочее тело в его
полостях не заменяется, а только изменяет свой объем за
счет подвода и отвода теплоты.
Принципиальная схема рассматриваемого двигателя по-
казана на рис. XV.15. В цилиндре имеются два поршня —
рабочий 2 и вытеснитель 3. Образуемые этими поршнями
495

полости Vi и V2 соединяются между собой каналами, прохо-
дящими через нагреватель 4, регенератор (теплообменник) 5
и холодильник 6.
К нагревателю 4 постоянно подводится теплота q\ или за
счет какого-либо источника внешней теплоты, или за счет
омывания его наружной поверхности
горячими газами, образующимися во
внешней камере сгорания.
Холодильник постоянно омывается
охлаждающей средой и отводит теп-
лоту q2 от рабочего тела.
Регенератор запасает теплоту в пе-
риод течения горячего рабочего тела
и отдает ее при обратном течении хо-
лодного газа.
В качестве рабочего тела в совре-
менных моделях двигателей внеш-
него сгорания используется обычно во-
дород или гелий, сжатые до давления
100—140 кГ)см2 (10—14 мн!м2).
Рабочий цикл двигателя внешнего
сгорания с регенерацией теплоты
осуществляется за четыре такта (рис.
XV. 16).
В течение первого такта вытесни-
тель 3 (рис. XV. 15) неподвижен, а
поршень 2, перемещаясь к в. м.т., сжи-
мает холодное рабочее тело в полости
Vi и соединительных каналах. В кон-
це сжатия рабочий поршень останав-
ливается, а вытеснитель 3 начинает
перемещаться к н. м. т.
В период движения вытеснителя при неподвижном рабо-
чем поршне осуществляется второй такт рабочего цикла —
перекачка сжатого рабочего тела из полости 1Л в полость V2.
При прохождении рабочего тела через регенератор 5 оно ча-
стично подогревается, затем в полости V2 температура его
повышается за счет подвода теплоты извне. Второй такт за-
канчивается, когда вытеснитель 3 сблизится с находящимся
в в. м.т. рабочим поршнем 2.
Третий такт — рабочий ход — соответствует совместному
движению вытеснителя и рабочего поршня в направлении
своих н. м.т. При этом объем Vx остается неизменным, а
объем V2 увеличивается. Расширяясь в объеме V2, рабочее
тело совершает полезную работу. Рабочий ход завершается
в момент прихода поршней в н. м.т.
В заключительном, четвертом, такте рабочий поршень 2
остается в н. м.т., а вытеснитель 32 перемещаясь вверх, пе-
496
Рис. XV.15. Схема дви-
гателя внешнего сгора-
ния с регенерацией теп-
лоты:
/ — цилиндр: 2 — поршень;
3 — вытеснитель: 4 — нагре-
ватель: 5— регенератор (теп-
лообменник): 6 — холодиль-
ник: 7 — шатун: 8 — колен-
чатый вал
регоняет рабочее тело из полости У2 в полость V\. Проходя
через регенератор, рабочее тело, имея еще достаточно высо-
кую температуру, отдает часть теплоты, затем, окончательно
охладившись в холодильнике 6, поступает в межпоршневую
полость с минимальной температурой. При этом соответст-
венно снижается и давление рабочего тела.
Таким образом, наиболее характерными особенностями
рассмотренного цикла являются внешний подвод теплоты и
ее регенерация. Практическое осуществление этих двух про-
Рис. XV.16. Схема работы двигателя внешнего сгорания с регенерацией
теплоты:
/—сжатие; // — перепуск рабочего тела с нагреванием; /// — расширение (рабочий
ход); IV — перепуск рабочего тела с охлаждением
цессов оказывается возможным за счет того, что сжатие и
расширение рабочего тела происходит в различных рабочих
полостях — «холодной» и «горячей».
В связи с регенерацией теплоты теоретически термодина-
мический к. п. д. цикла двигателя Стирлинга может быть ра-
вен к. п.д. цикла Карно. Однако практически осуществить
четкое разделение функций между поршнем и вытеснителем
и добиться их прерывистого движения не удается. В дей-
ствительности они двигаются в течение всего цикла, только
имеют различные скорости в соответствующих тактах. Кон-
структивно это осуществляется за счет использования криво-
шипно-шатунного механизма с большим дезаксажем. Де-
заксаж дает возможность периодически замедлять движение
одного элемента и ускорять движение другого, и наоборот.
Неполное прекращение движения поршня и вытеснителя
в нужных точках, а также большие «мертвые» объемы суще-
ственно снижают к. п. д. действительного цикла. Реально дви-
гатель мощностью 40 л. с. имеет эффективный к. п.д. 0,38 и
литровую мощность, отнесенную к объему ПО л.с./л.
497
В перспективе возможно некоторое улучшение энергетиче-
ских показателей двигателей Стирлинга.
В рассмотренных двигателях топливо горит в отдельной
камере и обычно с большим избытком воздуха. Это приводит
к полному окислению топлива и обусловливает значительно
меньшее содержание токсичных примесей в продуктах сго-
рания, чем в обычных поршневых двигателях.
Двигатель внешнего сгорания работает бесшумно, так
как не имеет выпуска рабочего тела под давлением. Обра-
щает на себя внимание мягкость работы двигателя из-за от-
сутствия взрывного сгорания.
Габариты и вес существующих образцов двигателей внеш-
него сгорания пока выше, чем у обычных поршневых двига-
телей аналогичной мощности. Это объясняется наличием гро-
моздких и металлоемких теплообменных устройств.
Работы по улучшению двигателей Стирлинга продолжа-
ются, и в настоящее время уже имеются разработки вариан-
тов многоцилиндровых двигателей рядного и V-образного
расположения автотракторного типа.
8. Роторные двигатели
Начиная с 1958 г. роторные двигатели получают
все большее и большее распространение. Первые работоспо-
собные образцы этих двигателей были предложены инжене-
ром Ф. Ванкелем. В настоящее время более 10 известных
двигателестроительных фирм мира занимаются разработкой,
доводкой и серийным выпуском роторных карбюраторных
двигателей, а также проводят работы по созданию роторных
дизелей.
Роторные двигатели принципиально могут использоваться
на транспортерах, колесных тягачах, грузовых и легковых ав-
томобилях. Они могут также применяться в качестве вспомо-
гательных двигателей в авиации, морском и речном флотах,
для привода агрегатов передвижных и переносных электри-
ческих и насосных станций. Особенно перспективными их сле-
дует считать для силовых установок небольшой мощности.
По сравнению с обычными поршневыми двигателями ро-
торные двигатели обладают следующими преимуществами:
— большие в дваттри раза литровая и в три-четыре раза
габаритная мощности;
—	меньший в 1,5—2 раза удельный вес, вдвое меньшие
число деталей и стоимость изготовления двигателя без вспо-
могательных агрегатов;
—	более широкая возможность составления мощностных
рядов при 85—90% унифицированных деталей.
498
По экономичности роторные Дбигатели примерно равно-
ценны соответствующим поршневым двигателям.
К основным недостаткам роторных двигателей можно от-
нести:
—	ограничение окружной скорости ротора значениями
vp = 25-4-30 м/сек в связи с тем, что дальнейшее повышение
ее вызывает усиленные износы деталей. Поэтому с увеличе-
нием размеров роторных двигателей приходится уменьшать
обороты ротора и постепенно утрачиваются их преимущества
в удельных показателях;
—	недостаточные возможности в образовании наивыгод-
нейшей формы камеры сгорания;
—	большой периметр уплотнений.
В настоящее время предложено большое количество кон-
струкций роторных двигателей, в том числе и неработоспо-
собных.
Наиболее характерными признаками оценки работоспо-
собности роторных двигателей могут служить:
—	характер движения рабочего элемента;
—	наличие и характер относительного движения уплотни-
тельных элементов.
Первый признак позволяет оценить возможности форси-
ровки двигателей по оборотам и, следовательно, перспекти-
вы улучшения удельных мощностных, весогабаритных и эко-
номических показателей их работы.
Второй признак определяет качество герметизации рабо-
чих камер и эффективность осуществляемого рабочего про-
цесса, а также надежность и долговечность работы двига-
телей.
Наиболее перспективными следует считать роторные дви-
гатели, имеющие рабочий элемент с однозначным движением
при постоянной угловой скорости и неподвижными (относи-
тельно детали, в которой они размещены) уплотнительными
элементами. Пока к таким конструкциям можно отнести дви-
гатель Ванкеля. Кинематическая схема этого двигателя по-
казана на рис. XV.17.
Вокруг неподвижной шестерни 3 обкатывается подвижная
шестерня 4, закрепленная внутри ротора 2. При этом каж-
дая из вершин ротора описывает двухдуговую эпитрохоиду,
по которой и выполняется рабочая поверхность корпуса 1.
Соотношение между начальными окружностями упомянутых
шестерен равно 2 : 3.
Внутри ротора расположен вал с эксцентриком. Расстоя-
ние между осями вала О и эксцентриком О[ называется экс-
центриситетом и служит плечом, на котором образуется кру-
тящий момент Л4К. Величина этого момента равна произве-
дению равнодействующей тангенциальных составляющих сил
давления газов на эксцентриситет е, т. е. М^ = р^е.
499
Обозначив радиус неподвижной шестерни г=ОВ и по-
движной R = и исходя из равенства дуг при обкатыва-
нии двух окружностей без скольжения, можно записать
га = /?(а—ф),	(XV.9)
где а—угол, соответствующий дуге ВВ2 на малой окруж-
ности с радиусом г и одновременно являющийся
углом поворота эксцентрикового вала;
а—ф—угол, соответствующий дуге ВВХ на большой ок-
ружности с радиусом 7?;
ф — угол поворота ротора.
Рис. XV.17. Кинематическая схема роторного двигателя:
1—корпус двигателя: 2 — ротор; 3 — неподвижная синхронизирующая
шестерня с радиусом 4—подвижная синхронизирующая шестерня
с радиусом R ', °- — угол поворота эксцентрикового вала; Ф — угол по-
ворота ротора; а ~ cR— производящий радиус: с — параметр формы;
О—неподвижный центр вращения эксцентрикового вала; Oi —подвиж-
ный центр вращения ротора
Из уравнения (XV.9)
R __ а
Г а — ф *
Используя производную пропорцию, получим
= V =	(XV-10)
где п — характеристика эпитрохоиды.
Из аналитической геометрии известно, что число ветвей
эпитрохоиды равно п—1. Для случая г:/? = 2:3 п = 3.
500
Из уравнения (XV.10) а = пф, откуда следует, что эксцен-
триковый вал вращается в п раз быстрее ротора. Это об-
стоятельство является одним из существенных преимуществ
рассматриваемых планетарных роторных двигателей, так как
благодаря ему обеспечиваются высокие обороты вала при от-
носительно малых окружных скоростях движения ротора.
Последовательность осуществления процессов рабочего
цикла роторного двигателя можно проследить по одной из
сторон ротора, например АВ (рис. XV.18), так как на двух
Рис. XV.18. Схема протекания рабочего процесса роторного дви-
гателя:
1—9 — положения ротора, соответствующие различным процессам рабочего
цикла; АВ — рассматриваемая сторона ротора
других сторонах будут совершаться те же процессы, но толь-
ко со сдвигом на 120 и 240° поворота ротора или соответст-
венно на 360 и 720° поворота эксцентрикового вала. При этом
поскольку эксцентриковый вал вращается в три раза бы-
стрее ротора, то каждому обороту эксцентрикового вала бу-
дет соответствовать завершение полного рабочего цикла на
одной из сторон ротора.
Принципиально рабочий цикл роторного двигателя
(рис. XV. 19) включает процессы, аналогичные процессам ра-
бочего цикла обычных поршневых двигателей.
Процесс наполнения начинается с момента, когда верши-
на ротора А (рис. XV. 18) проходит кромку впускного трубо-
501
провода (положение 1). При этом начальный период напол-
нения совпадает с продолжающимся еще выпуском отрабо-
тавших газов через выпускной трубопровод. В связи с этим
поступающая горючая смесь не только заполняет рабочую
полость, но и осуществляет частично продувку пространства
между ротором и корпусом (положение 2), обеспечивая тем
Рис. XV.19. Индикаторные диаграммы роторного дви-
гателя:
aczba — расчетная; ас'c"z'Ь'Ь"Ь'" а~ действительная
самым хорошую очистку его от отработавших газов. Продув-
ка рабочей полости заканчивается, когда вершина ротора 5
проходит выпускной трубопровод.
После того как рабочее пространство достигнет макси-
мального объема (положение 3), начинается процесс сжатия
рабочего тела, начальная стадия которого вплоть до момента
прохождения вершиной ротора В впускного трубопровода
(положение 4) сопровождается, несмотря на уменьшающийся
объем рабочей полости^ дозарядкой за счет инерционного на*
502
пора горючей смеси на впуске. Процесс сжатия заканчивается
при минимальном объеме рабочего пространства между ро-
тором и корпусом (положение 5).
Примерно за 7—8° по углу поворота ротора (21—24° по
углу поворота эксцентрикового вала) до окончания процесса
сжатия на электроды свечи подается искра и начинается
процесс сгорания, который завершается в дальнейшем в про-
цессе расширения при увеличивающемся объеме рабочего
пространства (в период перемещения ротора из положения 5
в положение 6).
Процесс расширения, в течение которого газы, оказывая
давление на грань ротора, производят полезную работу, за-
вершается тогда, когда объем рабочей полости достигает
максимального значения.
В конце процесса расширения, после того как вершина
ротора А пройдет кромку выпускного трубопровода (положе-
ние 6), начинается процесс очистки рабочей полости от отра-
ботавших газов — выпуск. Завершается этот процесс в мо-
мент прохождения вершиной ротора В передней кромки вы-
пускного канала (положение 8).
Положение 9 ротора соответствует окончанию рабочего
цикла на рассмотренной грани ротора АВ и началу его на
соседней грани ВС.
Следует заметить, что, несмотря на принципиальное сход-
ство, процессы рабочего цикла роторных двигателей все же
в определенной степени отличаются от соответствующих про-
цессов поршневых двигателей. В основном эти различия сво-
дятся к значениям параметров, характеризующих каждый из
процессов, и к значительной накладке в роторных двигателях
отдельных процессов друг на друга. Последнее наглядно ил-
люстрируется рис. XV.20, на котором показана условная диа-
грамма продолжительности отдельных процессов рабочего
цикла в углах поворота ротора для двигателя ККМ-502.
Начало процессов газообмена — выпуска отработавших
газов и заполнения рабочей полости свежим зарядом — на
рис. XV.20 отмечено вектором OD. Как видно из рисунка, в
совокупности процессы газообмена занимают 224° по углу по-
ворота ротора, что составляет более 66% общей продолжи-
тельности цикла.
Процесс выпуска продолжается в течение 120° по углу по-
ворота ротора (угол DOG) и условно может быть разделен,
как и в поршневых двигателях, на три фазы:
— свободный выпуск (угол DOH, равный примерно 20°
по углу поворота ротора). Давление газов в начале фазы со-
ставляет 6—8 кГ/см2 (0,6—0,8 мн/м2) и снижается к концу
ее до 3—4 кГ/см2 (0,3—0,4 мн/м2). Характерной особенно-
стью этой фазы является истечение газов с критическими
скоростями;
503
— принудительный выпуск (угол НОА, равный примерно
60° по углу поворота ротора). Рабочая полость очищается
под выталкивающим воздействием ротора. Давление газов
снижается до 1,3—1,5 кГ/см2 (0,13—0,15 мн/м2),и скорость
истечения их становится ниже критической. Фаза заканчи-
вается в момент начала открытия радиальной уплотнитель-
ной пластинкой ротора впускного канала;
— продувка рабочей полости (угол AOG, примерно рав-
ный 40° по углу поворота ротора). В течение этой фазы одно-
Рис. XV.20. Полярная диаграмма роторного двигателям
О—центр полярной диаграммы; А'В— рассматриваемая сто-
рона ротора; OD, ОР и др. — лучи, соответствующие положению
вершины ротора А' в характерных точках цикла
временно выпускаются отработавшие газы, продувается и ча-
стично наполняется свежим зарядом рабочая полость. Бла-
годаря выталкивающему действию свежего заряда и продувке
рабочей полости в третьей фазе удается достигнуть хорошей
очистки рабочего пространства от отработавших газов, что
обеспечивает сравнительно низкие значения коэффициента
остаточных газов в роторных двигателях (р. = 0,025—0,04).
В конце выпуска для роторных двигателей давление оста-
точных газов рг равно 1,02—1,05 кГ/сж2 (0,102-4-0,105 лш/ж2),
а температура их 1100—1200°
504
Продолжительность процесса наполнения (угол АОЕ) со-
ставляет 144° по углу поворота ротора. Его также условно
можно разделить на несколько фаз:
— вытеснение остаточных газов и продувка рабочей поло-
сти при уменьшающемся ее объеме (угол АОМ, равный при-
мерно 20° по углу поворота ротора). Заряд в рабочую по-
лость в этой фазе поступает за счет использования кинети-
ческой энергии потока свежей смеси и за счет «отсасываю-
щего» действия потока отработавших газов. При этом в
начальный период, когда радиальная пластина ротора пере-
секает впускной канал, поток горючей смеси поступает одно-
временно в две смежные рабочие полости, благодаря чему в
отличие от карбюраторных двигателей в роторных двигате-
лях обычно сохраняется непрерывность потока и отсутствуют
ощутимые колебания его во впускном канале;
—	наполнение рабочей полости при увеличивающемся ее
объеме (угол МОВ, равный примерно 102° по углу поворота
ротора). На части этой фазы (угол MOG) процесс наполне-
ния осуществляется одновременно с процессом выпуска;
—	заполнение рабочей полости горючей смесью при
уменьшающемся ее объеме — дозарядка в начале процесса
сжатия (угол ВОЕ, примерно равный 22° по углу поворота
ротора).
Меньшие сопротивления на впуске из-за отсутствия кла-
панов и в связи с более рациональной формой впускного
тракта, а также достаточно большое «время — сечения» орга-
нов газораспределения обусловливают в роторных двигате-
лях более высокие значения коэффициента наполнения, не-
жели в обычных поршневых двигателях. Последнее наглядно
подтверждается следующими опытными данными:
Число оборотов ро-
торного двигателя
в минуту . . . .	4000	5000	6000	7000
Величина	. 0,85—0,93 0,87—0,98 0,89—1,02 0,93—1,05
Параметры конца наполнения на номинальных режимах
работы роторных двигателей изменяются в пределах: дав-
ление конца наполнения ра = 0,92 ч- 0,98 кГ!см2 (0,0924-
4-0,098 мн/м2)\ температура Га = 3204-340° К; подогрев све-
жего заряда ДГ = 84-15°.
Процесс сжатия занимает по углу поворота ротора при-
мерно 80° (угол BOF). Практически протекание его анало-
гично протеканию процесса сжатия в карбюраторных двига-
телях. В связи с некоторыми специфическими особенностями
процесса сгорания величина степени сжатия в роторных дви-
гателях определяется обычно не антидетонационными свой-
ствами топлива (октановым числом), а оптимальными значе-
505
ниями среднего эффективного давления (ре) и экономично-
стью двигателя. По имеющимся опытным данным, наиболь-
шие значения ре достигаются при е = 9,5ч-10,5, а минималь-
ный удельный расход топлива — при е = 8,5ч-9. На номиналь-
ных режимах средний показатель политропы сжатия П\ для
роторных двигателей изменяется в пределах 1,37—1,39, а дав-
ление .и температура конца сжатия соответственно рс =
= 14ч-19 кГ/см2 (1,4ч-1,9 мн/м2) и 7’с=650ч-800° К.
Особенностью процесса сгорания роторных двигателей яв-
ляются более высокие скорости распространения пламени,
достигающие 70—100 м/сек. Кроме того, процесс сгорания
здесь обычно совмещается с процессом расширения (угол
FOH). Последнее обстоятельство обусловливает сравнитель-
но пологий характер изменения давления в рабочей полости,
что приводит к снижению максимального давления сгорания
и обеспечивает мягкую работу двигателей. Максимальные
давления сгорания в роторных двигателях, как правило, не
превышают значений р2 = 42ч-48 кГ/cm2 (4,2ч-4,8 мн/м2), а
жесткость работы их равна 0,35—0,45 ----2	. Расчет-
г	г	’ см2 -град- п.р.
ные значения давления и температуры конца сгорания изме-
няются соответственно в интервалах: р2 = 60ч-70 кГ/см2 (6ч-
+ 7 мн/м2) и 7\=2350ч-2700°К.
Для роторных двигателей характерен некоторый сдвиг
рабочих составов горючей смеси в сторону их обеднения.
Максимальная мощность достигается при а = 0,94ч-1, макси-
мальная экономичность — при а= 1,17ч-1,2, а устойчивая ра-
бота двигателей сохраняется до а= 1,29ч-1,31.
Процесс расширения характеризуется следующими значе-
ниями его параметров: средний показатель политропы рас-
ширения П\ = 1,15ч-1,2, давление конца расширения =
= 4ч-6 кГ/см2 (0,4ч-0,6 мн/м2), температура конца расшире-
ния	1750 4-1970° к.
Вследствие значительной аналогии основных процессов ра-
бочего цикла поршневых и роторных двигателей тепловой
расчет роторных двигателей и определение параметров со-
стояния рабочего тела в характерных точках цикла практи-
чески могут выполняться по тем же уравнениям и по той же
методике, которые используются для поршневых двигателей.
При этом необходимо лишь учитывать приведенные выше
значения различных величин.
Среднее индикаторное давление расчетного цикла для ро-
торных двигателей р. составляет 11,5—14 кГ/см2 (1,15ч-
ч-1,4 мн/м2), а коэффициент полноты индикаторной диаграм-
мы срг-= 0,75 ч-0,87.
В связи с меньшим количеством трущихся деталей и сни-
женными насосными потерями роторные двигатели имеют
более высокий механический к. п.д. т]м, равный 0,82—0,93.
506
Среднее эффективное давление в современных роторных
двигателях рс = 8-е-10 кГ1см2 (0,84-1 мн!м2), удельный эффек-
тивный расход топлива ge = 220 4- 250 г/э.л.с.ч (3004-
4-340 г/э-квТ'Ч), а эффективный к. п.д. т]е = 0,244-0,27.
Некоторые особенности при расчете роторных двигателей
имеет лишь определение индикаторной мощности, которая
находится по уравнениям:
кт _ Pi V hx пэ. в *с
1	450
ИЛИ
м _ Pt У he ic
~	450
В системе СИ
кт ____________________ Pi VhK П9. в
600
или
м _ Pi ^hc Пр ic
Vi ~	600	’
где VhK и Vhc — объемы соответственно рабочей полости и
секции в целом, л;
пэ в и Пр—число оборотов соответственно эксцентрико-
вого вала и ротора в минуту;
iz—число секций двигателя.
Значения эффективной мощности могут рассчитываться по
этим же уравнениям, необходимо лишь заменить в них pi
на Ре-
ЛИТЕРАТУРА
Акатов Е. И., Белов П. М., Дьяченко Н. X., Муса-
тов В. С. Работа автомобильного двигателя на неустановившемся ре-
жиме. Л., Машгиз. 1960.
Акатов Е. И., Бологов В. С. и др. Судовые роторные двига-
тели. Л., изд-во «Судостроение», 1967.
Архангельский В М., Вихерт М. М., Воинов А. Н, Сте-
панов Ю. А., Трусов В. И., X о в а х М. С. Автомобильные двига-
тели. М., Машгиз, 1967.
Бриллинг Н. Р., Вихерт М. М., Гуттерман И. И. Быстро-
ходные дизели. М., Машгиз, 1951.
Ваншейдт В. А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Ч. 1.
Судпромгиз, 1958
Гершман И. И., Лебединский А. П. Автомобильные много-
топливные двигатели с воспламенением от сжатия. М., ЦБТИ, 1961.
Демьянов Л. А., Сарафанов С. К. Многотопливные двига-
тели. М., Воениздат, 1968.
Дьяченко Н. X., Дашков С. Н., Мусатов В. С., Бе-
лов П. М., Б у д ы к о Ю. И. Быстроходные поршневые двигатели вну-
треннего сгорания. Л., Машгиз, 1962.
Дьяченко Н. X., Костин А. К. и др. Теория двигателей вну-
треннего сгорания. М. — Л., Машгиз, 1965.
Кошкин В К., Левин Б. Р. Двигатели со свободно движущи-
мися поршнями. М, Машгиз, 1954.
Крутов В. И. Автоматическое регулирование двигателей внутрен-
него сгорания. М., Машгиз, 1963.
Ленин И. М. Теория автомобильных и тракторных двигателей. М.,
Машгиз, 1969
Ленин И. М., Малашкин О. М., С а моль Т. И. Системы топли-
воподачи автомобильных и тракторных двигателей. М., Машгиз, 1963.
Махалдиани В. В. О двигателях для горных автомобилей и трак-
торов. Тбилиси, Мецниереба, 1968.
Мелькумов Т. М. Теория быстроходного двигателя с самовоспла-
менением. М., Оборонгиз, 1953.
О р л и н А. С., Вырубов Д. Н. и др. Двигатели внутреннего сго-
рания. Т. 1. М., Машгиз, 1957.
Поршневые двигатели внутреннего сгорания (Труды конференции по
поршневым двигателям). М., изд-во АН СССР, 1956.
Рикардо Г. Р. Быстроходные двигатели внутреннего сгорания.
М., Машгиз, 1960.
Сгорание в транспортных поршневых двигателях. М., изд-во АН
СССР, 1951.
Соколик А. С. Самовоспламенение, пламя и детонация в газах.
М., изд-во АН СССР, 1960.
Степанов Г. Ю. Основы теории лопаточных машин, комбиниро-
ванны,х и газотурбинных двигателей. М, Машгиз, 1958.
Труды НАМИ, вып. 40. М., НАМИ, 1964.
Труды НАМИ, вып. 88 М., НАМИ, 1966.
Труды ЦНИТА, вып 9 Л., ЦНИТА, 1961.
Труды ЦНИТА, вып. 22. Л., ЦНИТА, 1964.
Труды ЦНИТА, вып. 27. Л., ЦНИТА, 1965.
Фильштих В. Топливные элементы. Перев. с немец. М., изд-во
«Мир», 1968.
Френкель Н 3. Гидравлика. М, Госэнергоиздат, 1956.
Ханин Н. С. Наддув и нагнетатели автомобильных двигателей. М.,
Машгиз, 1965.
Чапчаев А. А., Исавнин Г. С. Системы питания с впрыском
бензина для автомобильных двигателей. М., НИИН, 1965.
Ч и с т о з в о н о в С. Б., Ханин Н. С. Современные зарубежные aiv
томобильные дизели, М-, ЦИНТИАМ, 1963.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие , g . . ................... .	3
Введение ... 8 .............  ........................  .	5
Глава I. Циклы двигателей внутреннего сгорания .......	10
1.	Общие положения..................................  —
2.	Действительные циклы поршневых двигателей внутреннего
сгорания ............................................. И
3.	Теплоиспользование в действительном цикле ......	16
Глава II. Процессы газообмена в двигателях............... 26
1.	Общая характеристика процессов газообмена в двигате-
лях внутреннего сгорания ..... ...................... —
2.	Параметры процессов газообмена ............	33
3.	Температура конца наполнения . .................. 35
4.	Уравнения коэффициента наполнения, общие для всех
двигателей...................................... 36
5.	Уравнения коэффициента остаточных газов и коэффициен-
та наполнения для четырехтактных двигателей ?	. . . .	38
6.	Процессы газообмена в двухтактных двигателях	....	41
7.	Влияние различных факторов на коэффициент наполне-
ния ................................................ 45
8.	Значение параметров процессов газообмена для современ-
ных двигателей....................................... 56
Глава III. Процесс сжатия ............................... 57
1.	Теплообмен в процессе сжатия и средний показатель по-
литропы сжатия....................................... —
2.	Влияние различных факторов на протекание процесса
сжатия..............................................  60
3.	Параметры конца	процесса	сжатия.................. 64
Глава IV. Процесс сгорания ............................   66
1.	Физико-химические	основы	процесса сгорания........ —
2.	Процесс сгорания в двигателях с принудительным вос-
пламенением ........................................ 75
3.	Влияние различных факторов на процесс сгорания в дви-
гателях с принудительным	воспламенением........... 81
4.	Детонационное сгорание .......................... 90
5.	Влияние различных факторов на детонацию и меры
борьбы с ней........................................ 94
6.	Особые случаи сгорания в двигателях с принудительным
воспламенением ..................................... 100
7.	Процесс сгорания в дизелях	.	102
509
Стр.
8.	Влияние различных факторов на процесс сгорания в ди-
зелях .............................................
9.	Расчет процесса сгорания......................... 1^4
10.	Состав отработавших газов и методы снижения их ток-
сичности ............................................ 131
Глава V. Процесс расширения . . .......................... 134
1.	Теплообмен и средний показатель политропы расширения
2.	Влияние различных факторов на величину среднего по-
казателя политропы расширения.......................  136
3.	Параметры конца процесса расширения............-	139
Глава VI. Индикаторные и эффективные показатели двигателей 140
1.	Индикаторные показатели............................. —
2.	Влияние различных, факторов на индикаторные показа-
тели ................................................ 149
3.	Механические	потери............................... 136
4.	Влияние различных факторов на механические потери и
механический	к. п. д.............................   161
5.	Эффективные	показатели ................	167
6.	Тепловой баланс двигателя......................... 169
7.	Влияние различных факторов на распределение теплоты
в двигателе............................................... 172
Глава VII. Теплообмен	в двигателях........................... 177
1.	Теплопередача в	двигателях.............................. —
2.	Температура деталей двигателя. Теплонапряженность . . .	131
3.	Влияние различных факторов на теплоотдачу и тепловое
состояние деталей двигателя .............................. 188
Глава VIII. Процессы смесеобразования в двигателях с прину-
дительным воспламенением рабочей смеси....................... 193
1.	Общие положения......................................... —
2.	Простейший карбюратор и процессы, сопровождающие его
работу............................................... 194
3.	Требуемая характеристика карбюратора.............. 206
4.	Корректирование состава смеси в главных дозирующих
системах............................................. 210
5.	Вспомогательные устройства карбюраторов........... 218
6.	Движение горючей смеси по впускному тракту	двигателя	228
7.	Конструкция и работа современных карбюраторов	.	.	.	230
8.	Впрыск топлива в двигателях с принудительным воспла-
менением рабочей смеси .................................. 234
9.	Смесеобразование с разделением и расслоением заряда в
двигателях с принудительным воспламенением рабочей
смеси..................................................   245
Глава IX. Смесеобразование в дизелях............................ 248
1.	Общие положения.................................... —
2.	Камеры сгорания дизелей . ........................... 249
3.	Распиливание топлива............................  ,	252
4.	Объемное смесеобразование ........................... 256
5.	Пленочный и объемно-пленочный способы смесеобразова-
ния ................................................... 267
6.	Сравнительная оценка различных способов смесеобразо-
вания ................................................... 271
7.	Системы топливопитания дизелей .....................  272
8.	Топливные насосы высокого давления..............  .	275
9.	Форсунки .........................................    287
10.	Совместная работа	топливного насоса	и	форсунки	.	.	,	293
lls	Смесеобразование с	впрыском эмульсированного	топлива	297
510
Стр.
Глава X. Эксплуатационные характеристики	двигателей . . . .	303
1.	Общие положения.......................................    —
2.	Нагрузочные характеристики............................  306
3.	Скоростные характеристики.............................. 311
4.	Частичные скоростные характеристики	................ 322
5.	Характеристики холостого хода.......................... 326
6.	Регулировочные характеристики.......................... 328
Глава XI. Режимы работы двигателей ............................. 333
1.	Установившиеся и неустановившиеся	режимы................. —
2.	Виды неустановившихся режимов и	связь	между ними 335
3.	Некоторые особенности рабочего процесса поршневых дви-
гателей при работе на неустановившихся режимах . . .	338
4.	Индикаторные и эффективные показатели двигателей на
неустановившихся режимах.................................. 354
5.	Баланс и потери мощности двигателей на неустановивших-
ся режимах................................................ 359
Глава XII. Регулирование двигателей внутреннего сгорания . . .	363
1. Регулирующие устройства и устойчивость работы двига-
телей .........................-........................... —
2.	Регулирование числа оборотов в двигателях колесных и
гусеничных машин.......................................  365
3.	Типы регуляторов и их принципиальные схемы ......	369
4.	Параметры регуляторов............................... 375
5.	Регуляторные характеристики и характеристики двигате-
лей с различными типами регуляторов..................... 382
6.	Корректоры подачи топлива .......................... 384
Глава XIII. Методы повышения мощностных и экономических
показателей двигателей....................................... 386
1.	Основные направления, используемые для повышения
мощности и экономичности двигателей....................... —
2.	Наддув двигателей ................_ . . . .......... 395
3.	Механический наддув . .............................. 398
4.	Газотурбинный наддув..............................   405
5.	Рабочий процесс газотурбонагнетателя................ 406
6.	Использование энергии отработавших газов при газотур-
бинном наддуве.......................................... 419
7.	Особенности рабочего процесса	дизелей с турбонаддувом 427
8.	Особенности расчета рабочего процесса дизеля с газо-
турбинным наддувом . ..................................  435
Глава XIV. Работа двигателей в особых условиях эксплуатации 446
1.	Работа двигателей при повышенной температуре окру-
жающей среды.............................................  —
2.	Работа двигателей при пониженной температуре окру-
жающей среды...........................................  450
3.	Работа двигателей в горных условиях ...............  456
Глава XV. Особенности рабочего процесса новых и перспектив-
ных силовых установок....................................     464
1.	Недостатки поршневых двигателей ...........	—
2.	Многотопливные двигатели ........................... 465
3.	Газотурбинные двигатели ... ........................ 475
4.	Комбинированные силовые установки..................  484
5.	Двигатели с переменной степенью сжатия.............. 488
6.	Перспективы использования в качестве силовых устано-
вок колесных и гусеничных машин электродвигателей . . .	492
7.	Двигатели внешнего сгорания с регенерацией теплоты . .	495
8.	Роторные двигатели ................................  498
Литература , . ...........................................    508
Белов Павел Митрофанович, Бурячко Владимир Романович,
Акатов Евгений Иванович
ДВИГАТЕЛИ АРМЕЙСКИХ МАШИН. ЧАСТЬ ПЕРВАЯ. ТЕОРИЯ
Редактор Окунев Ю. К.
Технический редактор Петухова С В. Корректор Квятковская В. В.
Г-82008	Сдано в набор 20.5.70 г.	Подписано к печати 13.1.71 г.
Формат 60 X 90V16 Печ. л. 32. Усл. печ. л. 32, Уч.-изд. л. 32,014
Бумага типографская № 3. Тираж 35 000 экз. Цена 1 р. 36 к.
Изд. № 5/2868	Зак. 165
Ордена Трудового Красного Знамени
Военное издательство Министерства обороны СССР
Москва, К-160
2-я типография Воениздата
Ленинград, Д-65, Дворцовая пл., 10